JP6528816B2 - Turbocharged compression self-ignition engine - Google Patents

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Description

ここに開示する技術は、過給機付き圧縮自己着火式エンジンに関する。   The technology disclosed herein relates to a supercharged compression self-ignition engine.

特許文献1には、低負荷低回転の所定領域において、燃焼室内の混合気を圧縮着火により燃焼させるエンジンが記載されている。このエンジンは、前記所定領域においては、排気弁の閉時期を上死点前にしかつ吸気弁の開時期を上死点後にすることにより、吸気弁及び排気弁を共に閉弁するネガティブオーバーラップ期間を設けている。これにより、高温のEGRガスが燃焼室内に導入されるため、燃焼室内の温度が高くなって、混合気が圧縮着火する。   Patent Document 1 describes an engine that burns an air-fuel mixture in a combustion chamber by compression ignition in a predetermined region of low load and low rotation. This engine has a negative overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve are closed by setting the closing timing of the exhaust valve before top dead center and the opening timing of the intake valve after top dead center in the predetermined region. Is provided. As a result, the high temperature EGR gas is introduced into the combustion chamber, the temperature in the combustion chamber becomes high, and the air-fuel mixture is compression-ignited.

特許文献2には、吸気通路に機械式過給機とインタークーラーとを設け、過給した吸気を冷却してエンジンに供給するエンジンが記載されている。このエンジンは、所定の運転状態において、電磁クラッチをオフにすることによって機械式過給機を非駆動にすると共に、機械式過給機及びインターをバイパスするエアバイパス通路の制御弁を閉じることにより、機械式過給機を圧力差によって予回転させる。これにより、電磁クラッチをオンにしたときのトルクショックの発生を防止する。   Patent Document 2 describes an engine in which a mechanical supercharger and an intercooler are provided in an intake passage, and the supercharged intake air is cooled and supplied to the engine. This engine deenergizes the mechanical supercharger by turning off the electromagnetic clutch in a predetermined operating condition, and closes the control valve of the air bypass passage bypassing the mechanical supercharger and the inter , Pre-rotation mechanical supercharger by pressure difference. This prevents the occurrence of torque shock when the electromagnetic clutch is turned on.

特開2009−197740号公報JP, 2009-197740, A 特許第3564989号公報Patent No. 3564989

圧縮着火による燃焼は、燃焼室内の温度を適正な範囲に調整しなければならない。例えば外気温度が高いときには、圧縮上死点に至ったときの燃焼室内の温度である圧縮端温度が高くなりすぎて、圧縮着火による燃焼が急峻になり、燃焼騒音が許容値を超えてしまう。   In combustion by compression ignition, the temperature in the combustion chamber must be adjusted to an appropriate range. For example, when the outside air temperature is high, the compression end temperature which is the temperature in the combustion chamber when the compression top dead center is reached becomes too high, and the combustion by compression ignition becomes steep and the combustion noise exceeds the allowable value.

ここに開示する技術は、過給機付き圧縮自己着火式エンジンにおいて、燃焼室内を適切な温度に調整する。   The technology disclosed herein adjusts the combustion chamber to an appropriate temperature in a supercharged compression self-ignition engine.

具体的に、ここに開示する過給機付き圧縮自己着火式エンジンは、エンジンの燃焼室に接続された吸気通路と、前記吸気通路に配設された過給機と、前記過給機の駆動と非駆動とを切り替える切替部と、前記吸気通路における前記過給機の下流に配設されたインタークーラーと、前記吸気通路における前記過給機の上流と前記インタークーラーの下流とを接続するバイパス通路と、前記バイパス通路に配設された流量制御弁と、前記吸気通路の下流端と前記燃焼室との間に介設した吸気弁の開閉動作を変更するよう構成された可変動弁機構と、前記切替部、前記流量制御弁及び前記可変動弁機構に接続されかつ、前記切替部、前記流量制御弁及び前記可変動弁機構に制御信号を出力する制御部と、ピストンが圧縮上死点に至ったときの前記燃焼室内の温度である圧縮端温度を推定する温度推定部と、を備える。   Specifically, the compression self-ignition type engine with a supercharger disclosed herein includes an intake passage connected to a combustion chamber of the engine, a supercharger disposed in the intake passage, and a drive of the supercharger. A switching unit for switching the motor and the non-drive, an intercooler disposed downstream of the supercharger in the intake passage, and a bypass passage connecting the upstream of the supercharger in the intake passage and the downstream of the intercooler A flow control valve disposed in the bypass passage, a variable valve mechanism configured to change the opening / closing operation of an intake valve interposed between the downstream end of the intake passage and the combustion chamber; A control unit connected to the switching unit, the flow control valve, and the variable valve mechanism, and outputting a control signal to the switching unit, the flow control valve, and the variable valve mechanism; Said fuel when Comprising a temperature estimation unit that estimates a compression end temperature which is the temperature of the chamber, the.

前記制御部は、前記切替部を通じて前記過給機を非駆動にして前記エンジンを運転するときには、前記流量制御弁を開弁し、前記エンジンは、前記燃焼室内の混合気が圧縮自己着火により燃焼する。   When the control unit operates the engine without driving the supercharger through the switching unit, the control unit opens the flow control valve, and in the engine, the air-fuel mixture in the combustion chamber is burned by compression self-ignition Do.

前記制御部はまた、前記過給機を非駆動にして前記エンジンが運転しているときに、前記温度推定部が推定した圧縮端温度に基づいて、前記圧縮端温度が、予め設定した許容温度を超えるときには、前記エンジンの有効圧縮比を、前記圧縮端温度が許容温度以下のときよりも下げるように、前記可変動弁機構を通じて前記吸気弁の閉時期を変更する。   The control unit also causes the compression end temperature to be a preset allowable temperature based on the compression end temperature estimated by the temperature estimation unit when the engine is operated with the supercharger not driven. And when the engine compression ratio is lower than that when the compression end temperature is below the allowable temperature, the closing timing of the intake valve is changed through the variable valve mechanism.

ここで、「エンジン」は、燃焼室が吸気行程、圧縮行程、膨張行程及び排気行程を繰り返すことにより運転する、4ストロークエンジンとすればよい。   Here, the “engine” may be a four-stroke engine which is operated by the combustion chamber repeating an intake stroke, a compression stroke, an expansion stroke and an exhaust stroke.

過給機が駆動しない状態でエンジンが運転するときには、バイパス通路の流量制御弁を開弁する。過給機は、エンジンによって駆動される機械式の過給機とすればよい。また、電気エネルギにより駆動する電動式の過給機としてもよい。過給機が駆動していないとき、吸気は、過給機及びインタークーラーを通過しないで、バイパス通路を通って燃焼室に入る。一方、過給機が駆動している状態でエンジンが運転するときには、吸気は、過給機による昇圧、及び、インタークーラーによる冷却を経て、燃焼室に入る。尚、過給機が駆動しているときには、流量制御弁の開度を、適宜、調整することによって、エンジンの過給圧を調整すればよい。   When the engine is operated without driving the supercharger, the flow control valve in the bypass passage is opened. The supercharger may be a mechanical supercharger driven by an engine. Moreover, it is good also as an electrically driven supercharger driven by an electrical energy. When the turbocharger is not driven, the intake air passes through the bypass passage and enters the combustion chamber without passing through the turbocharger and the intercooler. On the other hand, when the engine is operated while the supercharger is in operation, intake air is boosted by the supercharger and cooled by the intercooler to enter the combustion chamber. When the supercharger is driven, the supercharging pressure of the engine may be adjusted by appropriately adjusting the opening degree of the flow control valve.

過給機が駆動していない状態でエンジンが運転するときに、燃焼室内の混合気は、圧縮自己着火により燃焼する。燃焼室内を適切な温度に調整しなければならない。圧縮端温度が、予め設定した許容温度を超えるときには、エンジンの有効圧縮比を、圧縮端温度が許容温度以下のときよりも下げるように、可変動弁機構を通じて吸気弁の閉時期を変更する。例えば吸気弁の閉時期を下死点以降に遅らせると、エンジンの有効圧縮比が下がる。尚、吸気弁の閉時期の変更は、吸気弁のバルブタイミングの位相を変更することに限定されない。例えば吸気弁のリフト量を変更したり、吸気弁の開弁角(つまり、吸気弁が開弁している期間の長さ)を変更したりすることにより、吸気弁の閉時期を変更してもよい。   When the engine operates in a state where the supercharger is not driven, the mixture in the combustion chamber burns due to compression self-ignition. The combustion chamber must be adjusted to an appropriate temperature. When the compression end temperature exceeds a preset allowable temperature, the closing timing of the intake valve is changed through the variable valve mechanism so that the effective compression ratio of the engine is lower than when the compression end temperature is lower than the allowable temperature. For example, when the closing timing of the intake valve is delayed after the bottom dead center, the effective compression ratio of the engine decreases. The change of the closing timing of the intake valve is not limited to changing the phase of the valve timing of the intake valve. For example, by changing the lift amount of the intake valve or changing the valve opening angle of the intake valve (that is, the length of the period during which the intake valve is open), the closing timing of the intake valve is changed. It is also good.

エンジンの有効圧縮比を下げることによって、圧縮行程中に燃焼室内のガスが圧縮されることに伴う温度上昇が少なくなるから、その分、圧縮端温度が下がる。圧縮端温度を、許容温度以下に抑えることが可能になる。尚、温度推定部は、各種のセンサの検出値に基づいて、圧縮端温度を推定すればよい。   By lowering the effective compression ratio of the engine, the temperature rise due to the gas in the combustion chamber being compressed during the compression stroke decreases, so the temperature at the compression end decreases accordingly. It is possible to keep the compression end temperature below the allowable temperature. The temperature estimation unit may estimate the compression end temperature based on detection values of various sensors.

ここで、圧縮端温度が高くなるときに、燃焼室に供給する吸気の温度を、例えばインタークーラーを利用して低下させることが考えられる。しかしながら、吸気が、インタークーラーを通過するよう過給機を駆動すると、エンジンの燃費性能が低下してしまう。   Here, it is conceivable to lower the temperature of the intake air supplied to the combustion chamber using, for example, an intercooler when the compression end temperature rises. However, if the supercharger is driven so that the intake air passes through the intercooler, the fuel efficiency performance of the engine is reduced.

これに対し、吸気弁の閉時期を変更させてエンジンの有効圧縮比を下げる前記の構成は、エンジンの燃費性能が低下させることなく、圧縮端温度を許容温度以下にすることができる。その結果、過給機が駆動してない状態でエンジンが運転しているときに、燃焼室内の混合気を、適切に圧縮自己着火により燃焼させることができる。   On the other hand, in the above-described configuration in which the closing timing of the intake valve is changed to lower the effective compression ratio of the engine, the compression end temperature can be made equal to or lower than the allowable temperature without lowering the fuel efficiency performance of the engine. As a result, when the engine is operated in a state where the supercharger is not driven, the air-fuel mixture in the combustion chamber can be appropriately burned by compression self-ignition.

前記制御部は、前記エンジンの負荷が低いときに、前記過給機を非駆動にし、前記可変動弁機構は、前記吸気弁のバルブタイミングの位相を変更する機構を含むと共に、前記エンジンの負荷が低いときには、前記吸気弁と排気弁との両方が開弁しているオーバーラップ期間を設けることによって、前記燃焼室内に導入するEGRガスを所定割合以上にし、前記制御部はまた、前記過給機を非駆動にして前記エンジンが運転しているときに、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときには、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも、前記オーバーラップ期間が短くなりかつ、前記エンジンの有効圧縮比が下がるように、前記可変動弁機構を通じて前記吸気弁のバルブタイミングの位相を遅角する、としてもよい。   The control unit deactivates the supercharger when the load on the engine is low, and the variable valve mechanism includes a mechanism for changing the phase of the valve timing of the intake valve, and the load on the engine When the engine speed is low, the EGR gas introduced into the combustion chamber is set to a predetermined ratio or more by providing an overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve are open, and the control unit also performs the supercharging When the compression end temperature exceeds the allowable temperature while the engine is operating with the machine not driven, the overlap period becomes shorter than when the compression end temperature is lower than the allowable temperature and The phase of the valve timing of the intake valve may be retarded through the variable valve mechanism so that the effective compression ratio of the engine decreases.

オーバーラップ期間を設けて、燃焼室内に、所定割合以上のEGRガスを導入することにより、燃焼室内の温度を高くすることができる。エンジンの負荷が低いときに圧縮自己着火による燃焼を安定化することができる。圧縮端温度が許容温度を超えるときに、吸気弁のバルブタイミングの位相を遅角すると、圧縮端温度が許容温度以下のときよりも、オーバーラップ期間が短くなる。これにより、燃焼室内に導入されるEGRガス量が減るため、圧縮を開始する前の、燃焼室内の温度が下がる。また、吸気弁のバルブタイミングの位相を遅角することにより吸気弁の閉時期を下死点以降に遅らせると、エンジンの有効圧縮比が下がる。   The temperature in the combustion chamber can be increased by providing an overlap period and introducing an EGR gas at a predetermined ratio or more into the combustion chamber. When the load on the engine is low, combustion by compression self-ignition can be stabilized. When the compression end temperature exceeds the allowable temperature, retarding the phase of the valve timing of the intake valve results in a shorter overlap period than when the compression end temperature is lower than the allowable temperature. As a result, the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber decreases, so the temperature in the combustion chamber decreases before starting the compression. In addition, when the closing timing of the intake valve is delayed after the bottom dead center by retarding the phase of the valve timing of the intake valve, the effective compression ratio of the engine decreases.

よって、前記の構成は、吸気弁のバルブタイミングの位相を遅角することによって、圧縮を開始する前の燃焼室内の温度を下げることと、エンジンの有効圧縮比を下げることとの二つの効果が得られる。これによって、圧縮端温度を有効に低減し、圧縮端温度を許容温度以下に抑えることができるから、燃焼室内の混合気を、適切に圧縮自己着火により燃焼させることができる。   Therefore, the above configuration has two effects of lowering the temperature in the combustion chamber before starting compression and retarding the effective compression ratio of the engine by retarding the phase of the valve timing of the intake valve. can get. As a result, the compression end temperature can be effectively reduced and the compression end temperature can be suppressed to the allowable temperature or less, so that the mixture in the combustion chamber can be burned by compression self-ignition appropriately.

前記制御部は、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が所定温度を超えるときには、前記切替部を通じて前記過給機を非駆動にすると共に、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも、前記流量制御弁を閉じ、前記制御部は、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が前記所定温度以下のときには、前記エンジンの有効圧縮比を、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも下げるように、前記可変動弁機構を通じて前記吸気弁の閉時期を変更する。
When the compression end temperature exceeds the allowable temperature and the outside air temperature exceeds a predetermined temperature, the control unit deactivates the supercharger through the switching unit, and the compression end temperature is equal to the compression end temperature. The flow control valve is closed more than when the temperature is lower than the allowable temperature, and the control unit is configured to compress the engine effectively when the outside temperature is lower than the predetermined temperature when the compression end temperature exceeds the allowable temperature. the ratio of the so compression end temperature is lower than in the following the permissive temperature to change the closing timing of the intake valve via the variable valve mechanism.

外気温度が所定温度を超えて高すぎるときには、前述した、エンジンの有効圧縮比を下げる構成によっては、圧縮端温度を許容温度以下に抑えることができない場合がある。そこで、外気温度が所定温度を超えるときには、インタークーラーを利用して吸気の温度を低下させる。具体的には、過給機を非駆動にすると共に、バイパス通路の流量制御弁を閉じ側にする。これにより、過給機の前後に圧力差が生じ、過給機が圧力差によって回転(つまり、予回転)して、吸気が過給機を通過する。過給機を通過した吸気は、インタークーラーによって冷却された後、燃焼室に入る。バイパス通路の流量制御弁の開度を調整することにより、過給機の前後の圧力差が変化し、過給機及びインタークーラーを通過する吸気量と、バイパス通路を通過する吸気量との比率が変わる。燃焼室に導入される吸気の温度を調整することができるから、外気温度が高すぎるときであっても、圧縮端温度を許容温度以下に抑えることができる。この構成は、過給機を駆動しないものの、ポンプ損失が、多少、増大する。   When the outside air temperature exceeds the predetermined temperature and is too high, the compression end temperature may not be able to be suppressed to the allowable temperature or less depending on the above-described configuration for reducing the effective compression ratio of the engine. Therefore, when the outside air temperature exceeds the predetermined temperature, the temperature of the intake air is reduced using the intercooler. Specifically, the turbocharger is not driven and the flow control valve of the bypass passage is closed. As a result, a pressure difference is generated before and after the turbocharger, and the turbocharger rotates (that is, pre-rotations) due to the pressure difference, and the intake air passes through the turbocharger. The intake air passing through the supercharger enters the combustion chamber after being cooled by the intercooler. By adjusting the opening degree of the flow control valve in the bypass passage, the pressure difference between the front and back of the turbocharger changes, and the ratio of the intake amount passing through the turbocharger and the intercooler to the intake amount passing through the bypass passage becomes change. Since the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber can be adjusted, the compression end temperature can be suppressed to the allowable temperature or less even when the outside air temperature is too high. Although this arrangement does not drive the supercharger, pump losses are somewhat increased.

これに対し、外気温度が所定温度以下のときには、前述したように、エンジンの有効圧縮比を下げることにより、圧縮端温度を許容温度以下に抑える。この構成は、過給機を駆動しない上に、ポンプ損失も増大しないため、エンジンの燃費性能の点で有利である。   On the other hand, when the outside air temperature is equal to or lower than the predetermined temperature, the compression end temperature is suppressed to the allowable temperature or less by lowering the effective compression ratio of the engine as described above. This configuration is advantageous in terms of the fuel consumption performance of the engine because it does not drive the turbocharger and does not increase the pump loss.

前記制御部は、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が前記所定温度よりも高い第2所定温度を超えるときには、前記切替部を通じて前記過給機を駆動すると共に、前記流量制御弁を開弁する、としてもよい。   The control unit drives the supercharger through the switching unit when the compression end temperature exceeds the allowable temperature and the outside air temperature exceeds a second predetermined temperature higher than the predetermined temperature. The flow control valve may be opened.

この構成は、外気温度がさらに高いときに、インタークーラーを利用して吸気を効果的に冷却することを可能にする構成である。つまり、過給機を駆動すると共に、流量制御弁を開弁すると、過給機及びインタークーラーを通過することによって温度が低下した吸気の一部が、燃焼室に入ると共に、残りは、バイパス通路を通じて過給機の上流に戻される。過給機の上流に戻った吸気は、新たな吸気と共に、過給機及びインタークーラーを、もう一度、通過する。過給機及びインタークーラーを通過することによって温度が低下した吸気の一部が、燃焼室に入ると共に、残りが、再び、バイパス通路を通じて過給機の上流に戻される。こうして、吸気の一部を、インタークーラーが介設された吸気通路と、バイパス通路とによって構成される循環通路において循環させることができるから、外気温度が高いときであっても、インタークーラーによって十分に冷却した上で、燃焼室に導入することができる。その結果、圧縮端温度を許容温度以下に抑えることが可能になる。   This configuration is a configuration that enables effective cooling of the intake air using the intercooler when the outside air temperature is further high. That is, when driving the supercharger and opening the flow control valve, part of the intake air whose temperature is lowered by passing through the supercharger and the intercooler enters the combustion chamber, and the rest is through the bypass passage. It is returned to the upstream of the turbocharger. The intake air returned upstream of the supercharger passes the supercharger and the intercooler again with fresh intake. Part of the intake air whose temperature has been reduced by passing the turbocharger and the intercooler enters the combustion chamber, and the remainder is returned to the upstream of the turbocharger again through the bypass passage. Thus, a part of the intake air can be circulated in the circulation passage formed by the intake passage provided with the intercooler and the bypass passage, so that the intercooler sufficiently cools even when the outside air temperature is high. Can be introduced into the combustion chamber. As a result, the compression end temperature can be suppressed to the allowable temperature or less.

前記エンジンは、幾何学的圧縮比が13以上30以下である、としてもよい。   The engine may have a geometric compression ratio of 13 or more and 30 or less.

エンジンの幾何学的圧縮比を比較的高くすると、圧縮自己着火による燃焼の安定化に有利であるが、過早着火を招く恐れもある。幾何学的圧縮比が13以上30以下のエンジンにおいて、前述の通り、圧縮端温度の調整を行うことにより、過早着火を回避しながら、圧縮自己着火による燃焼を安定化することができる。   If the geometric compression ratio of the engine is relatively high, which is advantageous for stabilization of combustion by compression self-ignition, it may lead to pre-ignition. In the engine having a geometric compression ratio of 13 or more and 30 or less, by adjusting the compression end temperature as described above, it is possible to stabilize the combustion by the compression self-ignition while avoiding the pre-ignition.

また、幾何学的圧縮比を上げすぎないことによって冷却損失の低減に有利になると共に、機械損失の低減にも有利になる。エンジンの燃費性能が向上する。   In addition to the advantage of reducing the cooling loss by not increasing the geometric compression ratio too much, it is also advantageous to reduce the mechanical loss. Fuel efficiency of the engine is improved.

前記燃焼室に供給される燃料は、少なくともガソリンを含む、としてもよい。   The fuel supplied to the combustion chamber may include at least gasoline.

ガソリンを含有する燃料は、高温の燃焼室内において過早着火を招く恐れがあるが、前述したように、圧縮端温度の調整を行うことにより、ガソリンを含有する燃料を使用するエンジンにおいて、過早着火を回避しながら、圧縮自己着火による燃焼を安定化することができる。   Fuel containing gasoline may cause pre-ignition in a high temperature combustion chamber, but as described above, by adjusting the compression end temperature, the engine using the fuel containing gasoline is prematurely removed. The combustion by the compression self-ignition can be stabilized while avoiding the ignition.

以上説明したように、前記の過給機付き圧縮自己着火式エンジンによると、燃焼室内を適切な温度に調整することができる。   As described above, according to the above-described compression self-ignition engine with a supercharger, the temperature in the combustion chamber can be adjusted to an appropriate temperature.

図1は、エンジンの構成を例示する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating the configuration of an engine. 図2は、燃焼室の構成を例示する図であり、上図は燃焼室の平面視相当図、下部はA−A断面図である。FIG. 2 is a view illustrating the configuration of the combustion chamber, and the upper view is a plan view equivalent view of the combustion chamber, and the lower portion is a cross-sectional view taken along the line AA. 図3は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する平面図である。FIG. 3 is a plan view illustrating the configuration of the combustion chamber and the intake system. 図4の左図は、エンジンの冷却装置のメイン回路の構成を例示する図であり、図4の右図は、エンジンの冷却装置のサブ回路の構成を例示する図である。The left diagram of FIG. 4 illustrates the configuration of the main circuit of the engine cooling system, and the right diagram of FIG. 4 illustrates the configuration of the engine cooling system subcircuit. 図5は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。FIG. 5 is a block diagram illustrating the configuration of a control device of an engine. 図6は、エンジンの運転領域マップを例示する図である。FIG. 6 is a diagram illustrating an operating range map of the engine. 図7は、各運転領域における燃料噴射時期及び点火時期と、燃焼波形とを例示する図である。FIG. 7 is a diagram illustrating the fuel injection timing and the ignition timing in each operation region and the combustion waveform. 図8は、スワール比測定のためのリグ試験装置を例示する図である。FIG. 8 is a diagram illustrating a rig test apparatus for measuring a swirl ratio. 図9は、セカンダリ通路の開口比率とスワール比との関係を例示する図である。FIG. 9 is a diagram illustrating the relationship between the opening ratio of the secondary passage and the swirl ratio. 図10は、過給機を駆動しているとき、及び、過給機の循環制御を行っているときの吸気通路におけるガスの流れを示す図である。FIG. 10 is a diagram showing the flow of gas in the intake passage when driving the turbocharger and performing circulation control of the turbocharger. 図11は、過給機を駆動していないときの吸気通路におけるガスの流れを示す図10対応図である。FIG. 11 is a view corresponding to FIG. 10 showing the flow of gas in the intake passage when the turbocharger is not driven. 図12は、過給機の予回転制御を行っているときの吸気通路におけるガスの流れを示す図10対応図である。FIG. 12 is a view corresponding to FIG. 10 showing the flow of gas in the intake passage when performing prerotation control of the turbocharger. 図13は、過給機の予回転制御を行っているときに、インタークーラーを通過する吸気の流量割合と、サージタンク内のガス温度との関係を例示する図である。FIG. 13 is a diagram illustrating the relationship between the flow rate ratio of intake air passing through the intercooler and the gas temperature in the surge tank when performing the prerotation control of the supercharger. 図14は、吸気弁の閉時期を遅角したときの筒内圧力の変化と、筒内温度の変化とを例示する図である。FIG. 14 is a diagram illustrating changes in in-cylinder pressure and changes in in-cylinder temperature when the closing timing of the intake valve is retarded. 図15は、圧縮端温度の調整に係るエンジンの制御プロセスを例示するフローチャートである。FIG. 15 is a flowchart illustrating the control process of the engine according to the adjustment of the compression end temperature. 図16は、エンジンの制御プロセスの参考例を例示するフローチャートの一部である。FIG. 16 is a part of a flowchart illustrating a reference example of a control process of an engine.

以下、過給機付き圧縮自己着火式エンジンの実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、エンジンの一例である。図1は、エンジンの構成を例示する図である。図2は、燃焼室の構成を例示する図である。図3は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する図である。尚、図1における吸気側は紙面左側であり、排気側は紙面右側である。図2及び図3における吸気側は紙面右側であり、排気側は紙面左側である。図4は、エンジンの冷却装置の構成を例示する図である。図5は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。   Hereinafter, an embodiment of a supercharged compression self-ignition engine will be described in detail based on the drawings. The following description is an example of an engine. FIG. 1 is a diagram illustrating the configuration of an engine. FIG. 2 is a diagram illustrating the configuration of the combustion chamber. FIG. 3 is a diagram illustrating the configuration of the combustion chamber and the intake system. The intake side in FIG. 1 is on the left side in the drawing, and the exhaust side is on the right side in the drawing. The intake side in FIGS. 2 and 3 is on the right side in the drawing, and the exhaust side is on the left in the drawing. FIG. 4 is a diagram illustrating the configuration of a cooling device of an engine. FIG. 5 is a block diagram illustrating the configuration of a control device of an engine.

エンジン1は、燃焼室17が吸気行程、圧縮行程、膨張行程及び排気行程を繰り返すことにより運転する4ストロークエンジンである。エンジン1は、四輪の自動車に搭載される。エンジン1が運転することによって、自動車は走行する。エンジン1の燃料は、この構成例においてはガソリンである。燃料は、バイオエタノール等を含むガソリンであってもよい。エンジン1の燃料は、少なくともガソリンを含む液体燃料であれば、どのような燃料であってもよい。   The engine 1 is a four-stroke engine operated by the combustion chamber 17 repeating an intake stroke, a compression stroke, an expansion stroke, and an exhaust stroke. The engine 1 is mounted on a four-wheeled vehicle. By driving the engine 1, the car travels. The fuel of the engine 1 is gasoline in this configuration example. The fuel may be gasoline including bioethanol and the like. The fuel of the engine 1 may be any fuel as long as it is a liquid fuel containing at least gasoline.

(エンジンの構成)
エンジン1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とを備えている。シリンダブロック12の内部に複数のシリンダ11が形成されている。図1及び図2では、一つのシリンダ11のみを示す。エンジン1は、多気筒エンジンである。
(Configuration of engine)
The engine 1 includes a cylinder block 12 and a cylinder head 13 mounted thereon. A plurality of cylinders 11 are formed in the cylinder block 12. 1 and 2 show only one cylinder 11. The engine 1 is a multi-cylinder engine.

各シリンダ11内には、ピストン3が摺動自在に内挿されている。ピストン3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に連結されている。ピストン3は、シリンダ11及びシリンダヘッド13と共に燃焼室17を区画する。尚、「燃焼室」は、ピストン3が圧縮上死点に至ったときの空間の意味に限定されない。「燃焼室」の語は広義で用いる場合がある。つまり、「燃焼室」は、ピストン3の位置に関わらず、ピストン3、シリンダ11及びシリンダヘッド13によって形成される空間を意味する場合がある。   A piston 3 is slidably inserted in each cylinder 11. The piston 3 is connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 14. The piston 3 defines the combustion chamber 17 together with the cylinder 11 and the cylinder head 13. The “combustion chamber” is not limited to the meaning of the space when the piston 3 reaches the compression top dead center. The term "combustion chamber" may be used in a broad sense. That is, the “combustion chamber” may mean a space formed by the piston 3, the cylinder 11 and the cylinder head 13 regardless of the position of the piston 3.

シリンダヘッド13の下面、つまり、燃焼室17の天井面は、図2の上図に示すように、傾斜面1311と、傾斜面1312とによって構成されている。傾斜面1311は、吸気側から、後述するインジェクタ6の噴射軸心X2に向かって上り勾配となっている。傾斜面1312は、排気側から噴射軸心X2に向かって上り勾配となっている。燃焼室17の天井面は、いわゆるペントルーフ形状である。   The lower surface of the cylinder head 13, that is, the ceiling surface of the combustion chamber 17, is constituted by an inclined surface 1311 and an inclined surface 1312 as shown in the upper view of FIG. The inclined surface 1311 has an upward slope toward the injection axis X2 of the injector 6 described later from the intake side. The inclined surface 1312 has an upward slope from the exhaust side toward the injection axis X2. The ceiling surface of the combustion chamber 17 has a so-called pent roof shape.

ピストン3の上面は燃焼室17の天井面に向かって隆起している。ピストン3の上面には、キャビティ31が形成されている。キャビティ31は、ピストン3の上面から凹陥している。キャビティ31は、後述するインジェクタ6に向かい合う。   The upper surface of the piston 3 is raised toward the ceiling surface of the combustion chamber 17. A cavity 31 is formed on the upper surface of the piston 3. The cavity 31 is recessed from the upper surface of the piston 3. The cavity 31 faces the injector 6 described later.

キャビティ31の中心は、シリンダ11の中心軸X1よりも排気側にずれている。キャビティ31の中心は、インジェクタ6の噴射軸心X2と一致している。キャビティ31は、凸部311を有している。凸部311は、インジェクタ6の噴射軸心X2上に設けられている。凸部311は、略円錐状である。凸部311は、キャビティ31の底部から、燃焼室17の天井面に向かって上向きに伸びている。   The center of the cavity 31 is shifted to the exhaust side relative to the central axis X1 of the cylinder 11. The center of the cavity 31 coincides with the injection axis X 2 of the injector 6. The cavity 31 has a convex portion 311. The convex portion 311 is provided on the injection axis X2 of the injector 6. The convex portion 311 is substantially conical. The convex portion 311 extends upward from the bottom of the cavity 31 toward the ceiling surface of the combustion chamber 17.

キャビティ31はまた、凸部311の周囲に設けられた凹陥部312を有している。凹陥部312は、凸部311の全周を囲むように設けられている。キャビティ31は、噴射軸心X2に対して対称な形状を有している。   The cavity 31 also has a recess 312 provided around the protrusion 311. The recessed portion 312 is provided so as to surround the entire circumference of the convex portion 311. The cavity 31 has a symmetrical shape with respect to the injection axis X2.

凹陥部312の周側面は、キャビティ31の底面からキャビティ31の開口に向かって噴射軸心X2に対して傾いている。凹陥部312におけるキャビティ31の内径は、キャビティ31の底部からキャビティ31の開口に向かって次第に拡大する。   The circumferential side surface of the recessed portion 312 is inclined from the bottom surface of the cavity 31 toward the opening of the cavity 31 with respect to the injection axis X2. The inner diameter of the cavity 31 in the recess 312 gradually increases from the bottom of the cavity 31 toward the opening of the cavity 31.

エンジン1の幾何学的圧縮比は、13以上30以下に設定されている。後述するようにエンジン1は、一部の運転領域において、SI燃焼とCI燃焼とを組み合わせたSPCCI燃焼を行う。SPCCI燃焼は、SI燃焼による発熱と圧力上昇とを利用して、CI燃焼をコントロールする。このエンジン1は、混合気の自着火のためにピストン3が圧縮上死点に至った時の燃焼室17の温度(つまり、圧縮端温度)を高くする必要がない。つまり、エンジン1は、CI燃焼を行うものの、その幾何学的圧縮比を、比較的低く設定することが可能である。幾何学的圧縮比を低くすると、冷却損失の低減、及び、機械損失の低減に有利になる。エンジン1の幾何学的圧縮比は、レギュラー仕様(燃料のオクタン価が91程度)においては、14〜17とし、ハイオク仕様(燃料のオクタン価が96程度)においては、15〜18としてもよい。   The geometric compression ratio of the engine 1 is set to 13 or more and 30 or less. As described later, the engine 1 performs SPCCI combustion in which SI combustion and CI combustion are combined in a part of the operation range. SPCCI combustion controls CI combustion using heat generation and pressure increase due to SI combustion. In the engine 1, it is not necessary to increase the temperature of the combustion chamber 17 (that is, the compression end temperature) when the piston 3 reaches compression top dead center for self-ignition of air-fuel mixture. That is, although the engine 1 performs CI combustion, it is possible to set its geometric compression ratio relatively low. Lowering the geometric compression ratio is advantageous for reducing cooling loss and reducing mechanical loss. The geometric compression ratio of the engine 1 may be 14 to 17 in the regular specification (the fuel octane number is about 91), and may be 15 to 18 in the high fuel specification (the fuel octane number is about 96).

シリンダヘッド13には、シリンダ11毎に、吸気ポート18が形成されている。吸気ポート18は、図3に示すように、第1吸気ポート181及び第2吸気ポート182の、二つの吸気ポートを有している。第1吸気ポート181及び第2吸気ポート182は、クランクシャフト15の軸方向、つまり、エンジン1のフロント−リヤ方向に並んでいる。吸気ポート18は、燃焼室17に連通している。吸気ポート18は、詳細な図示は省略するが、いわゆるタンブルポートである。つまり、吸気ポート18は、燃焼室17の中にタンブル流が形成されるような形状を有している。   An intake port 18 is formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11. The intake port 18 has two intake ports, a first intake port 181 and a second intake port 182, as shown in FIG. The first intake port 181 and the second intake port 182 are aligned in the axial direction of the crankshaft 15, that is, in the front-rear direction of the engine 1. The intake port 18 is in communication with the combustion chamber 17. The intake port 18 is a so-called tumble port, which is not shown in detail. That is, the intake port 18 is shaped such that a tumble flow is formed in the combustion chamber 17.

吸気ポート18には、吸気弁21が配設されている。吸気弁21は、燃焼室17と吸気ポート18との間を開閉する。吸気弁21は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。動弁機構は、バルブタイミング及び/又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図5に示すように、可変動弁機構は、吸気電動S−VT(Sequential-Valve Timing)23を有している。吸気電動S−VT23は、吸気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更するよう構成されている。それによって、吸気弁21の開時期及び閉時期は、連続的に変化する。尚、吸気動弁機構は、電動S−VTに代えて、油圧式のS−VTを有していてもよい。   An intake valve 21 is disposed at the intake port 18. The intake valve 21 opens and closes between the combustion chamber 17 and the intake port 18. The intake valve 21 is opened and closed at a predetermined timing by a valve operating mechanism. The valve operating mechanism may be a variable valve operating mechanism that makes the valve timing and / or the valve lift variable. In this configuration example, as shown in FIG. 5, the variable valve mechanism has an intake electric motor S-VT (Sequential-Valve Timing) 23. The intake electric motor S-VT 23 is configured to continuously change the rotational phase of the intake camshaft within a predetermined angular range. Thereby, the opening timing and closing timing of the intake valve 21 continuously change. The intake valve mechanism may have a hydraulic S-VT instead of the electric S-VT.

シリンダヘッド13にはまた、シリンダ11毎に、排気ポート19が形成されている。排気ポート19も、図3に示すように、第1排気ポート191及び第2排気ポート192の、二つの排気ポートを有している。第1排気ポート191及び第2排気ポート192は、エンジン1のフロント−リヤ方向に並んでいる。排気ポート19は、燃焼室17に連通している。   Further, an exhaust port 19 is formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11. The exhaust port 19 also has two exhaust ports, a first exhaust port 191 and a second exhaust port 192, as shown in FIG. The first exhaust port 191 and the second exhaust port 192 are aligned in the front-rear direction of the engine 1. The exhaust port 19 communicates with the combustion chamber 17.

排気ポート19には、排気弁22が配設されている。排気弁22は、燃焼室17と排気ポート19との間を開閉する。排気弁22は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。この動弁機構は、バルブタイミング及び/又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図5に示すように、可変動弁機構は、排気電動S−VT24を有している。排気電動S−VT24は、排気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更するよう構成されている。それによって、排気弁22の開時期及び閉時期は、連続的に変化する。尚、排気動弁機構は、電動S−VTに代えて、油圧式のS−VTを有していてもよい。   An exhaust valve 22 is disposed at the exhaust port 19. The exhaust valve 22 opens and closes between the combustion chamber 17 and the exhaust port 19. The exhaust valve 22 is opened and closed at a predetermined timing by a valve operating mechanism. The valve operating mechanism may be a variable valve operating mechanism that varies valve timing and / or valve lift. In this configuration example, as shown in FIG. 5, the variable valve mechanism has an exhaust motor drive S-VT 24. The exhaust motor S-VT 24 is configured to continuously change the rotational phase of the exhaust camshaft within a predetermined angular range. Thereby, the opening timing and closing timing of the exhaust valve 22 change continuously. The exhaust valve mechanism may have a hydraulic S-VT instead of the electric S-VT.

このエンジン1は、吸気電動S−VT23及び排気電動S−VT24によって、吸気弁21の開時期と排気弁22の閉時期とに係るオーバーラップ期間の長さを調整する。このことによって、燃焼室17の中の残留ガスを掃気する。また、オーバーラップ期間の長さを調整することによって、内部EGR(Exhaust Gas Recirculation)ガスを燃焼室17の中に導入する、又は、燃焼室17の中に閉じ込める。この構成例においては、吸気電動S−VT23及び排気電動S−VT24が、内部EGRシステムを構成している。尚、内部EGRシステムは、S−VTによって構成されるとは限らない。   The engine 1 adjusts the length of the overlap period related to the opening timing of the intake valve 21 and the closing timing of the exhaust valve 22 by the intake electric motor S-VT 23 and the exhaust electric motor S-VT 24. By this, the residual gas in the combustion chamber 17 is scavenged. In addition, the internal EGR (Exhaust Gas Recirculation) gas is introduced into the combustion chamber 17 or confined in the combustion chamber 17 by adjusting the length of the overlap period. In this configuration example, the intake motor S-VT 23 and the exhaust motor S-VT 24 constitute an internal EGR system. The internal EGR system is not necessarily configured by the S-VT.

シリンダヘッド13には、シリンダ11毎に、インジェクタ6が取り付けられている。インジェクタ6は、燃焼室17の中に燃料を直接噴射するよう構成されている。インジェクタ6は、吸気側の傾斜面1311と排気側の傾斜面1312とが交差するペントルーフの谷部に配設されている。インジェクタ6は、図2に示すように、その噴射軸心X2がシリンダ11の中心軸X1よりも排気側に配設されている。インジェクタ6の噴射軸心X2は、中心軸X1に平行である。インジェクタ6の噴射軸心X2と、前述したようにキャビティ31の凸部311の位置とは一致している。インジェクタ6は、キャビティ31に対向している。尚、インジェクタ6の噴射軸心X2は、シリンダ11の中心軸X1と一致していてもよい。その場合も、インジェクタ6の噴射軸心X2と、キャビティ31の凸部311の位置とは一致していることが望ましい。   An injector 6 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The injector 6 is configured to inject fuel directly into the combustion chamber 17. The injector 6 is disposed in the valley portion of the pent roof where the inclined surface 1311 on the intake side and the inclined surface 1312 on the exhaust side intersect. As shown in FIG. 2, the injector axis X 2 of the injector 6 is disposed on the exhaust side of the central axis X 1 of the cylinder 11. The injection axis X2 of the injector 6 is parallel to the central axis X1. The injection axis X2 of the injector 6 coincides with the position of the convex portion 311 of the cavity 31 as described above. The injector 6 is opposed to the cavity 31. The injection axis X2 of the injector 6 may be coincident with the central axis X1 of the cylinder 11. Also in this case, it is desirable that the injection axis X2 of the injector 6 and the position of the convex portion 311 of the cavity 31 be coincident with each other.

インジェクタ6は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型の燃料噴射弁によって構成されている。インジェクタ6は、図2に二点鎖線で示すように、燃料噴霧が、燃焼室17の中央から放射状に広がるように燃料を噴射する。インジェクタ6は、本構成例においては、十個の噴孔を有しており、噴孔は、周方向に等角度に配置されている。噴孔の軸は、図2の上図に示すように、後述する点火プラグ25に対して、周方向に位置がずれている。つまり、点火プラグ25は、隣り合う二つの噴孔の軸に挟まれている。これにより、インジェクタ6から噴射された燃料の噴霧が、点火プラグ25に直接当たって、電極を濡らしてしまうことが回避される。   The injector 6 is constituted by a multi-injection-type fuel injection valve having a plurality of injection holes although detailed illustration is omitted. The injector 6 injects fuel so that the fuel spray spreads radially from the center of the combustion chamber 17 as indicated by a two-dot chain line in FIG. In the present configuration example, the injector 6 has ten injection holes, and the injection holes are disposed equiangularly in the circumferential direction. The axis of the injection hole is circumferentially offset with respect to the spark plug 25 described later, as shown in the upper view of FIG. That is, the spark plug 25 is sandwiched between the axes of two adjacent injection holes. This prevents the fuel spray injected from the injector 6 from directly hitting the spark plug 25 and wetting the electrode.

インジェクタ6には、燃料供給システム61が接続されている。燃料供給システム61は、燃料を貯留するよう構成された燃料タンク63と、燃料タンク63とインジェクタ6とを互いに連結する燃料供給路62とを備えている。燃料供給路62には、燃料ポンプ65とコモンレール64とが介設している。燃料ポンプ65は、コモンレール64に燃料を圧送する。燃料ポンプ65は、この構成例においては、クランクシャフト15によって駆動されるプランジャー式のポンプである。コモンレール64は、燃料ポンプ65から圧送された燃料を、高い燃料圧力で蓄えるよう構成されている。インジェクタ6が開弁すると、コモンレール64に蓄えられていた燃料が、インジェクタ6の噴口から燃焼室17の中に噴射される。燃料供給システム61は、30MPa以上の高い圧力の燃料を、インジェクタ6に供給することが可能に構成されている。燃料供給システム61の最高燃料圧力は、例えば120MPa程度にしてもよい。インジェクタ6に供給する燃料の圧力は、エンジン1の運転状態に応じて変更してもよい。尚、燃料供給システム61の構成は、前記の構成に限定されない。   A fuel supply system 61 is connected to the injector 6. The fuel supply system 61 includes a fuel tank 63 configured to store fuel, and a fuel supply passage 62 connecting the fuel tank 63 and the injector 6 to each other. A fuel pump 65 and a common rail 64 are interposed in the fuel supply passage 62. The fuel pump 65 pumps fuel to the common rail 64. The fuel pump 65 is a plunger type pump driven by the crankshaft 15 in this configuration example. The common rail 64 is configured to store the fuel pumped by the fuel pump 65 at a high fuel pressure. When the injector 6 is opened, the fuel stored in the common rail 64 is injected from the injection port of the injector 6 into the combustion chamber 17. The fuel supply system 61 is configured to be able to supply fuel with a high pressure of 30 MPa or more to the injector 6. The maximum fuel pressure of the fuel supply system 61 may be, for example, about 120 MPa. The pressure of the fuel supplied to the injector 6 may be changed according to the operating state of the engine 1. The configuration of the fuel supply system 61 is not limited to the above configuration.

シリンダヘッド13には、シリンダ11毎に、点火プラグ25が取り付けられている。点火プラグ25は、燃焼室17の中の混合気に強制的に点火をする。点火プラグ25は、この構成例では、シリンダ11の中心軸X1よりも吸気側に配設されている。点火プラグ25は、2つの吸気ポート18の間に位置している。点火プラグ25は、上方から下方に向かって、燃焼室17の中央に近づく方向に傾いて、シリンダヘッド13に取り付けられている。点火プラグ25の電極は、図2に示すように、燃焼室17の中に臨んでかつ、燃焼室17の天井面の付近に位置している。尚、点火プラグ25を、シリンダ11の中心軸X1よりも排気側に配置してもよい。また、点火プラグ25をシリンダ11の中心軸X1上に配置する一方、インジェクタ6を、シリンダ11の中心軸X1よりも吸気側、又は、排気側に配設してよい。   A spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The spark plug 25 forcibly ignites the mixture in the combustion chamber 17. The spark plug 25 is disposed closer to the intake side than the central axis X1 of the cylinder 11 in this configuration example. The spark plug 25 is located between the two intake ports 18. The spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 in such a way as to approach the center of the combustion chamber 17 from the upper side to the lower side. The electrode of the spark plug 25 faces the combustion chamber 17 and is located near the ceiling surface of the combustion chamber 17 as shown in FIG. The spark plug 25 may be disposed closer to the exhaust side than the central axis X1 of the cylinder 11. Further, while the spark plug 25 is disposed on the central axis X1 of the cylinder 11, the injector 6 may be disposed on the intake side or the exhaust side of the central axis X1 of the cylinder 11.

エンジン1の一側面には吸気通路40が接続されている。吸気通路40は、各シリンダ11の吸気ポート18に連通している。吸気通路40は、燃焼室17に導入するガスが流れる通路である。吸気通路40の上流端部には、新気を濾過するエアクリーナー41が配設されている。吸気通路40の下流端近傍には、サージタンク42が配設されている。サージタンク42よりも下流の吸気通路40は、シリンダ11毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の下流端が、各シリンダ11の吸気ポート18に接続されている。   An intake passage 40 is connected to one side of the engine 1. The intake passage 40 communicates with the intake port 18 of each cylinder 11. The intake passage 40 is a passage through which the gas introduced into the combustion chamber 17 flows. An air cleaner 41 for filtering fresh air is disposed at the upstream end of the intake passage 40. In the vicinity of the downstream end of the intake passage 40, a surge tank 42 is disposed. The intake passage 40 downstream of the surge tank 42 constitutes an independent passage branched for each cylinder 11. The downstream end of the independent passage is connected to the intake port 18 of each cylinder 11.

吸気通路40におけるエアクリーナー41とサージタンク42との間には、スロットル弁43が配設されている。スロットル弁43は、弁の開度を調整することによって、燃焼室17の中への新気の導入量を調整するよう構成されている。   A throttle valve 43 is disposed between the air cleaner 41 and the surge tank 42 in the intake passage 40. The throttle valve 43 is configured to adjust the introduction amount of fresh air into the combustion chamber 17 by adjusting the opening degree of the valve.

吸気通路40にはまた、スロットル弁43の下流に、過給機44が配設されている。過給機44は、燃焼室17に導入するガスを過給するよう構成されている。この構成例において、過給機44は、エンジン1によって駆動される機械式の過給機である。機械式の過給機44は、例えばリショルム式としてもよい。機械式の過給機44の構成はどのような構成であってもよい。機械式の過給機44は、ルーツ式、ベーン式、又は遠心式であってもよい。   A supercharger 44 is disposed downstream of the throttle valve 43 in the intake passage 40. The supercharger 44 is configured to supercharge the gas introduced into the combustion chamber 17. In this configuration example, the turbocharger 44 is a mechanical turbocharger driven by the engine 1. The mechanical supercharger 44 may be, for example, of the Richolem type. The configuration of the mechanical turbocharger 44 may be any configuration. The mechanical supercharger 44 may be of the roots type, vane type, or centrifugal type.

過給機44とエンジン1との間には、電磁クラッチ45が介設している。電磁クラッチ45は、過給機44とエンジン1との間で、エンジン1から過給機44へ駆動力を伝達したり、駆動力の伝達を遮断したりする。後述するように、ECU10が電磁クラッチ45の遮断及び接続を切り替えることによって、過給機44はオンとオフとが切り替わる。このエンジン1は、過給機44が、燃焼室17に導入するガスを過給することと、過給機44が、燃焼室17に導入するガスを過給しないこととを切り替えることができるよう構成されている。   An electromagnetic clutch 45 is interposed between the turbocharger 44 and the engine 1. The electromagnetic clutch 45 transmits driving power from the engine 1 to the turbocharger 44 and blocks transmission of driving power between the turbocharger 44 and the engine 1. As will be described later, the supercharger 44 is switched on and off as the ECU 10 switches between disconnection and connection of the electromagnetic clutch 45. The engine 1 can switch between supercharging of the gas introduced into the combustion chamber 17 by the supercharger 44 and noncharging of the gas introduced into the combustion chamber 17 by the supercharger 44. It is configured.

吸気通路40における過給機44の下流には、インタークーラー46が配設されている。インタークーラー46は、過給機44において圧縮されたガスを冷却するよう構成されている。インタークーラー46は、例えば水冷式に構成すればよい。インタークーラー46は、油冷式であってもよい。   An intercooler 46 is disposed downstream of the turbocharger 44 in the intake passage 40. The intercooler 46 is configured to cool the gas compressed at the turbocharger 44. The intercooler 46 may be, for example, water-cooled. The intercooler 46 may be oil-cooled.

吸気通路40には、バイパス通路47が接続されている。バイパス通路47は、過給機44及びインタークーラー46をバイパスするよう、吸気通路40における過給機44の上流部とインタークーラー46の下流部とを互いに接続する。より具体的に、バイパス通路47は、サージタンク42に接続されている。バイパス通路47には、エアバイパス弁48が配設されている。エアバイパス弁48は、バイパス通路47を流れるガスの流量を調整する。   A bypass passage 47 is connected to the intake passage 40. The bypass passage 47 connects the upstream portion of the turbocharger 44 and the downstream portion of the intercooler 46 with each other in the intake passage 40 so as to bypass the turbocharger 44 and the intercooler 46. More specifically, the bypass passage 47 is connected to the surge tank 42. An air bypass valve 48 is disposed in the bypass passage 47. The air bypass valve 48 regulates the flow rate of gas flowing through the bypass passage 47.

過給機44をオフにしたとき(つまり、電磁クラッチ45を遮断したとき)には、エアバイパス弁48を全開にする。これにより、吸気通路40を流れるガスは、過給機44をバイパスして、エンジン1の燃焼室17に導入される。エンジン1は、非過給、つまり自然吸気の状態で運転する。   When the turbocharger 44 is turned off (that is, when the electromagnetic clutch 45 is disconnected), the air bypass valve 48 is fully opened. Thus, the gas flowing through the intake passage 40 bypasses the turbocharger 44 and is introduced into the combustion chamber 17 of the engine 1. The engine 1 operates in a non-supercharged state, ie, in a state of natural intake.

過給機44をオンにしたとき(つまり、電磁クラッチ45を接続したとき)には、過給機44を通過したガスの一部は、バイパス通路47を通って過給機44の上流に逆流する。エアバイパス弁48の開度を調整することによって、逆流量を調整することができるから、燃焼室17に導入するガスの過給圧を調整することができる。尚、過給時とは、サージタンク42内の圧力が大気圧を超える時をいい、非過給時とは、サージタンク42内の圧力が大気圧以下になる時をいう、と定義してもよい。   When the turbocharger 44 is turned on (that is, when the electromagnetic clutch 45 is connected), part of the gas that has passed through the turbocharger 44 flows back through the bypass passage 47 upstream of the turbocharger 44. Do. Since the reverse flow rate can be adjusted by adjusting the opening degree of the air bypass valve 48, the supercharging pressure of the gas introduced into the combustion chamber 17 can be adjusted. The supercharging time is defined as the time when the pressure in the surge tank 42 exceeds the atmospheric pressure, and the non-supercharging time is defined as the time when the pressure in the surge tank 42 becomes lower than the atmospheric pressure. It is also good.

この構成例においては、過給機44とバイパス通路47とエアバイパス弁48とによって、過給システム49が構成されている。   In this configuration example, a supercharging system 49 is configured by the supercharger 44, the bypass passage 47, and the air bypass valve 48.

エンジン1は、燃焼室17内にスワール流を発生させるスワール発生部を有している。スワール発生部は、図3に示すように、吸気通路40に取り付けられたスワールコントロール弁56である。スワールコントロール弁56は、第1吸気ポート181につながるプライマリ通路401と、第2吸気ポート182につながるセカンダリ通路402との内の、セカンダリ通路402に配設されている。スワールコントロール弁56は、セカンダリ通路の断面を絞ることができる開度調整弁である。スワールコントロール弁56の開度が小さいと、エンジン1の前後方向に並んだ第1吸気ポート181及び第2吸気ポート182の内、第1吸気ポート181から燃焼室17に流入する吸気流量が相対的に増えかつ、第2吸気ポート182から燃焼室17に流入する吸気流量が相対的に減るから、燃焼室17内のスワール流が強くなる。スワールコントロール弁56の開度が大きいと、第1吸気ポート181及び第2吸気ポート182のそれぞれから燃焼室17に流入する吸気流量が、略均等になるから、燃焼室17内のスワール流が弱くなる。スワールコントロール弁56を全開にすると、スワール流が発生しない。尚、スワール流は、白抜きの矢印で示すように、図3における反時計回り方向に周回する(図2の白抜きの矢印も参照)。   The engine 1 has a swirl generating portion that generates a swirl flow in the combustion chamber 17. The swirl generating portion is a swirl control valve 56 attached to the intake passage 40, as shown in FIG. The swirl control valve 56 is disposed in the secondary passage 402 of the primary passage 401 connected to the first intake port 181 and the secondary passage 402 connected to the second intake port 182. The swirl control valve 56 is an opening adjustment valve capable of reducing the cross section of the secondary passage. When the degree of opening of the swirl control valve 56 is small, of the first intake port 181 and the second intake port 182 aligned in the front-rear direction of the engine 1, the intake flow rate flowing into the combustion chamber 17 from the first intake port 181 is relative. And the flow rate of intake air flowing from the second intake port 182 into the combustion chamber 17 is relatively reduced, so the swirl flow in the combustion chamber 17 becomes strong. When the degree of opening of the swirl control valve 56 is large, the intake flow rate flowing into the combustion chamber 17 from each of the first intake port 181 and the second intake port 182 becomes substantially even, so the swirl flow in the combustion chamber 17 is weak. Become. When the swirl control valve 56 is fully opened, no swirl flow occurs. The swirl flow circulates in the counterclockwise direction in FIG. 3 as shown by the white arrow (see also the white arrow in FIG. 2).

尚、スワール発生部は、吸気通路40にスワールコントロール弁56を取り付ける代わりに、又は、スワールコントロール弁56を取り付けることに加えて、二つの吸気弁21の開弁期間をずらし、一方の吸気弁21のみから燃焼室17の中に吸気を導入することができる構成を採用してもよい。二つの吸気弁21の内の一方の吸気弁21のみが開弁することによって、燃焼室17の中に吸気が不均等に導入するから、燃焼室17の中にスワール流を発生させることができる。さらに、スワール発生部は、吸気ポート18の形状を工夫することによって、燃焼室17の中にスワール流を発生させように構成してもよい。   The swirl generating part shifts the open period of the two intake valves 21 instead of attaching the swirl control valve 56 to the intake passage 40 or in addition to attaching the swirl control valve 56, and one intake valve 21 A configuration in which intake air can be introduced into the combustion chamber 17 from only may be adopted. By opening only one of the two intake valves 21, the intake air is unequally introduced into the combustion chamber 17, so that swirl flow can be generated in the combustion chamber 17. . Furthermore, the swirl generating portion may be configured to generate a swirl flow in the combustion chamber 17 by devising the shape of the intake port 18.

エンジン1の他側面には、排気通路50が接続されている。排気通路50は、各シリンダ11の排気ポート19に連通している。排気通路50は、燃焼室17から排出された排気ガスが流れる通路である。排気通路50の上流部分は、詳細な図示は省略するが、シリンダ11毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の上流端が、各シリンダ11の排気ポート19に接続されている。   An exhaust passage 50 is connected to the other side of the engine 1. The exhaust passage 50 is in communication with the exhaust port 19 of each cylinder 11. The exhaust passage 50 is a passage through which the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17 flows. The upstream portion of the exhaust passage 50 constitutes an independent passage which branches for each cylinder 11, although detailed illustration is omitted. The upstream end of the independent passage is connected to the exhaust port 19 of each cylinder 11.

排気通路50には、複数の触媒コンバーターを有する排気ガス浄化システムが配設されている。上流の触媒コンバーターは、図示は省略するが、エンジンルーム内に配設されている。上流の触媒コンバーターは、三元触媒511と、GPF(Gasoline Particulate Filter)512とを有している。下流の触媒コンバーターは、エンジンルーム外に配設されている。下流の触媒コンバーターは、三元触媒513を有している。尚、排気ガス浄化システムは、図例の構成に限定されるものではない。例えば、GPFは省略してもよい。また、触媒コンバーターは、三元触媒を有するものに限定されない。さらに、三元触媒及びGPFの並び順は、適宜変更してもよい。   The exhaust passage 50 is provided with an exhaust gas purification system having a plurality of catalytic converters. The upstream catalytic converter, which is not shown, is disposed in the engine room. The upstream catalytic converter includes a three-way catalyst 511 and a GPF (Gasoline Particulate Filter) 512. The downstream catalytic converter is disposed outside the engine room. The downstream catalytic converter has a three-way catalyst 513. The exhaust gas purification system is not limited to the configuration of the illustrated example. For example, GPF may be omitted. Also, the catalytic converter is not limited to one having a three-way catalyst. Furthermore, the arrangement order of the three-way catalyst and the GPF may be changed as appropriate.

吸気通路40と排気通路50との間には、外部EGRシステムを構成するEGR通路52が接続されている。EGR通路52は、既燃ガスの一部を吸気通路40に還流させるための通路である。EGR通路52の上流端は、排気通路50における上流の触媒コンバーターと下流の触媒コンバーターとの間に接続されている。EGR通路52の下流端は、吸気通路40における過給機44の上流に接続されている。より具体的に、EGR通路52の下流端は、バイパス通路47の途中に接続されている。EGR通路52を流れるEGRガスは、バイパス通路47のエアバイパス弁48を通らずに、吸気通路40における過給機44の上流に入る。   An EGR passage 52 constituting an external EGR system is connected between the intake passage 40 and the exhaust passage 50. The EGR passage 52 is a passage for recirculating a part of the burned gas to the intake passage 40. The upstream end of the EGR passage 52 is connected between the upstream catalytic converter and the downstream catalytic converter in the exhaust passage 50. The downstream end of the EGR passage 52 is connected to the upstream of the turbocharger 44 in the intake passage 40. More specifically, the downstream end of the EGR passage 52 is connected in the middle of the bypass passage 47. The EGR gas flowing through the EGR passage 52 does not pass through the air bypass valve 48 of the bypass passage 47 and enters the upstream of the turbocharger 44 in the intake passage 40.

EGR通路52には、水冷式のEGRクーラー53が配設されている。EGRクーラー53は、既燃ガスを冷却するよう構成されている。EGR通路52にはまた、EGR弁54が配設されている。EGR弁54は、EGR通路52を流れる既燃ガスの流量を調整するよう構成されている。EGR弁54の開度を調整することによって、冷却した既燃ガス、つまり外部EGRガスの還流量を調整することができる。   A water-cooled EGR cooler 53 is disposed in the EGR passage 52. The EGR cooler 53 is configured to cool the burned gas. An EGR valve 54 is also disposed in the EGR passage 52. The EGR valve 54 is configured to adjust the flow rate of the burnt gas flowing through the EGR passage 52. By adjusting the opening degree of the EGR valve 54, it is possible to adjust the reflux amount of the cooled burned gas, that is, the external EGR gas.

この構成例において、EGRシステム55は、EGR通路52及びEGR弁54を含んで構成されている外部EGRシステムと、前述した吸気電動S−VT23及び排気電動S−VT24を含んで構成されている内部EGRシステムとによって構成されている。EGR弁54はまた、状態量設定デバイスの一つを構成している。外部EGRシステムは、EGR通路52がGPF512よりも下流に接続されていると共に、EGRクーラー53を有しているため、内部EGRシステムよりも低温の既燃ガスを、燃焼室17に供給することができる。   In this configuration example, the EGR system 55 includes an external EGR system configured to include the EGR passage 52 and the EGR valve 54, and an interior configured to include the intake electric motor S-VT 23 and the exhaust motor S-VT 24 described above. And an EGR system. The EGR valve 54 also constitutes one of the state quantity setting devices. In the external EGR system, since the EGR passage 52 is connected downstream of the GPF 512 and the EGR cooler 53 is provided, burnt gas having a temperature lower than that of the internal EGR system can be supplied to the combustion chamber 17 it can.

エンジン1の冷却装置71は、図4に示すように、メイン回路71Aとサブ回路71Bとを備えている。メイン回路71A及びサブ回路71Bは、互いに独立している。つまり、メイン回路71Aとサブ回路71Bとの間で、冷媒は相互に行き来しない。   As shown in FIG. 4, the cooling device 71 of the engine 1 includes a main circuit 71A and a sub circuit 71B. The main circuit 71A and the sub circuit 71B are independent of each other. That is, the refrigerant does not move back and forth between the main circuit 71A and the sub circuit 71B.

メイン回路71Aは、走行風を利用して冷媒を冷却するメインラジエータ72と、メインラジエータ72によって冷却された冷媒を、シリンダヘッド13及びシリンダブロック12から構成されるエンジン本体100に供給する可変容量型のウォータポンプ74と、を有している。ウォータポンプ74は、エンジン1によって駆動される。エンジン本体100に供給された冷媒は、エンジン本体100の各部を冷却した後、エンジン本体100から排出され、メインラジエータ72に戻る。   The main circuit 71A is a variable displacement type that supplies the engine cooled by the main radiator 72, which cools the refrigerant using traveling wind, and the refrigerant cooled by the main radiator 72, to the engine body 100 including the cylinder head 13 and the cylinder block 12. The water pump 74 of The water pump 74 is driven by the engine 1. The refrigerant supplied to the engine main body 100 cools each part of the engine main body 100 and then is discharged from the engine main body 100 and returns to the main radiator 72.

サブ回路71Bは、メインラジエータ72と同様に、走行風を利用して冷媒を冷却するサブラジエータ75と、サブラジエータ75によって冷却された冷媒をインタークーラー46へ供給する電動ウォータポンプ76と、を有している。インタークーラー46に供給された冷媒は、インタークーラー46を通過するガスを冷却した後に、インタークーラー46から排出され、サブラジエータ75に戻る。   Similar to the main radiator 72, the sub circuit 71B includes a sub radiator 75 for cooling the refrigerant using traveling air, and an electric water pump 76 for supplying the refrigerant cooled by the sub radiator 75 to the intercooler 46. ing. The refrigerant supplied to the intercooler 46 cools the gas passing through the intercooler 46, and then is discharged from the intercooler 46 and returns to the sub radiator 75.

メイン回路71Aを流れる冷媒は、エンジン本体100の内部を通過する。サブ回路71Bを流れる冷媒は、エンジン本体100の内部を通過しない。そのため、メイン回路71Aを流れる冷媒は、サブ回路71Bを流れる冷媒よりも高温になる。尚、EGRクーラー53は、図示は省略するが、メイン回路71Aに接続されている。   The refrigerant flowing through the main circuit 71A passes through the inside of the engine body 100. The refrigerant flowing through the sub circuit 71B does not pass through the inside of the engine body 100. Therefore, the refrigerant flowing through the main circuit 71A has a higher temperature than the refrigerant flowing through the sub circuit 71B. The EGR cooler 53 is connected to the main circuit 71A, although not shown.

圧縮自己着火式エンジンの制御装置は、エンジン1を運転するためのECU(Engine Control Unit)10を備えている。ECU10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ーであって、図5に示すように、プログラムを実行する中央演算処理装置(Central Processing Unit:CPU)101と、例えばRAM(Random Access Memory)やROM(Read Only Memory)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102と、電気信号の入出力をする入出力バス103と、を備えている。ECU10は、制御部の一例である。   The control device of the compression self-ignition type engine includes an ECU (Engine Control Unit) 10 for operating the engine 1. The ECU 10 is a controller based on a well-known microcomputer, and as shown in FIG. 5, a central processing unit (CPU) 101 that executes a program and, for example, a random access memory (RAM) or a ROM. A memory 102 configured by (Read Only Memory) to store programs and data, and an input / output bus 103 for inputting / outputting an electric signal are provided. The ECU 10 is an example of a control unit.

ECU10には、図1及び図5に示すように、各種のセンサSW1〜SW16が接続されている。センサSW1〜SW16は、検知信号をECU10に出力する。センサには、以下のセンサが含まれる。   As shown in FIGS. 1 and 5, various sensors SW1 to SW16 are connected to the ECU 10. The sensors SW1 to SW16 output detection signals to the ECU 10. The sensors include the following sensors.

すなわち、吸気通路40におけるエアクリーナー41の下流に配置されかつ、吸気通路40を流れる新気の流量を検知するエアフローセンサSW1、及び、新気の温度を検知する第1吸気温度センサSW2、吸気通路40におけるEGR通路52の接続位置よりも下流でかつ、過給機44の上流に配置されかつ、過給機44に流入するガスの圧力を検知する第1圧力センサSW3、吸気通路40における過給機44の下流でかつ、バイパス通路47の接続位置よりも上流に配置されかつ、過給機44から流出したガスの温度を検知する第2吸気温度センサSW4、サージタンク42に取り付けられかつ、過給機44の下流のガスの圧力を検知する第2圧力センサSW5、各シリンダ11に対応してシリンダヘッド13に取り付けられかつ、各燃焼室17内の圧力を検知する指圧センサSW6、排気通路50に配置されかつ、燃焼室17から排出した排気ガスの温度を検知する排気温度センサSW7、排気通路50における上流の触媒コンバーターよりも上流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を検知するリニアOセンサSW8、上流の触媒コンバーターにおける三元触媒511の下流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を検知するラムダOセンサSW9、エンジン1に取り付けられかつ、冷却水の温度を検知する水温センサSW10、エンジン1に取り付けられかつ、クランクシャフト15の回転角を検知するクランク角センサSW11、アクセルペダル機構に取り付けられかつ、アクセルペダルの操作量に対応したアクセル開度を検知するアクセル開度センサSW12、エンジン1に取り付けられかつ、吸気カムシャフトの回転角を検知する吸気カム角センサSW13、エンジン1に取り付けられかつ、排気カムシャフトの回転角を検知する排気カム角センサSW14、EGR通路52に配置されかつ、EGR弁54の上流及び下流の差圧を検知するEGR差圧センサSW15、並びに、燃料供給システム61のコモンレール64に取り付けられかつ、インジェクタ6に供給する燃料の圧力を検知する燃圧センサSW16である。 That is, an air flow sensor SW1 disposed downstream of the air cleaner 41 in the intake passage 40 and detecting the flow rate of fresh air flowing through the intake passage 40; a first intake temperature sensor SW2 detecting the temperature of the fresh air; The first pressure sensor SW3 disposed downstream of the connection position of the EGR passage 52 at 40 and upstream of the turbocharger 44 and detecting the pressure of the gas flowing into the turbocharger 44; A second intake air temperature sensor SW4 disposed downstream of the engine 44 and upstream of the connection position of the bypass passage 47 and detecting the temperature of the gas flowing out of the turbocharger 44, attached to the surge tank 42, and A second pressure sensor SW5 for detecting the pressure of gas downstream of the feeder 44, attached to the cylinder head 13 corresponding to each cylinder 11, and A finger pressure sensor SW6 for detecting the pressure in the burning chamber 17, an exhaust temperature sensor SW7 disposed in the exhaust passage 50 and detecting the temperature of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17, upstream of the catalytic converter upstream in the exhaust passage 50 arranged and the linear O 2 sensor SW8 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas, and is disposed downstream of the three-way catalyst 511 upstream of the catalytic converter, the lambda O 2 sensor SW9 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas A coolant temperature sensor SW10 attached to the engine 1 for detecting the temperature of the cooling water, a crank angle sensor SW11 attached to the engine 1 for detecting the rotation angle of the crankshaft 15, attached to an accelerator pedal mechanism and an accelerator pedal Accelerator opening sensor SW1 that detects the accelerator opening corresponding to the amount of operation 2. Intake cam angle sensor SW13 attached to the engine 1 and detecting the rotational angle of the intake camshaft, exhaust cam angle sensor SW14 attached to the engine 1 and detecting the rotational angle of the exhaust camshaft, to the EGR passage 52 An EGR differential pressure sensor SW15 disposed and detecting a differential pressure upstream and downstream of the EGR valve 54, and a fuel pressure sensor attached to the common rail 64 of the fuel supply system 61 and detecting the pressure of the fuel supplied to the injector 6 It is SW16.

ECU10は、これらの検知信号に基づいて、エンジン1の運転状態を判断すると共に、各デバイスの制御量を計算する。ECU100は、計算をした制御量に係る制御信号を、インジェクタ6、点火プラグ25、吸気電動S−VT23、排気電動S−VT24、燃料供給システム61、スロットル弁43、EGR弁54、過給機44の電磁クラッチ45、エアバイパス弁48、及び、スワールコントロール弁56に出力する。   The ECU 10 determines the operating state of the engine 1 based on these detection signals and calculates the control amount of each device. The ECU 100 controls the control signal related to the calculated control amount as the injector 6, spark plug 25, intake motor S-VT 23, exhaust motor S-VT 24, fuel supply system 61, throttle valve 43, EGR valve 54, supercharger 44. The electromagnetic clutch 45, the air bypass valve 48, and the swirl control valve 56 are output.

例えば、ECU10は、アクセル開度センサSW12の検知信号と予め設定しているマップとに基づいて、エンジン1の目標トルクを設定すると共に、目標過給圧を決定する。そして、ECU10は、目標過給圧と、第1圧力センサSW3及び第2圧力センサSW5の検知信号から得られる過給機44の前後差圧とに基づいて、エアバイパス弁48の開度を調整することにより、過給圧が目標過給圧となるようにフィードバック制御を行う。   For example, the ECU 10 sets the target torque of the engine 1 and determines the target boost pressure based on the detection signal of the accelerator opening sensor SW12 and the map set in advance. Then, the ECU 10 adjusts the opening degree of the air bypass valve 48 based on the target boost pressure and the differential pressure across the turbocharger 44 obtained from the detection signals of the first pressure sensor SW3 and the second pressure sensor SW5. Thus, the feedback control is performed such that the boost pressure becomes the target boost pressure.

また、ECU10は、エンジン1の運転状態と予め設定したマップとに基づいて目標EGR率(つまり、燃焼室17の中の全ガスに対するEGRガスの比率)を設定する。そして、ECU10は、目標EGR率とアクセル開度センサSW12の検知信号に基づく吸入空気量とに基づき目標EGRガス量を決定すると共に、EGR差圧センサSW15の検知信号から得られるEGR弁54の前後差圧に基づいてEGR弁54の開度を調整することにより、燃焼室17の中に導入する外部EGRガス量が目標EGRガス量となるようにフィードバック制御を行う。   Further, the ECU 10 sets a target EGR rate (that is, the ratio of the EGR gas to the total gas in the combustion chamber 17) based on the operating state of the engine 1 and a map set in advance. Then, the ECU 10 determines the target EGR gas amount based on the target EGR rate and the intake air amount based on the detection signal of the accelerator opening sensor SW12, and also before and after the EGR valve 54 obtained from the detection signal of the EGR differential pressure sensor SW15. By adjusting the opening degree of the EGR valve 54 based on the differential pressure, feedback control is performed so that the amount of external EGR gas introduced into the combustion chamber 17 becomes the target amount of EGR gas.

さらに、ECU10は、所定の制御条件が成立しているときに空燃比フィードバック制御を実行する。具体的にECU10は、リニアOセンサSW8、及び、ラムダOセンサSW9によって検知された排気中の酸素濃度に基づいて、混合気の空燃比が所望の値となるように、インジェクタ6の燃料噴射量を調整する。 Furthermore, the ECU 10 performs air-fuel ratio feedback control when a predetermined control condition is satisfied. Specifically ECU10 includes a linear O 2 sensor SW8 and, based on the oxygen concentration in the exhaust gas detected by the lambda O 2 sensor SW9, as the air-fuel ratio of the mixture has a desired value, the fuel injector 6 Adjust the injection amount.

尚、その他のECU10によるエンジン1の制御の詳細は、後述する。   The details of control of the engine 1 by the other ECUs 10 will be described later.

(エンジンの運転領域)
図6は、温間時における、エンジン1の運転領域マップを例示している。エンジン1の運転領域マップ501、502は、負荷及び回転数によって定められており、負荷の高低及び回転数の高低に対し、五つの領域に分けられている。具体的に、五つの領域は、アイドル運転を含みかつ、低回転及び中回転の領域に広がる低負荷領域(1)−1、低負荷領域よりも負荷が高くかつ、低回転及び中回転の領域に広がる中負荷領域(1)−2、中負荷領域(1)−2よりも負荷が高い領域でかつ、全開負荷を含む高負荷領域の中回転領域(2)、高負荷領域において中回転領域(2)よりも回転数の低い低回転領域(3)、及び、低負荷領域(1)−1、中負荷領域(1)−2、高負荷中回転領域(2)、及び、高負荷低回転領域(3)よりも回転数の高い高回転領域(4)である。ここで、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域はそれぞれ、エンジン1の全運転領域を回転数方向に、低回転領域、中回転領域及び高回転領域の略三等分にしたときの、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域とすればよい。図6の例では、回転数N1未満を低回転、回転数N2以上を高回転、回転数N1以上N2未満を中回転としている。回転数N1は、例えば1200rpm程度、回転数N2は、例えば4000rpm程度としてもよい。尚、図6における二点鎖線は、エンジン1のロード−ロードライン(Road-Load Line)を示している。図6においては、理解容易のために、エンジン1の運転領域マップ501、502を二つに分けて描いている。マップ501は、各領域における混合気の状態及び燃焼形態と、過給機44の駆動領域及び非駆動領域と、を示している。マップ502は、各領域におけるスワールコントロール弁56の開度を示している。
(Operating area of engine)
FIG. 6 illustrates an operating area map of the engine 1 at warm time. The operating area map 501, 502 of the engine 1 is determined by the load and the rotational speed, and is divided into five areas for high and low of the load and high and low of the rotational speed. Specifically, the five regions include idle operation, and the low load region (1) -1 extending to the low rotation and medium rotation regions, higher in load than the low load region, and the low rotation and medium rotation regions Medium load area (1) -2 which spreads to the middle load area (1) -2 and in which the load is higher than the middle load area including the full open load (2) middle load area in the high load area Low rotation area (3) whose rotation speed is lower than (2), and low load area (1) -1, medium load area (1) -2, high load medium rotation area (2), and high load low It is a high rotation area (4) whose rotation speed is higher than that of the rotation area (3). Here, when the low rotation region, the middle rotation region, and the high rotation region are all divided into three regions of the low rotation region, the middle rotation region, and the high rotation region in the rotational speed direction, respectively. The low rotation region, the middle rotation region, and the high rotation region may be used. In the example of FIG. 6, the number of rotations less than N1 is low, the number of rotations N2 or more is high, and the number of rotations N1 or more and N2 is medium. The rotational speed N1 may be, for example, about 1200 rpm, and the rotational speed N2 may be, for example, about 4000 rpm. The two-dot chain line in FIG. 6 indicates the load-load line (Road-Load Line) of the engine 1. In FIG. 6, the operation area maps 501 and 502 of the engine 1 are drawn in two parts for ease of understanding. The map 501 shows the state of air-fuel mixture and combustion mode in each area, and the driving area and the non-driving area of the turbocharger 44. The map 502 shows the opening degree of the swirl control valve 56 in each area.

エンジン1は、燃費の向上及び排出ガス性能の向上を主目的として、低負荷領域(1)−1、中負荷領域(1)−2、及び、高負荷中回転領域(2)において、圧縮自己着火による燃焼を行う。エンジン1はまた、その他の領域、具体的には、高負荷低回転領域(3)及び高回転領域(4)においては、火花点火による燃焼を行う。以下、各領域におけるエンジン1の運転について、図7に示す燃料噴射時期及び点火時期を参照しながら詳細に説明をする。尚、図7における符号601、602、603、604、605及び606はそれぞれ、図6の運転領域マップ501における符号601、602、603、604、605及び606によって示すエンジン1の運転状態に対応する。   The engine 1 is compressed in a low load range (1) -1, a medium load range (1) -2, and a high load medium rotation range (2) mainly for the purpose of improving the fuel efficiency and the exhaust gas performance. It burns by ignition. The engine 1 also performs spark ignition combustion in other regions, specifically, a high load low rotation region (3) and a high rotation region (4). Hereinafter, the operation of the engine 1 in each region will be described in detail with reference to the fuel injection timing and the ignition timing shown in FIG. 7, reference numerals 601, 602, 603, 604, 605 and 606 respectively correspond to the operating state of the engine 1 indicated by reference numerals 601, 602, 603, 604, 605 and 606 in the operating area map 501 of FIG. .

(低負荷領域(1)−1)
エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転しているときに、エンジン1は、CI燃焼を行う。自己着火による燃焼は、圧縮開始前の燃焼室17の中の温度がばらつくと、自己着火のタイミングが大きく変化する。そこで、エンジン1は、低負荷領域(1)−1において、SI燃焼とCI燃焼とを組み合わせたSPCCI燃焼を行う。
(Low load area (1) -1)
When the engine 1 is operating in the low load range (1) -1, the engine 1 performs CI combustion. In the self-ignition combustion, when the temperature in the combustion chamber 17 before the start of compression varies, the timing of the self-ignition changes significantly. Therefore, the engine 1 performs SPCCI combustion in which SI combustion and CI combustion are combined in the low load range (1) -1.

図7の符号601は、エンジン1が低負荷領域(1)−1における運転状態601にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6011、6012)及び点火時期(符号6013)、並びに、燃焼波形(つまり、クランク角に対する熱発生率の変化を示す波形、符号6014)を示している。   Reference numeral 601 in FIG. 7 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6011 and 6012) and the ignition timing (reference numeral 6013) when the engine 1 is operating in the operation state 601 in the low load range (1) -1. A waveform (ie, a waveform representing a change in heat release rate with respect to the crank angle, symbol 6014) is shown.

SPCCI燃焼は、点火プラグ25が、燃焼室17の中の混合気に強制的に点火をすることによって、混合気が火炎伝播によりSI燃焼をすると共に、SI燃焼の発熱により燃焼室17の中の温度が高くなりかつ、火炎伝播により燃焼室17の中の圧力が上昇することによって、未燃混合気が自己着火によるCI燃焼をする。   In the SPCCI combustion, the ignition plug 25 forcibly ignites the mixture in the combustion chamber 17 so that the mixture causes SI combustion by flame propagation, and the heat of SI combustion generates heat in the combustion chamber 17. As the temperature rises and the pressure in the combustion chamber 17 rises due to flame propagation, the unburned air-fuel mixture performs CI combustion by self-ignition.

SI燃焼の発熱量を調整することによって、圧縮開始前の燃焼室17の中の温度のばらつきを吸収することができる。圧縮開始前の燃焼室17の中の温度がばらついていても、例えば点火タイミングの調整によってSI燃焼の開始タイミングを調整すれば、混合気を目標のタイミングで自己着火させることができる。   By adjusting the amount of heat generation of SI combustion, it is possible to absorb temperature variations in the combustion chamber 17 before the start of compression. Even if the temperature in the combustion chamber 17 before the start of compression varies, for example, if the start timing of SI combustion is adjusted by adjusting the ignition timing, the air-fuel mixture can be self-ignited at the target timing.

SPCCI燃焼を行うときには、圧縮上死点付近で点火プラグ25が混合気に点火する、これによって、火炎伝播による燃焼が開始する。SI燃焼時の熱発生は、CI燃焼時の熱発生よりも穏やかである。従って、熱発生率の波形6014は、立ち上がりの傾きが相対的に小さくなる。また、燃焼室17の中における圧力変動(dp/dθ)も、SI燃焼時は、CI燃焼時よりも穏やかになる。   When performing the SPCCI combustion, the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture near the compression top dead center, whereby combustion by flame propagation starts. Heat generation during SI combustion is milder than heat generation during CI combustion. Therefore, the heat generation rate waveform 6014 has a relatively small rising slope. In addition, pressure fluctuation (dp / dθ) in the combustion chamber 17 also becomes gentler during SI combustion than during CI combustion.

SI燃焼によって、燃焼室17の中の温度及び圧力が高まると、未燃混合気が自己着火する。図7の例では、自己着火のタイミングで、熱発生率の波形6014の傾きが、小から大へと変化している。つまり、熱発生率の波形は、CI燃焼が開始するタイミングで、変曲点を有している。   As the temperature and pressure in the combustion chamber 17 increase due to SI combustion, the unburned mixture self-ignites. In the example of FIG. 7, the slope of the heat generation rate waveform 6014 changes from small to large at the timing of self-ignition. That is, the waveform of the heat release rate has an inflection point at the timing when the CI combustion starts.

CI燃焼の開始後は、SI燃焼とCI燃焼とが並行して行われる。CI燃焼は、SI燃焼よりも熱発生が大きいため、熱発生率は相対的に大きくなる。但し、CI燃焼は、圧縮上死点後に行われるため、ピストン3がモータリングによって下降している。CI燃焼による、熱発生率の波形6014の傾きが大きくなりすぎることが回避される。CI燃焼時のdp/dθも比較的穏やかになる。   After the start of CI combustion, SI combustion and CI combustion are performed in parallel. The rate of heat release is relatively large because CI combustion generates heat more than SI combustion. However, since the CI combustion is performed after the compression top dead center, the piston 3 is lowered by motoring. Excessive slope of the heat release rate waveform 6014 due to CI combustion is avoided. Dp / dθ at the time of CI combustion also becomes relatively mild.

dp/dθは、燃焼騒音を表す指標として用いることができるが、前述の通りSPCCI燃焼は、dp/dθを小さくすることができるため、燃焼騒音が大きくなりすぎることを回避することが可能になる。燃焼騒音は、許容レベル以下に抑えることができる。   Although dp / dθ can be used as an index representing combustion noise, as described above, SPCCI combustion can reduce dp / dθ, thereby making it possible to avoid combustion noise becoming too large. . Combustion noise can be reduced to an acceptable level or less.

CI燃焼が終了することによって、SPCCI燃焼が終了する。CI燃焼は、SI燃焼に比べて、燃焼期間が短い。SPCCI燃焼は、SI燃焼よりも、燃焼終了時期が早まる。言い換えると、SPCCI燃焼は、膨張行程中の燃焼終了時期を、圧縮上死点に近づけることが可能である。SPCCI燃焼は、SI燃焼よりも、エンジン1の燃費性能の向上に有利である。   By the completion of the CI combustion, the SPCCI combustion is ended. CI combustion has a shorter combustion period than SI combustion. SPCCI combustion has an earlier combustion finish timing than SI combustion. In other words, SPCCI combustion can bring the combustion end timing during the expansion stroke closer to the compression top dead center. SPCCI combustion is more advantageous for improving the fuel consumption performance of the engine 1 than SI combustion.

エンジン1の燃費性能を向上させるために、EGRシステム55は、エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転しているときに、燃焼室17の中にEGRガスを導入する。具体的には、排気上死点付近において、吸気弁21及び排気弁22の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設けることにより、燃焼室17の中から吸気ポート18及び排気ポート19に排出した排気ガスの一部を、燃焼室17の中に再導入する。燃焼室17の中に熱い既燃ガスを導入するため、燃焼室17の中の温度を高くすることができ、SPCCI燃焼の安定化に有利になる。尚、吸気弁21及び排気弁22の両方を閉弁するネガティブオーバーラップ期間を設けようにしてもよい。   In order to improve the fuel consumption performance of the engine 1, the EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17 when the engine 1 is operating in the low load range (1) -1. Specifically, by providing a positive overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened near the exhaust top dead center, the combustion chamber 17 is exhausted to the intake port 18 and the exhaust port 19. A portion of the exhaust gas is reintroduced into the combustion chamber 17. Since hot burned gas is introduced into the combustion chamber 17, the temperature in the combustion chamber 17 can be increased, which is advantageous for stabilization of SPCCI combustion. A negative overlap period may be provided in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are closed.

また、エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転しているときには、燃焼室17の中には、強いスワール流が形成される。スワール流は、燃焼室17の外周部において強く、中央部において弱くなる。スワールコントロール弁56は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。前述したように、吸気ポート18はタンブルポートであるため、燃焼室17の中には、タンブル成分とスワール成分とを有する斜めスワール流が形成される。   In addition, when the engine 1 is operating in the low load range (1) -1, a strong swirl flow is formed in the combustion chamber 17. The swirl flow is strong at the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 and weak at the central portion. The swirl control valve 56 is a predetermined opening on the fully closed or closed side. As described above, since the intake port 18 is a tumble port, an oblique swirl flow having a tumble component and a swirl component is formed in the combustion chamber 17.

エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、スワール比は4以上になる。ここで、スワール比を定義すると、「スワール比」は、吸気流横方向角速度をバルブリフト毎に測定して積分した値を、エンジン角速度で除した値である。吸気流横方向角速度は、図8に示すリグ試験装置を用いた測定に基づいて求めることができる。すなわち、同図に示す装置は、基台にシリンダヘッド13を上下反転して設置して、吸気ポート18を図外の吸気供給装置に接続する一方、そのシリンダヘッド13上にシリンダ36を設置すると共に、その上端にハニカム状ロータ37を有するインパルスメータ38を接続して構成されている。インパルスメータ38の下面は、シリンダヘッド13とシリンダブロックとの合わせ面から1.75D(尚、Dはシリンダボア径)の位置に位置づけている。吸気供給に応じてシリンダ36内に生じるスワール(図8の矢印参照)によって、ハニカム状ロータ37に作用するトルクをインパルスメータ38によって計測し、それに基づいて、吸気流横方向角速度を求めることができる。   When the engine 1 operates in the low load range (1) -1, the swirl ratio is 4 or more. Here, when the swirl ratio is defined, the “swirl ratio” is a value obtained by dividing the value obtained by measuring and integrating the intake flow lateral angular velocity for each valve lift by the engine angular velocity. The intake flow lateral angular velocity can be determined based on measurements using the rig test apparatus shown in FIG. That is, in the apparatus shown in the figure, the cylinder head 13 is installed upside down on the base, and the intake port 18 is connected to an intake supply device (not shown) while the cylinder 36 is installed on the cylinder head 13 And an impulse meter 38 having a honeycomb rotor 37 at its upper end. The lower surface of the impulse meter 38 is positioned at 1.75 D (where D is a cylinder bore diameter) from the mating surface of the cylinder head 13 and the cylinder block. The torque acting on the honeycomb rotor 37 can be measured by the impulse meter 38 by the swirl (see the arrow in FIG. 8) generated in the cylinder 36 according to the intake supply, and the intake flow lateral angular velocity can be determined based thereon. .

図9は、このエンジン1におけるスワールコントロール弁56の開度と、スワール比との関係を示している。図9は、スワールコントロール弁56の開度を、セカンダリ通路402の全開断面に対する開口比率によって表している。スワールコントロール弁56が全閉のときに、セカンダリ通路402の開口比率は0%となり、スワールコントロール弁56の開度が大きくなると、セカンダリ通路402の開口比率が0%よりも大きくなる。スワールコントロール弁56が全開のときに、セカンダリ通路402の開口比率は100%となる。図9に例示するように、このエンジン1は、スワールコントロール弁56を全閉にすると、スワール比は6程度になる。エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、スワール比は4以上6以下とすればよい。スワールコントロール弁56の開度は、開口比率が0〜15%となる範囲で調整すればよい。   FIG. 9 shows the relationship between the opening degree of the swirl control valve 56 in the engine 1 and the swirl ratio. FIG. 9 shows the opening degree of the swirl control valve 56 by the opening ratio with respect to the full open cross section of the secondary passage 402. When the swirl control valve 56 is fully closed, the opening ratio of the secondary passage 402 is 0%, and when the opening degree of the swirl control valve 56 is large, the opening ratio of the secondary passage 402 is larger than 0%. When the swirl control valve 56 is fully open, the opening ratio of the secondary passage 402 is 100%. As illustrated in FIG. 9, when the swirl control valve 56 is fully closed, the swirl ratio becomes approximately 6 when the swirl control valve 56 is fully closed. When the engine 1 operates in the low load range (1) -1, the swirl ratio may be 4 or more and 6 or less. The opening degree of the swirl control valve 56 may be adjusted in the range where the opening ratio is 0 to 15%.

エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、混合気の空燃比(A/F)は、燃焼室17の全体において理論空燃比よりもリーンである。つまり、燃焼室17の全体において、混合気の空気過剰率λは1を超える。より詳細に、燃焼室17の全体において混合気のA/Fは30以上である。こうすることで、RawNOxの発生を抑制することができ、排出ガス性能を向上させることができる。   When the engine 1 operates in the low load range (1) -1, the air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the entire combustion chamber 17. That is, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture exceeds 1 in the entire combustion chamber 17. More specifically, the A / F of the mixture in the entire combustion chamber 17 is 30 or more. By doing this, the generation of RawNOx can be suppressed, and the exhaust gas performance can be improved.

エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、燃焼室17内の中央部と外周部との間において、混合気は成層化している。燃焼室17内の中央部は、点火プラグ25が配置されている部分であり、外周部は、中央部の周囲であって、シリンダ11のライナーに接する部分である。燃焼室17内の中央部は、スワール流が弱い部分、外周部は、スワール流が強い部分、と定義してもよい。   When the engine 1 operates in the low load range (1) -1, the mixture is stratified between the central portion and the outer peripheral portion in the combustion chamber 17. A central portion in the combustion chamber 17 is a portion where the spark plug 25 is disposed, and an outer peripheral portion is a portion around the central portion and in contact with the liner of the cylinder 11. A central portion in the combustion chamber 17 may be defined as a portion where the swirl flow is weak, and an outer peripheral portion may be defined as a portion where the swirl flow is strong.

中央部の混合気の燃料濃度は、外周部の燃料濃度よりも濃い。具体的に、中央部の混合気のA/Fは、20以上30以下であり、外周部の混合気のA/Fは、35以上である。尚、空燃比の値は、点火時における空燃比の値であり、以下の説明においても同じである。   The fuel concentration of the air-fuel mixture in the central portion is higher than the fuel concentration in the outer peripheral portion. Specifically, the A / F of the mixture at the central portion is 20 or more and 30 or less, and the A / F of the mixture at the outer peripheral portion is 35 or more. The value of the air-fuel ratio is the value of the air-fuel ratio at the time of ignition, and is the same in the following description.

エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、インジェクタ6は、圧縮行程中に燃料を複数回、燃焼室17の中に噴射する(符号6011、6012)。複数回の燃料噴射と、燃焼室17の中のスワール流とによって、前述したように、燃焼室17の中央部と外周部とにおいて、混合気を成層化する。   When the engine 1 operates in the low load range (1) -1, the injector 6 injects fuel into the combustion chamber 17 multiple times during the compression stroke (reference numerals 6011 and 6012). As described above, the air-fuel mixture is stratified in the central portion and the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 by the multiple fuel injections and the swirl flow in the combustion chamber 17.

燃料噴射の終了後、圧縮上死点前の所定のタイミングで、点火プラグ25は、燃焼室17の中央部の混合気に点火をする(符号6013)。中央部の混合気は燃料濃度が相対的に高いため、着火性が向上すると共に、火炎伝播によるSI燃焼が安定化する。SI燃焼が安定化することによって、適切なタイミングで、CI燃焼が開始する。SPCCI燃焼において、CI燃焼のコントロール性が向上する。その結果、エンジン1が低負荷領域(1)−1において運転するときに、燃焼騒音の発生の抑制と、燃焼期間の短縮による燃費性能の向上とが両立する。   After the end of the fuel injection, the spark plug 25 ignites the mixture in the central portion of the combustion chamber 17 at a predetermined timing before compression top dead center (reference numeral 6013). Since the air-fuel mixture in the central portion has a relatively high fuel concentration, the ignitability is improved and SI combustion by flame propagation is stabilized. By stabilizing SI combustion, CI combustion starts at an appropriate timing. In SPCCI combustion, the controllability of CI combustion is improved. As a result, when the engine 1 operates in the low load range (1) -1, both suppression of the generation of combustion noise and improvement of the fuel efficiency performance by shortening the combustion period are compatible.

以上のように、低負荷領域(1)−1においてエンジン1は、混合気を理論空燃比よりもリーンしてSPCCI燃焼を行うため、低負荷領域(1)−1は、「SPCCIリーン領域」と呼ぶことができる。   As described above, in the low load range (1) -1, the engine 1 leans the air-fuel mixture to the stoichiometric air fuel ratio to perform SPCCI combustion, so the low load range (1) -1 is the "SPCCI lean range" It can be called.

(中負荷領域(1)−2)
エンジン1が中負荷領域(1)−2において運転しているときも、低負荷領域(1)−1と同様に、エンジン1は、SPCCI燃焼を行う。
(Medium load area (1) -2)
Even when the engine 1 is operating in the medium load range (1) -2, the engine 1 performs SPCCI combustion as in the low load range (1) -1.

図7の符号602は、エンジン1が中負荷領域(1)−2における運転状態602にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6021、6022)及び点火時期(符号6023)、並びに、燃焼波形(符号6024)を示している。   Reference numeral 602 in FIG. 7 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6021 and 6022) and the ignition timing (reference numeral 6023) when the engine 1 is operating in the operation state 602 in the medium load range (1) -2. A waveform (symbol 6024) is shown.

EGRシステム55は、エンジン1の運転状態が中負荷領域(1)−2にあるときに、燃焼室17の中にEGRガスを導入する。具体的には、低負荷領域(1)−1と同様に、排気上死点付近において、吸気弁21及び排気弁22の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設けることにより、燃焼室17の中から吸気ポート18及び排気ポート19に排出した排気ガスの一部を、燃焼室17の中に再導入する。つまり、内部EGRガスを、燃焼室17の中に導入する。また、中負荷領域(1)−2においては、EGR通路52を通じて、EGRクーラー53によって冷却した排気ガスを、燃焼室17の中に導入する。つまり、内部EGRガスに比べて温度が低い外部EGRガスを、燃焼室17の中に導入する。中負荷領域(1)−2においては、内部EGRガス及び/又は外部EGRガスを、燃焼室17の中に導入することにより、燃焼室17の中の温度を適切になるよう調整する。   The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17 when the operating state of the engine 1 is in the medium load range (1) -2. Specifically, as in the low load region (1) -1, by providing a positive overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened in the vicinity of the exhaust top dead center, A part of the exhaust gas exhausted from the inside to the intake port 18 and the exhaust port 19 is reintroduced into the combustion chamber 17. That is, the internal EGR gas is introduced into the combustion chamber 17. Further, in the middle load region (1) -2, the exhaust gas cooled by the EGR cooler 53 is introduced into the combustion chamber 17 through the EGR passage 52. That is, the external EGR gas whose temperature is lower than that of the internal EGR gas is introduced into the combustion chamber 17. In the medium load area (1) -2, the internal EGR gas and / or the external EGR gas are introduced into the combustion chamber 17 to adjust the temperature in the combustion chamber 17 to be appropriate.

また、エンジン1が中負荷領域(1)−2において運転するときにも、低負荷領域(1)−1と同様に、燃焼室17の中には、スワール比が4以上の、強いスワール流が形成される。スワールコントロール弁56は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。スワール流を強くすることにより、燃焼室17内の乱流エネルギが高くなるから、エンジン1が中負荷領域(1)−2において運転するときに、SI燃焼の火炎が速やかに伝播してSI燃焼が安定化する。SI燃焼が安定することによってCI燃焼のコントロール性が高まる。SPCCI燃焼におけるCI燃焼のタイミングが適正化することによって、燃焼騒音の発生を抑制することができると共に、燃費性能の向上が図られる。また、サイクル間におけるトルクのばらつきを抑制することができる。   Also, even when the engine 1 operates in the medium load range (1) -2, a strong swirl flow having a swirl ratio of 4 or more in the combustion chamber 17 as in the low load range (1) -1. Is formed. The swirl control valve 56 is a predetermined opening on the fully closed or closed side. Since the turbulent energy in the combustion chamber 17 is increased by intensifying the swirl flow, the SI combustion flame propagates rapidly when the engine 1 is operated in the medium load range (1) -2, and the SI combustion is performed. Is stabilized. The stability of the SI combustion improves the controllability of the CI combustion. By optimizing the timing of the CI combustion in the SPCCI combustion, it is possible to suppress the generation of combustion noise and to improve the fuel consumption performance. In addition, variation in torque between cycles can be suppressed.

エンジン1が中負荷領域(1)−2において運転するときに、混合気の空燃比(A/F)は、燃焼室17の全体において理論空燃比(A/F≒14.7)である。三元触媒が、燃焼室17から排出された排出ガスを浄化することによって、エンジン1の排出ガス性能は良好になる。混合気のA/Fは、三元触媒の浄化ウインドウの中に収まるようにすればよい。従って、混合気の空気過剰率λは、1.0±0.2とすればよい。   When the engine 1 operates in the medium load range (1) -2, the air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is the stoichiometric air-fuel ratio (A / F ≒ 14.7) in the entire combustion chamber 17. As the three-way catalyst purifies the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17, the exhaust gas performance of the engine 1 is improved. The A / F of the mixture may be made to fall within the purification window of the three-way catalyst. Therefore, the excess air ratio λ of the mixture may be 1.0 ± 0.2.

エンジン1が中負荷領域(1)−2において運転するときに、インジェクタ6は、吸気行程中の燃料噴射(符号6021)と、圧縮行程中の燃料噴射(符号6022)とを行う。吸気行程中に第1噴射6021を行うことによって、燃焼室17の中に燃料を略均等に分布させることができる。圧縮行程中に第2噴射6022を行うことによって、燃料の気化潜熱によって燃焼室17の中の温度を低下させることができる。第1噴射6021によって噴射した燃料を含む混合気が過早着火してしまうことを防止することができる。尚、中負荷領域(1)−2において、特に、エンジンが負荷の低い運転状態のときには、第2噴射6022は、省略することも可能である。   When the engine 1 operates in the medium load range (1) -2, the injector 6 performs fuel injection (code 6021) during the intake stroke and fuel injection (code 6022) during the compression stroke. By performing the first injection 6021 during the intake stroke, the fuel can be distributed substantially uniformly in the combustion chamber 17. By performing the second injection 6022 during the compression stroke, the temperature in the combustion chamber 17 can be reduced by the latent heat of vaporization of the fuel. Pre-ignition of the mixture including the fuel injected by the first injection 6021 can be prevented. In the middle load range (1) -2, in particular, when the engine is in a low load operation state, the second injection 6022 can be omitted.

インジェクタ6が、第1噴射6021と第2噴射6022とを行うことによって、燃焼室17の中には、全体として、空気過剰率λが1.0±0.2になった、略均質な混合気が形成される。混合気が略均質であるため、未燃損失の低減による燃費の向上、及び、スモークの発生回避による排出ガス性能の向上を図ることができる。空気過剰率λは、好ましくは、1.0〜1.2である。   By the injector 6 performing the first injection 6021 and the second injection 6022, substantially homogeneous mixing in which the excess air ratio λ becomes 1.0 ± 0.2 as a whole in the combustion chamber 17 My mind is formed. Since the mixture is substantially homogeneous, it is possible to improve the fuel efficiency by reducing the unburned loss, and to improve the exhaust gas performance by avoiding the generation of smoke. The excess air ratio λ is preferably 1.0 to 1.2.

圧縮上死点の前の所定のタイミングで、点火プラグ25が混合気に点火をする(符号6023)ことによって、混合気は、火炎伝播により燃焼する。火炎伝播による燃焼の開始後、未燃混合気が自己着火して、CI燃焼する。   The fuel-air mixture burns by flame propagation by the spark plug 25 igniting the air-fuel mixture at a predetermined timing before compression top dead center (reference numeral 6023). After the start of combustion by flame propagation, the unburned mixture is self-ignited to burn CI.

従って、中負荷領域(1)−2においてエンジン1は、混合気を理論空燃比にしてSPCCI燃焼を行うため、中負荷領域(1)−2は、「SPCCIλ=1領域」と呼ぶことができる。   Therefore, in the medium load range (1) -2, the engine 1 performs SPCCI combustion with the air-fuel mixture at the stoichiometric air fuel ratio, so the medium load range (1) -2 can be called "SPCCI λ = 1 range" .

ここで、図6に示すように、低負荷領域(1)−1の一部、及び、中負荷領域(1)−2の一部においては、過給機44がオフにされる(S/C OFF参照)。詳細には、低負荷領域(1)−1における低回転側の領域においては、過給機44がオフにされる。低負荷領域(1)−1における高回転側の領域においては、エンジン1の回転数が高くなることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機44がオンにされて、過給圧を高くする。また、中負荷領域(1)−2における低負荷低回転側の領域においては、過給機44がオフにされ、中負荷領域(1)−2における高負荷側の領域においては、燃料噴射量が増えることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機44がオンにされ、高回転側の領域においては、エンジン1の回転数が高くなることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機44がオンになる。   Here, as shown in FIG. 6, the turbocharger 44 is turned off in a part of the low load area (1) -1 and a part of the medium load area (1) -2. See C OFF). Specifically, in the low rotation region in the low load region (1) -1, the supercharger 44 is turned off. In the high rotation side region in the low load region (1) -1, the supercharger 44 is turned on in order to secure the necessary intake charge corresponding to the increase in the rotational speed of the engine 1 Increase the boost pressure. Further, the supercharger 44 is turned off in the low load low rotation side region in the medium load region (1) -2, and the fuel injection amount in the high load side region in the medium load region (1) -2. The supercharger 44 is turned on in order to secure the necessary intake charge amount corresponding to the increase of the engine speed, and it is necessary to cope with the increase in the rotational speed of the engine 1 in the high rotation side region. The turbocharger 44 is turned on to ensure the intake charge.

尚、高負荷中回転領域(2)、高負荷低回転領域(3)、及び、高回転領域(4)の各領域においては、その全域に亘って過給機44がオンになる(S/C ON参照)。   In each of the high load / medium speed rotation area (2), the high load / low speed rotation area (3), and the high speed rotation area (4), the turbocharger 44 is turned on over the entire area (S / See C ON).

(高負荷中回転領域(2))
エンジン1が高負荷中回転領域(2)において運転しているときも、低負荷領域(1)−1及び中負荷領域(1)−2と同様に、エンジン1は、SPCCI燃焼を行う。
(High load medium rotation range (2))
Even when the engine 1 is operating in the high load medium rotation area (2), the engine 1 performs SPCCI combustion as in the low load area (1) -1 and the medium load area (1) -2.

図7の符号603は、エンジン1が高負荷中回転領域(2)における低回転側の運転状態603にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6031、6032)及び点火時期(符号6033)、並びに、燃焼波形(符号6034)を示している。また、符号604は、エンジン1が高負荷中回転領域(2)における高回転側の運転状態604にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6041)及び点火時期(符号6042)、並びに、燃焼波形(符号6043)を示している。   The reference numeral 603 in FIG. 7 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6031 and 6032) and the ignition timing (reference numeral 6033) when the engine 1 is operated in the low load operating condition 603 in the high load medium rotation region (2). , And a combustion waveform (symbol 6034) are shown. Further, reference numeral 604 indicates a fuel injection timing (reference numeral 6041) and an ignition timing (reference numeral 6042) when the engine 1 is operated in the high load side rotation state (2) in the high rotation side operation state 604; The combustion waveform (symbol 6043) is shown.

EGRシステム55は、エンジン1の運転状態が高負荷中回転領域(2)にあるときに、燃焼室17の中にEGRガスを導入する。エンジン1は、負荷が高まるに従いEGRガスの量を減らす。全開負荷では、EGRガスをゼロにしてもよい。   The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17 when the operating state of the engine 1 is in the high load medium rotation region (2). The engine 1 reduces the amount of EGR gas as the load increases. At full load, the EGR gas may be zero.

また、エンジン1が高負荷中回転領域(2)において運転するときにも、低負荷領域(1)−1と同様に、燃焼室17の中には、スワール比が4以上の、強いスワール流が形成される。スワールコントロール弁56は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。   Also, even when the engine 1 is operated in the high load / medium rotation region (2), as in the low load region (1) -1, a strong swirl flow with a swirl ratio of 4 or more in the combustion chamber 17 Is formed. The swirl control valve 56 is a predetermined opening on the fully closed or closed side.

エンジン1が高負荷中回転領域(2)において運転するときに、混合気の空燃比(A/F)は、燃焼室17の全体において理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチである(つまり、混合気の空気過剰率λは、λ≦1)。   When the engine 1 is operated in the high load medium rotation region (2), the air fuel ratio (A / F) of the mixture is richer than the stoichiometric air fuel ratio or the stoichiometric air fuel ratio in the entire combustion chamber 17 (that is, The excess air ratio λ of the mixture is λ ≦ 1).

エンジン1が高負荷中回転領域(2)における運転状態603にて運転するときに、インジェクタ6は、吸気行程において前段噴射6031を行うと共に、圧縮行程において後段噴射6032を行う。前段噴射は、例えば吸気行程の前半に開始し、後段噴射は、例えば圧縮行程の終期に行ってもよい。吸気行程の前半は、吸気行程を前半と後半とに二等分したときの前半としてもよい。具体的に前段噴射は、例えば圧縮上死点前280°CAに、燃料噴射を開始してもよい。   When the engine 1 is operated in the operating state 603 in the high load medium rotation region (2), the injector 6 performs the pre-stage injection 6031 in the intake stroke and performs the post-stage injection 6032 in the compression stroke. The pre-injection may start, for example, in the first half of the intake stroke, and the post-injection may, for example, be performed at the end of the compression stroke. The first half of the intake stroke may be the first half of the intake stroke divided into the first and second halves. Specifically, the pre-injection may start fuel injection, for example, at 280 ° CA before compression top dead center.

前段噴射6031の噴射開始を吸気行程の前半にすると、図示は省略するが、燃料噴霧がキャビティ31の開口縁部に当たることによって、一部の燃料は、燃焼室17のスキッシュエリア171(つまり、キャビティ31の外の領域(図2参照))に入り、残りの燃料は、キャビティ31の内の領域に入る。スワール流は、燃焼室17の外周部において強く、中央部において弱くなっている。そのため、スキッシュエリア171に入った一部の燃料はスワール流に入り、キャビティ31の内の領域に入った残りの燃料は、スワール流の内側に入る。スワール流に入った燃料は、吸気行程から圧縮行程の間、スワール流の中に留まり、燃焼室17の外周部においてCI燃焼用の混合気を形成する。スワール流の内側に入った燃料も、吸気行程から圧縮行程の間、スワール流の内側に留まり、燃焼室17の中央部においてSI燃焼用の混合気を形成する。   When the start of injection of the pre-injection 6031 is in the first half of the intake stroke, although not shown, the fuel spray hits the opening edge of the cavity 31 so that part of the fuel is in the squish area 171 of the combustion chamber 17 The area outside of 31 (see FIG. 2) enters the area within cavity 31 with the remaining fuel. The swirl flow is strong at the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 and weak at the central portion. Therefore, part of the fuel entering the squish area 171 enters the swirl flow, and the remaining fuel entering the area within the cavity 31 enters the swirl flow. The fuel that has entered the swirl flow remains in the swirl flow during the intake stroke and the compression stroke, and forms an air-fuel mixture for CI combustion at the outer peripheral portion of the combustion chamber 17. The fuel entering the swirl flow also stays inside the swirl flow during the intake stroke and the compression stroke, and forms a mixture for SI combustion in the central portion of the combustion chamber 17.

エンジン1が高負荷中回転領域(2)において運転するときには、燃焼室17の外周部の混合気の燃料濃度が、中央部の混合気の燃料濃度よりも濃くかつ、外周部の混合気の燃料量が、中央部の混合気の燃料量よりも多くなるようにする。具体的には、点火プラグ25が配置されている中央部の混合気は、空気過剰率λが1以下であり、外周部の混合気は、空気過剰率λが1未満である。中央部の混合気の空燃比(A/F)は、例えば13以上、理論空燃比(14.7)以下としてもよい。また、外周部の混合気の空燃比は、例えば11以上、理論空燃比以下、又は11以上、12以下としてもよい。燃焼室17の外周部は、混合気中の燃料量が増えるため、燃料の気化潜熱によって温度が低下する。燃焼室17の全体の混合気の空燃比は、12.5以上、理論空燃比以下、又は12.5以上、13以下としてもよい。   When the engine 1 is operated in the high load medium rotation region (2), the fuel concentration of the mixture at the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 is higher than the fuel concentration of the mixture at the central portion and the fuel of the mixture at the outer peripheral portion Make the amount larger than the fuel amount of the mixture in the central part. Specifically, the air-fuel ratio at the central portion where the spark plug 25 is disposed has an excess air ratio λ of 1 or less, and the mixture at the outer peripheral portion has an excess air ratio λ of less than 1. The air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture in the central portion may be, for example, 13 or more and the theoretical air-fuel ratio (14.7) or less. In addition, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the outer peripheral portion may be, for example, 11 or more, the stoichiometric air-fuel ratio or less, or 11 or more and 12 or less. The temperature of the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 is lowered by the latent heat of vaporization of the fuel because the amount of fuel in the air-fuel mixture increases. The air-fuel ratio of the entire mixture in the combustion chamber 17 may be 12.5 or more, the stoichiometric air-fuel ratio or less, or 12.5 or more and 13 or less.

圧縮行程の終期は、圧縮行程を、初期、中期及び終期に三等分したときの終期とすればよい。圧縮行程の終期に行う後段噴射6032は、例えば上死点前10°CAで燃料噴射を開始してもよい。上死点の直前で後段噴射を行うことにより、燃料の気化潜熱によって燃焼室内の温度を低下させることができる。前段噴射6031によって噴射された燃料は、圧縮行程の間に低温酸化反応が進み、上死点前において高温酸化反応に移行するようになるが、上死点の直前で後段噴射6032を行い、燃焼室内の温度を低下させることにより、低温酸化反応から高温酸化反応へ移行することを抑制することができ、過早着火が発生してしまうことを抑制することができる。尚、前段噴射の噴射量と後段噴射の噴射量との割合は、一例として、95:5としてもよい。   The final stage of the compression process may be the final stage when the compression process is divided into three equal parts: initial, middle, and final. The post-stage injection 6032 performed at the end of the compression stroke may start fuel injection, for example, at 10 ° CA before top dead center. By performing the post-stage injection immediately before the top dead center, the temperature in the combustion chamber can be reduced by the latent heat of vaporization of the fuel. The low-temperature oxidation reaction proceeds during the compression stroke, and the fuel injected by the pre-injection 6031 shifts to the high-temperature oxidation reaction before top dead center, but the post-injection 6032 is performed just before the top dead center By lowering the temperature in the room, it is possible to suppress the transition from the low temperature oxidation reaction to the high temperature oxidation reaction, and it is possible to suppress the occurrence of premature ignition. The ratio of the injection amount of the pre-stage injection and the injection amount of the post-stage injection may be, for example, 95: 5.

点火プラグ25は、圧縮上死点付近において、燃焼室17の中央部の混合気に点火をする(符号6033)。点火プラグ25は、例えば圧縮上死点以降に点火を行う。点火プラグ25は燃焼室17の中央部に配置されているため、点火プラグ25の点火によって、中央部の混合気が火炎伝播によるSI燃焼を開始する。   The spark plug 25 ignites the mixture in the central portion of the combustion chamber 17 near the compression top dead center (reference numeral 6033). The spark plug 25 ignites, for example, after compression top dead center. Since the spark plug 25 is disposed at the central portion of the combustion chamber 17, the mixture at the central portion starts SI combustion by flame propagation by the ignition of the spark plug 25.

エンジン1が高負荷中回転領域(2)における運転状態604にて運転するときに、インジェクタ6は、吸気行程において燃料噴射を開始する(符号6041)。   When the engine 1 operates in the operating state 604 in the high load / medium rotation region (2), the injector 6 starts fuel injection in the intake stroke (reference numeral 6041).

吸気行程に開始する噴射6041は、前記と同様に、吸気行程の前半に燃料噴射を開始してもよい。具体的に噴射6041は、上死点前280°CAで燃料噴射を開始してもよい。噴射6041の終了は、吸気行程を超えて圧縮行程中になる場合がある。噴射6041の開始を、吸気行程の前半にすることによって、前述したように、燃焼室17の外周部においてCI燃焼用の混合気を形成すると共に、燃焼室17の中央部においてSI燃焼用の混合気を形成することができる。点火プラグ25が配置されている中央部の混合気は、前記と同様に、好ましくは空気過剰率λが1以下であり、外周部の混合気は、空気過剰率λが1以下、好ましくは1未満である。中央部の混合気の空燃比(A/F)は、例えば13以上、理論空燃比(14.7)以下としてもよい。中央部の混合気の空燃比は、理論空燃比よりもリーンであってもよい。また、外周部の混合気の空燃比は、例えば11以上、理論空燃比以下、又は11以上、12以下としてもよい。燃焼室17の全体の混合気の空燃比は、12.5以上、理論空燃比以下、又は12.5以上、13以下としてもよい。   The injection 6041 starting in the intake stroke may start fuel injection in the first half of the intake stroke, as described above. Specifically, the injection 6041 may start fuel injection at 280 ° CA before top dead center. The end of injection 6041 may be in the compression stroke beyond the intake stroke. By setting the start of the injection 6041 to the first half of the intake stroke, as described above, the mixture for CI combustion is formed in the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 and the mixture for SI combustion in the central portion of the combustion chamber 17 You can form your mind. The air-fuel mixture in the central portion where the spark plug 25 is disposed preferably has an air excess ratio λ of 1 or less, and the air-fuel ratio of the outer peripheral portion has an air excess ratio λ of 1 or less, preferably 1 Less than. The air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture in the central portion may be, for example, 13 or more and the theoretical air-fuel ratio (14.7) or less. The air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central portion may be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. In addition, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the outer peripheral portion may be, for example, 11 or more, the stoichiometric air-fuel ratio or less, or 11 or more and 12 or less. The air-fuel ratio of the entire mixture in the combustion chamber 17 may be 12.5 or more, the stoichiometric air-fuel ratio or less, or 12.5 or more and 13 or less.

エンジン1の回転数が高くなると、噴射6041によって噴射された燃料が反応する時間が短くなる。そのため、混合気の反応を抑制するための後段噴射を省略することができる。   As the rotational speed of the engine 1 increases, the time for which the fuel injected by the injection 6041 reacts decreases. Therefore, it is possible to omit the post-stage injection for suppressing the reaction of the air-fuel mixture.

点火プラグ25は、圧縮上死点付近において、燃焼室17の中央部の混合気に点火をする(符号6042)。点火プラグ25は、例えば圧縮上死点以降に点火を行う。   The spark plug 25 ignites the mixture in the central portion of the combustion chamber 17 near the compression top dead center (reference numeral 6042). The spark plug 25 ignites, for example, after compression top dead center.

高負荷領域においては、燃料噴射量が多くなると共に、燃焼室17の温度も高くなるため、CI燃焼が早期に開始しやすい状況になる。言い換えると、高負荷領域においては、混合気の過早着火が発生しやすい。しかしながら、前述の通り、燃焼室17の外周部の温度が、燃料の気化潜熱によって低下しているから、混合気に火花点火をした後、CI燃焼がすぐに開始してしまうことを回避することができる。   In the high load region, the fuel injection amount increases and the temperature of the combustion chamber 17 also increases, which makes it easy to start CI combustion early. In other words, in the high load region, pre-ignition of the mixture tends to occur. However, as described above, since the temperature of the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 is lowered due to the latent heat of vaporization of the fuel, it is avoided that CI combustion starts immediately after spark ignition of the mixture gas. Can.

燃焼室17の中において混合気を成層化することと、燃焼室17の中に強いスワール流を発生させることとによって、CI燃焼の開始までにSI燃焼を十分に行うことができる。その結果、燃焼騒音の発生を抑制することができると共に、燃焼温度が高くなりすぎることがなくてNOxの生成も抑制される。また、サイクル間におけるトルクのばらつきを抑制することができる。   By stratifiing the mixture in the combustion chamber 17 and generating a strong swirl flow in the combustion chamber 17, SI combustion can be sufficiently performed by the start of CI combustion. As a result, the generation of combustion noise can be suppressed, and the generation of NOx can also be suppressed without the combustion temperature becoming too high. In addition, variation in torque between cycles can be suppressed.

また、外周部の温度が低いため、CI燃焼が緩やかになり、燃焼騒音の発生を抑制することができる。さらに、CI燃焼によって燃焼期間が短くなるから、高負荷領域においてトルクの向上、及び、熱効率の向上が図られる。よって、このエンジン1は、負荷が高い領域においてSPCCI燃焼を行うことにより、燃焼騒音を回避しながら、燃費性能を向上させることができる。   Further, since the temperature of the outer peripheral portion is low, the CI combustion becomes gentle, and the generation of combustion noise can be suppressed. Furthermore, since the combustion period is shortened by the CI combustion, the torque can be improved and the thermal efficiency can be improved in the high load region. Therefore, the engine 1 can improve the fuel consumption performance while avoiding the combustion noise by performing the SPCCI combustion in the region where the load is high.

以上のように、高負荷中回転領域(2)においてエンジン1は、混合気を理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチしてSPCCI燃焼を行うため、高負荷中回転領域(2)は、「SPCCIλ≦1領域」と呼ぶことができる。   As described above, in the high load medium rotation region (2), the engine 1 performs the SPCCI combustion by making the air-fuel mixture richer than the theoretical air fuel ratio or the theoretical air fuel ratio, so the high load middle rotation region (2) It can be referred to as “SPCCI λ ≦ 1 region”.

(高負荷低回転領域(3))
エンジン1の回転数が低いと、クランク角が1°変化するのに要する時間が長くなる。燃焼室17に噴射した燃料の反応が進みすぎてしまって、SPCCI燃焼をしようとしても過早着火を招く恐れがある。そこで、エンジン1が高負荷中回転領域(3)において運転しているときに、エンジン1は、SPCCI燃焼ではなく、SI燃焼を行う。
(High load low rotation area (3))
When the rotational speed of the engine 1 is low, the time required for the crank angle to change by 1 ° becomes long. The reaction of the fuel injected into the combustion chamber 17 may proceed too much, which may cause premature ignition even if SPCCI combustion is performed. Therefore, when the engine 1 is operating in the high load medium rotation region (3), the engine 1 performs not the SPCCI combustion but the SI combustion.

図7の符号605は、エンジン1が高負荷中回転領域(3)における運転状態605にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6051、6052)及び点火時期(符号6053)、並びに、燃焼波形(符号6054)を示している。   The reference numeral 605 in FIG. 7 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6051 and 6052) and the ignition timing (reference numeral 6053) when the engine 1 is operating in the operation state 605 in the high load medium rotation region (3) and the combustion A waveform (symbol 6054) is shown.

EGRシステム55は、エンジン1の運転状態が高負荷中回転領域(3)にあるときに、燃焼室17の中にEGRガスを導入する。エンジン1は、負荷が高まるに従いEGRガスの量を減らす。全開負荷では、EGRガスをゼロにしてもよい。   The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17 when the operating state of the engine 1 is in the high load medium rotation region (3). The engine 1 reduces the amount of EGR gas as the load increases. At full load, the EGR gas may be zero.

エンジン1が高負荷低回転領域(3)において運転しているときに、混合気の空燃比(A/F)は、燃焼室17の全体において理論空燃比(A/F≒14.7)である。混合気のA/Fは、三元触媒の浄化ウインドウの中に収まるようにすればよい。従って、混合気の空気過剰率λは、1.0±0.2とすればよい。混合気の空燃比を、理論空燃比にすることにより、高負荷低回転領域(3)において、燃費性能が向上する。尚、エンジン1が高負荷低回転領域(3)において運転するときに、燃焼室17の全体の混合気の燃料濃度を、空気過剰率λにおいて1以下でかつ、高負荷中回転領域(2)における空気過剰率λよりも大にしてもよい。   When the engine 1 is operating in the high load low rotation range (3), the air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is the stoichiometric air-fuel ratio (A / F ≒ 14.7) in the entire combustion chamber 17 is there. The A / F of the mixture may be made to fall within the purification window of the three-way catalyst. Therefore, the excess air ratio λ of the mixture may be 1.0 ± 0.2. By setting the air-fuel ratio of the air-fuel mixture to the stoichiometric air-fuel ratio, the fuel efficiency performance is improved in the high load low rotation region (3). When the engine 1 operates in the high load low rotation range (3), the fuel concentration of the entire mixture in the combustion chamber 17 is 1 or less at the excess air ratio λ and in the high load middle rotation range (2) It may be made larger than excess air ratio λ in.

エンジン1が高負荷低回転領域(3)において運転するときに、インジェクタ6は、吸気行程において燃料を噴射する(符号6051)と共に、圧縮行程終期から膨張行程初期までの期間(以下、この期間をリタード期間と呼ぶ)内のタイミングで、燃焼室17内に燃料を噴射する(符号6052)。膨張行程の初期は、膨張行程を、初期、中期及び終期に三等分したときの初期とすればよい。
吸気行程中に燃料を噴射することにより(符号6051)、混合気の形成時間を十分に確保することができる。また、リタード期間内に燃料を噴射することにより(符号6052)、点火直前に、燃焼室17内のガス流動を強くすることができる。燃料圧力は、30MPa以上の高い燃料圧力に設定される。燃料圧力を高くすることによって、燃料の噴射期間及び混合気の形成期間を、それぞれ短くすることができると共に、燃焼室17内のガス流動を、より強くすることができる。燃料圧力の上限値は、一例として、120MPaとしてもよい。
When the engine 1 operates in the high load low rotation range (3), the injector 6 injects fuel in the intake stroke (6051), and a period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke (hereinafter referred to as “period”). Fuel is injected into the combustion chamber 17 at a timing (referred to as a retard period) (reference numeral 6052). The initial stage of the expansion stroke may be the initial stage when the expansion stroke is divided into three equal parts: initial, middle and final.
By injecting the fuel during the intake stroke (reference numeral 6051), the formation time of the air-fuel mixture can be sufficiently secured. Further, by injecting the fuel within the retard period (reference numeral 6052), the gas flow in the combustion chamber 17 can be strengthened immediately before the ignition. The fuel pressure is set to a high fuel pressure of 30 MPa or more. By increasing the fuel pressure, the fuel injection period and the mixture formation period can be shortened, and the gas flow in the combustion chamber 17 can be made stronger. The upper limit of the fuel pressure may be, for example, 120 MPa.

点火プラグ25は、燃料の噴射後、圧縮上死点付近のタイミングで、混合気に点火を行う(符号6053)。点火プラグ25は、圧縮上死点後に点火を行ってもよい。混合気は、膨張行程においてSI燃焼をする。SI燃焼が膨張行程において開始するため、CI燃焼は開始しない。   After injecting the fuel, the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture at a timing near the compression top dead center (reference numeral 6053). The spark plug 25 may perform ignition after compression top dead center. The mixture performs SI combustion in the expansion stroke. Since SI combustion starts in the expansion stroke, CI combustion does not start.

インジェクタ6は、過早着火を回避するために、エンジン1の回転数が低くなるほど、燃料噴射の時期を遅角してもよい。リタード期間内の燃料噴射は、膨張行程において終了する場合もある。   The injector 6 may retard the timing of fuel injection as the rotational speed of the engine 1 decreases, in order to avoid pre-ignition. Fuel injection within the retard period may end in the expansion stroke.

エンジン1が高負荷低回転領域(3)において運転するときには、リタード期間内の燃料の噴射開始から点火までの時間が短い。混合気の着火性の向上及びSI燃焼の安定化のためには、燃料を速やかに点火プラグ25の付近に輸送する必要がある。   When the engine 1 operates in the high load low rotation region (3), the time from the start of fuel injection to the ignition within the retard period is short. In order to improve the ignitability of the mixture and to stabilize SI combustion, the fuel needs to be transported to the vicinity of the spark plug 25 promptly.

圧縮行程終期から膨張行程初期の期間において、インジェクタ6が燃料を噴射すると、ピストン3が圧縮上死点の近くに位置しているため、燃料噴霧は、新気と混ざり合いながら、キャビティ31の凸部311に沿って下向きに流れると共に、キャビティ31の底面及び周側面に沿って、燃焼室17の中央から、径方向の外方に放射状に広がって流れる。その後、混合気はキャビティ31の開口に至り、吸気側の傾斜面1311、及び、排気側の傾斜面1312に沿って、径方向の外方から、燃焼室17の中央に向かって流れる。   When the injector 6 injects fuel in the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke, the fuel spray is mixed with fresh air because the piston 3 is located near the compression top dead center. It flows downward along the portion 311 and radially outward from the center of the combustion chamber 17 along the bottom and circumferential side surfaces of the cavity 31. Thereafter, the air-fuel mixture reaches the opening of the cavity 31 and flows from the radially outer side toward the center of the combustion chamber 17 along the inclined surface 1311 on the intake side and the inclined surface 1312 on the exhaust side.

また、エンジン1は、高負荷低回転領域(3)において運転するときには、高負荷中回転領域(2)において運転するときよりもスワール流を弱くする。高負荷低回転領域(3)において運転するときに、スワールコントロール弁56の開度は、高負荷中回転領域(2)において運転するときよりも大きい。スワールコントロール弁56の開度は、例えば50%程度(つまり、半開)とすればよい。   Further, the engine 1 makes the swirl flow weaker when operating in the high load low rotation area (3) than when operating in the high load medium rotation area (2). When operating in the high load low rotation region (3), the degree of opening of the swirl control valve 56 is larger than when operating in the high load medium rotation region (2). The degree of opening of the swirl control valve 56 may be, for example, about 50% (that is, half open).

図2の上図に二点鎖線で噴霧を例示するように、インジェクタ6の噴孔の軸は、点火プラグ25に対し周方向に位置がずれている。噴孔から噴射された燃料は、燃焼室17の中のスワール流によって周方向に流れる。スワール流によって、燃料を点火プラグ25の付近に速やかに輸送することができる。燃料は、点火プラグ25の付近に輸送される間に、気化することができる。   The axis of the injection hole of the injector 6 is offset in the circumferential direction with respect to the spark plug 25 so that the spray is illustrated by a two-dot chain line in the upper drawing of FIG. The fuel injected from the injection hole flows in the circumferential direction by the swirl flow in the combustion chamber 17. The swirl flow allows the fuel to be quickly transported near the spark plug 25. The fuel can be vaporized while being transported near the spark plug 25.

一方、スワール流が強すぎると、燃料が周方向に流されてしまい、点火プラグ25の付近から離れてしまう。そこで、エンジン1は、高負荷低回転領域(3)において運転するときには、高負荷中回転領域(2)において運転するときよりもスワール流を弱くする。これによって、点火プラグ25の付近に燃料を速やかに輸送することができるから、混合気の着火性の向上及びSI燃焼の安定化を図ることができる。   On the other hand, if the swirl flow is too strong, the fuel flows in the circumferential direction and is separated from the vicinity of the spark plug 25. Therefore, when the engine 1 is operated in the high load low rotation area (3), the swirl flow is weaker than that in the high load medium rotation area (2). As a result, the fuel can be transported to the vicinity of the spark plug 25 promptly, so that the ignition performance of the mixture can be improved and the SI combustion can be stabilized.

高負荷低回転領域(3)においてエンジン1は、燃料を圧縮行程終期から膨張行程初期までのリタード期間に燃料の噴射をしてSI燃焼を行うため、高負荷低回転領域(3)は、「リタード−SI領域」と呼ぶことができる。   In the high load and low rotation region (3), the engine 1 injects the fuel in a retard period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke to perform SI combustion, so the high load and low rotation region (3) It can be called "retarded-SI area".

(高回転領域(4))
エンジン1の回転数が高いと、クランク角が1°変化するのに要する時間が短くなる。そのため、例えば高負荷領域における高回転領域においては、前述したように燃焼室17内において混合気の成層化をすることが困難になる。エンジン1の回転数が高くなると、前述したSPCCI燃焼を行うことが困難になる。
(High rotation area (4))
When the rotational speed of the engine 1 is high, the time required for the crank angle to change by 1 ° becomes short. Therefore, for example, in the high rotation region in the high load region, it becomes difficult to perform stratification of the mixture in the combustion chamber 17 as described above. When the rotation speed of the engine 1 becomes high, it becomes difficult to perform the above-described SPCCI combustion.

そのため、エンジン1が高回転領域(4)において運転しているときには、エンジン1は、SPCCI燃焼ではなく、SI燃焼を行う。尚、高回転領域(4)は、低負荷から高負荷まで負荷方向の全域に広がっている。   Therefore, when the engine 1 is operating in the high rotation range (4), the engine 1 performs not the SPCCI combustion but the SI combustion. The high rotation region (4) extends over the entire load direction from low load to high load.

図7の符号606は、エンジン1が高回転領域(4)における負荷の高い運転状態606にて運転しているときの燃料噴射時期(符号6061)及び点火時期(符号6062)、並びに、燃焼波形(符号6063)を示している。   Reference numeral 606 in FIG. 7 indicates the fuel injection timing (reference numeral 6061) and the ignition timing (reference numeral 6062) when the engine 1 is operating in the high load operation state 606 in the high rotation range (4), and the combustion waveform (Symbol 6063) is shown.

EGRシステム55は、エンジン1の運転状態が高回転領域(4)にあるときに、燃焼室17の中にEGRガスを導入する。エンジン1は、負荷が高まるに従いEGRガスの量を減らす。全開負荷では、EGRガスをゼロにしてもよい。   The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17 when the operating state of the engine 1 is in the high rotation region (4). The engine 1 reduces the amount of EGR gas as the load increases. At full load, the EGR gas may be zero.

エンジン1は、高回転領域(4)において運転するときには、スワールコントロール弁56を全開にする。燃焼室17内にはスワール流が発生せず、タンブル流のみが発生する。スワールコントロール弁56を全開にすることによって、高回転領域(4)において充填効率を高めることができると共に、ポンプ損失を低減することが可能になる。   When operating the engine 1 in the high rotation region (4), the swirl control valve 56 is fully opened. No swirl flow is generated in the combustion chamber 17, and only the tumble flow is generated. By making the swirl control valve 56 fully open, it is possible to increase the filling efficiency in the high rotation area (4) and to reduce the pump loss.

エンジン1が高回転領域(4)において運転するときに、混合気の空燃比(A/F)は、基本的には、燃焼室17の全体において理論空燃比(A/F≒14.7)である。混合気の空気過剰率λは、1.0±0.2とすればよい。尚、高回転領域(4)内の全開負荷の付近においては、混合気の空気過剰率λを1未満にしてもよい。   When the engine 1 operates in the high rotation range (4), the air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is basically the stoichiometric air-fuel ratio (A / F ≒ 14.7) in the entire combustion chamber 17 It is. The excess air ratio λ of the mixture may be 1.0 ± 0.2. In the vicinity of the full open load in the high rotation region (4), the air excess ratio λ of the air-fuel mixture may be less than one.

エンジン1が高回転領域(4)において運転するときに、インジェクタ6は、吸気行程に燃料噴射を開始する。インジェクタ6は、燃料を一括で噴射する(符号6061)。吸気行程中に燃料噴射を開始することによって、燃焼室17の中に、均質又は略均質な混合気を形成することが可能になる。また、エンジン1の回転数が高いときに、燃料の気化時間をできるだけ長く確保することができるため、未燃損失の低減を図ることもできる。   When the engine 1 operates in the high rotation range (4), the injector 6 starts fuel injection in the intake stroke. The injector 6 injects the fuel at once (reference numeral 6061). By starting fuel injection during the intake stroke, it is possible to form a homogeneous or substantially homogeneous mixture in the combustion chamber 17. Further, when the rotation speed of the engine 1 is high, the vaporization time of the fuel can be secured as long as possible, so that the unburned loss can also be reduced.

点火プラグ25は、燃料の噴射終了後、圧縮上死点前の適宜のタイミングで、混合気に点火を行う(符号6062)。   The ignition plug 25 ignites the air-fuel mixture at an appropriate timing before compression top dead center after the end of fuel injection (reference numeral 6062).

従って、高回転領域(4)においてエンジン1は、燃料噴射を吸気行程に開始してSI燃焼を行うため、高回転領域(4)は、「吸気−SI領域」と呼ぶことができる。   Therefore, in the high rotation region (4), the engine 1 starts fuel injection in the intake stroke to perform SI combustion, so the high rotation region (4) can be called "intake-SI region".

(過給機の制御)
図6に示すように、過給機44は、低負荷低回転の所定の運転領域(つまり、S/C OFF領域)においては駆動せず、S/C OFF領域以外の運転領域(つまり、S/C ON領域)において駆動する。ECU10は、エンジン1がS/C ON領域において運転しているときには、電磁クラッチ45をオンするよう、制御信号を出力する。図10に実線の矢印で示すように、吸気は過給機44及びインタークーラー46を通過した後に、サージタンク42に流入する。ECU10はまた、エンジン1がS/C ON領域において運転しているときには、バイパス通路47のエアバイパス弁48の開度調整を行うよう、制御信号を出力する。エアバイパス弁48が開くと、図10に破線の矢印で示すように、ガスの一部はサージタンク42からバイパス通路47を通って、過給機44の上流に逆流する。これにより、吸気の過給圧が調整される。
(Supercharger control)
As shown in FIG. 6, the supercharger 44 does not drive in a low load and low rotation predetermined operation area (that is, S / C OFF area), and an operation area other than the S / C OFF area (that is, S Drive in the / C ON region). The ECU 10 outputs a control signal to turn on the electromagnetic clutch 45 when the engine 1 is operating in the S / C ON region. As indicated by solid arrows in FIG. 10, the intake air flows into the surge tank 42 after passing through the turbocharger 44 and the intercooler 46. The ECU 10 also outputs a control signal to adjust the opening degree of the air bypass valve 48 of the bypass passage 47 when the engine 1 is operating in the S / C ON region. When the air bypass valve 48 is opened, part of the gas flows back from the surge tank 42 through the bypass passage 47 and upstream of the turbocharger 44, as shown by the broken arrow in FIG. Thereby, the boost pressure of the intake is adjusted.

ECU10は、エンジン1がS/C OFF領域において運転しているときには、電磁クラッチ45をオフするよう、制御信号を出力する。ECU10はまた、エアバイパス弁48を全開にするよう、制御信号を出力する。図11に実線の矢印で示すように、吸気は、過給機44及びインタークーラー46を通らずに、バイパス通路47を通って、サージタンク42に流入する。   The ECU 10 outputs a control signal to turn off the electromagnetic clutch 45 when the engine 1 is operating in the S / C OFF region. The ECU 10 also outputs a control signal to fully open the air bypass valve 48. As indicated by solid arrows in FIG. 11, the intake air flows into the surge tank 42 through the bypass passage 47 without passing through the turbocharger 44 and the intercooler 46.

(燃焼室の中の温度の調整)
図6に示す運転領域マップ501において、SPCCI燃焼を行う各領域においては、SPCCI燃焼を安定して行うために、燃焼室17の中を、適切な温度範囲に調整する必要がある。例えば外気温が高いときには、燃焼室17に導入される吸気の温度が高くなるから、燃焼室17の中の温度が高くなり過ぎて、自己着火のタイミングが早くなってしまう場合がある。また、エンジン1の温度が高くなり過ぎたときも、燃焼室17の中の温度が高くなり過ぎて、自己着火のタイミングが早くなってしまう場合がある。
(Adjustment of temperature in the combustion chamber)
In each region where SPCCI combustion is performed in the operation region map 501 shown in FIG. 6, it is necessary to adjust the inside of the combustion chamber 17 to an appropriate temperature range in order to stably perform the SPCCI combustion. For example, when the outside air temperature is high, the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17 is high, so the temperature in the combustion chamber 17 may be too high, and the timing of self-ignition may be advanced. In addition, even when the temperature of the engine 1 becomes too high, the temperature in the combustion chamber 17 may become too high, and the timing of self-ignition may be advanced.

SPCCI燃焼を行う領域において、過給機44をオンにしてエンジン1を運転するときには、図10に示すように、過給機44の下流のインタークーラー46を通過した吸気が燃焼室17の中に導入されるため、外気温が高いときや、エンジン1の温度が高いときであっても、燃焼室17の中の温度が高くなり過ぎることを回避することができる。   When the engine 1 is operated with the supercharger 44 turned on in the region where SPCCI combustion is performed, intake air passing through the intercooler 46 downstream of the supercharger 44 is introduced into the combustion chamber 17 as shown in FIG. Therefore, even when the outside air temperature is high or the temperature of the engine 1 is high, it is possible to prevent the temperature in the combustion chamber 17 from becoming too high.

これに対し、過給機44をオフにしてエンジン1を運転するときには、図11に示すように、吸気がインタークーラー46を通過しないため、インタークーラー46を利用して吸気を冷却することができない。   On the other hand, when the engine 1 is operated with the supercharger 44 turned off, as shown in FIG. 11, the intake air does not pass through the intercooler 46, so the intake air can not be cooled using the intercooler 46.

そこで、このエンジン1は、過給機44をオフにしてエンジン1を運転するときには、吸気弁21の閉時期の変更により、エンジン1の有効圧縮比を変更することによって、燃焼室17の中の温度の調整を行う。この制御は、S/C OFF領域において行うため、低負荷領域(1)−1の一部、及び、中負荷領域(1)−2の一部において行うことになる。   Therefore, when the engine 1 is operated with the supercharger 44 turned off, the engine 1 changes the effective compression ratio of the engine 1 by changing the closing timing of the intake valve 21 so that the inside of the combustion chamber 17 is changed. Adjust the temperature. Since this control is performed in the S / C OFF region, it is performed in part of the low load region (1) -1 and part of the medium load region (1) -2.

ここで、図14を参照しながら、吸気弁21のバルブタイミングの変更について説明する。符号1401のバルブリフト曲線に示すように、低負荷領域(1)−1及び中負荷領域(1)−2においては、吸気弁21及び排気弁22のポジティブオーバーラップ期間を設けている(排気弁22のバルブリフトを示す実線、及び、吸気弁21のバルブリフトを示す破線参照)。吸気弁21の閉時期は、吸気下死点よりも遅く、圧縮行程中である。   Here, the change of the valve timing of the intake valve 21 will be described with reference to FIG. As indicated by the valve lift curve 1401, positive overlap periods of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are provided in the low load area (1) -1 and the medium load area (1) -2 (exhaust valve The solid line showing the valve lift of 22 and the broken line showing the valve lift of the intake valve 21). The closing timing of the intake valve 21 is later than the intake bottom dead center, and is in the compression stroke.

この状態で、図14に白抜きの矢印で示すように、吸気弁21のバルブタイミングを遅角すると、吸気弁21のバルブリフトは太実線で示すように変化するから、吸気弁21及び排気弁22のオーバーラップ期間が短くなると共に(同図においてハッチングを付した箇所を参照)、吸気弁21の閉時期が、圧縮行程中においてさらに遅くなる。吸気弁21は、いわゆる遅閉じになる。   In this state, as shown by a white arrow in FIG. 14, when the valve timing of the intake valve 21 is retarded, the valve lift of the intake valve 21 changes as indicated by a thick solid line, so the intake valve 21 and the exhaust valve As the overlap period of 22 is shortened (see the hatched portion in the same drawing), the closing timing of the intake valve 21 is further delayed during the compression stroke. The intake valve 21 has a so-called late closing.

吸気弁21が遅閉じになることにより、燃焼室17の圧縮が開始するタイミングが遅れるから、エンジン1の有効圧縮比が下がる。図14の符号1402のグラフに示すように、ピストン3が圧縮上死点に至ったときの燃焼室17の中の圧力は、吸気弁21を遅閉じにすると低下する(白抜きの矢印参照)。   Since the timing at which the compression of the combustion chamber 17 starts is delayed by the late closing of the intake valve 21, the effective compression ratio of the engine 1 decreases. As shown by the graph 1402 in FIG. 14, the pressure in the combustion chamber 17 when the piston 3 reaches compression top dead center decreases when the intake valve 21 is closed late (see the white arrow). .

また、吸気弁21及び排気弁22のポジティブオーバーラップ期間が短くなることにより、燃焼室17の中に再導入されるEGRガス量は少なくなる。これにより、符号1403のグラフに示すように、燃焼室17の圧縮開始時の温度が低下する。   Further, as the positive overlap period of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 becomes shorter, the amount of EGR gas reintroduced into the combustion chamber 17 decreases. As a result, as shown in the graph of reference numeral 1403, the temperature at the start of compression of the combustion chamber 17 decreases.

燃焼室17の圧縮開始時の温度が低下することと、エンジン1の有効圧縮比が低下することとが組み合わさって、グラフ1403に示すように、ピストン3が圧縮上死点に至ったときの燃焼室17の中の温度(いわゆる圧縮端温度)は低下し、許容範囲内に収めることが可能になる。   When the temperature at the start of compression of the combustion chamber 17 decreases and the effective compression ratio of the engine 1 decreases, as shown in the graph 1403, when the piston 3 reaches compression top dead center The temperature in the combustion chamber 17 (so-called compression end temperature) is lowered and can be within the allowable range.

また、このエンジン1は、過給機44をオフにしてエンジン1を運転するときにおいて、外気温が高すぎて、エンジン1の有効圧縮比の変更によって燃焼室17の中の温度を適切な温度範囲に調整することができないときには、過給機44を駆動しないものの、吸気の一部が過給機44及びインタークーラー46を通るようにすることによって、インタークーラー46を利用した冷却を行う。この制御は、過給機44の非駆動領域において過給機44を回転させることから、過給機44の予回転制御と呼ぶ。   In addition, when the engine 1 is operated with the supercharger 44 turned off, the outside temperature is too high, and the temperature in the combustion chamber 17 is appropriately adjusted by changing the effective compression ratio of the engine 1 When adjustment can not be made to the range, cooling using the intercooler 46 is performed by allowing part of the intake air to pass through the turbocharger 44 and the intercooler 46 although the turbocharger 44 is not driven. This control is called pre-rotation control of the supercharger 44 because the supercharger 44 is rotated in the non-driving region of the supercharger 44.

図12及び図13を参照しながら、過給機44の予回転制御について説明をする。図12は、過給機44の予回転制御時の吸気の流れを示している。ECU10は、予回転制御を行うときに、電磁クラッチ45をオフするよう、制御信号を出力すると共に、エアバイパス弁48の開度を閉じ側に調整する。これにより、過給機44の上流側と下流側との間で圧力差が生じるから、その圧力差によって過給機44のロータが回転する。吸気の一部は、破線で示すように、過給機44及びインタークーラー46を通過して、燃焼室17に導入される。吸気の一部はまた、実線で示すように、バイパス通路47を通って、燃焼室17に導入される。   The prerotation control of the turbocharger 44 will be described with reference to FIGS. 12 and 13. FIG. 12 shows the flow of intake air at the time of prerotation control of the turbocharger 44. The ECU 10 outputs a control signal to turn off the electromagnetic clutch 45 when performing pre-rotation control, and adjusts the opening of the air bypass valve 48 to the closing side. As a result, a pressure difference occurs between the upstream side and the downstream side of the turbocharger 44, so that the rotor of the turbocharger 44 is rotated by the pressure difference. A portion of the intake air passes through the turbocharger 44 and the intercooler 46 and is introduced into the combustion chamber 17 as indicated by a broken line. A portion of the intake air is also introduced into the combustion chamber 17 through the bypass passage 47, as shown by the solid line.

過給機44の予回転制御においては、エアバイパス弁48の開度を調整することにより、過給機44及びインタークーラー46を通過して燃焼室17に入る吸気量と、バイパス通路47を通過して燃焼室17に入る吸気量との割合が変更される。インタークーラー46によって冷却される吸気量が変化するから、燃焼室17の中の温度が変わる。図13は、インタークーラー46を通過する吸気の流量割合(横軸)と、サージタンク42内の温度(横軸)との関係を示している。インタークーラー46を通過する吸気の流量割合は、前述の通り、エアバイパス弁(ABV)48の開度に関連する。エアバイパス弁48の開度が大きいと、インタークーラー46を通過する吸気の流量割合が減り、エアバイパス弁48の開度が小さいと、インタークーラー46を通過する吸気の流量割合が増える。サージタンク42の中の温度は、燃焼室17の中に導入される吸気の温度に相当する。図13に示すように、エアバイパス弁48の開度を小さくして、インタークーラー46を通過する吸気の流量割合を増やすと、サージタンク42の中の温度を下げることができる。燃焼室17に導入される吸気の温度を、適正範囲S1に収めることが可能になるため、圧縮端温度を許容範囲内に収めることが可能になる。   In the prerotation control of the supercharger 44, by adjusting the opening degree of the air bypass valve 48, the amount of intake air passing through the supercharger 44 and the intercooler 46 and entering the combustion chamber 17 and the bypass passage 47 The ratio to the amount of intake air entering the combustion chamber 17 is changed. Since the amount of intake air cooled by the intercooler 46 changes, the temperature in the combustion chamber 17 changes. FIG. 13 shows the relationship between the flow rate ratio of the intake air passing through the intercooler 46 (horizontal axis) and the temperature in the surge tank 42 (horizontal axis). The flow rate ratio of the intake air passing through the intercooler 46 is related to the opening degree of the air bypass valve (ABV) 48 as described above. When the opening of the air bypass valve 48 is large, the flow ratio of intake air passing through the intercooler 46 decreases, and when the opening of the air bypass valve 48 is small, the flow ratio of intake air passing through the intercooler 46 increases. The temperature in the surge tank 42 corresponds to the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17. As shown in FIG. 13, the temperature in the surge tank 42 can be lowered by reducing the opening of the air bypass valve 48 and increasing the flow rate ratio of the intake air passing through the intercooler 46. Since the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17 can be kept within the appropriate range S1, the compression end temperature can be kept within the allowable range.

このエンジン1はさらに、過給機44をオフにしてエンジン1を運転するときにおいて、外気温がさらに高いため、前述した過給機44の予回転によっても燃焼室17の中の温度を適切な温度範囲に調整することができないときには、過給機44をオンにすると共に、吸気の一部を、過給機44、インタークーラー46及びバイパス通路47を循環させることによって、インタークーラー46を利用した冷却を行う。この制御は、過給機44の循環制御と呼ぶ。   Furthermore, when the engine 1 is operated with the supercharger 44 turned off, the temperature inside the combustion chamber 17 is also appropriately set by the pre-rotation of the supercharger 44 described above because the outside air temperature is higher. When the temperature range can not be adjusted, cooling using the intercooler 46 is performed by turning on the turbocharger 44 and circulating a part of the intake air through the turbocharger 44, the intercooler 46 and the bypass passage 47. Do. This control is called circulation control of the turbocharger 44.

過給機44の循環制御時の吸気の流れは、図10に示す過給時の吸気の流れと実質的に同じである。つまり、ECU10は、循環制御を行うときに、電磁クラッチ45をオンにするよう、制御信号を出力すると共に、エアバイパス弁48の開度を開け側に調整する。これにより、吸気は、過給機44を通過した後に、インタークーラー46を通過することにより冷却される。冷却された吸気の一部は、サージタンク42から燃焼室17の中に導入されると共に、燃焼室17の中に導入されない残りの吸気は、バイパス通路47を通って逆流し、新たな吸気と共に、過給機44に再導入される。こうして、吸気の一部は、インタークーラー46を複数回通過するようになり、外気温度が極めて高いときに、燃焼室17の中に導入する吸気の温度を効率的に下げることが可能になる。   The flow of intake air at the time of circulation control of the supercharger 44 is substantially the same as the flow of intake air at the time of supercharging shown in FIG. That is, the ECU 10 outputs a control signal to turn on the electromagnetic clutch 45 when performing circulation control, and adjusts the opening degree of the air bypass valve 48 to the open side. Thus, the intake air is cooled by passing through the intercooler 46 after passing through the supercharger 44. A part of the cooled intake air is introduced from the surge tank 42 into the combustion chamber 17, and the remaining intake air not introduced into the combustion chamber 17 flows back through the bypass passage 47, and along with the new intake air. , Is reintroduced into the turbocharger 44. Thus, part of the intake air passes through the intercooler 46 a plurality of times, and it is possible to efficiently lower the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17 when the outside air temperature is extremely high.

(エンジンの制御プロセス)
次に、図15のフローチャートを参照しながら、ECU10が実行するエンジン1の運転制御について説明をする。このフローチャートは、燃焼室17の中の温度調整に関係する。
(Engine control process)
Next, operation control of the engine 1 executed by the ECU 10 will be described with reference to the flowchart of FIG. This flowchart relates to temperature control in the combustion chamber 17.

先ず、スタート後のステップS1において、ECU10は、各センサSW1〜SW16の信号を読み込む。ECU10は、続くステップS2において、エンジン1の運転領域を判断する。   First, in step S1 after the start, the ECU 10 reads the signals of the sensors SW1 to SW16. The ECU 10 determines the operating range of the engine 1 in the subsequent step S2.

ECU10は、ステップS3において、エンジン1の運転状態が、過給機44をオンする領域にあるか否かを判断する。ステップS3の判定がYESのときには、プロセスはステップS9に進み、NOのときには、プロセスはステップS4に進む。   In step S3, the ECU 10 determines whether the operating state of the engine 1 is in the region where the supercharger 44 is turned on. If the determination in step S3 is YES, the process proceeds to step S9. If the determination is NO, the process proceeds to step S4.

ECU10は、ステップS9において過給機44の電磁クラッチ45をオンにする。これにより、吸気は、過給機44及びインタークーラー46を通過して、燃焼室17に導入される。吸気がインタークーラー46を通過することによって冷却されるから、外気温が高いときや、エンジン1の温度が高いときであっても、燃焼室17の中の温度を適正な温度範囲に収めることができる。   The ECU 10 turns on the electromagnetic clutch 45 of the turbocharger 44 in step S9. Thus, the intake air passes through the turbocharger 44 and the intercooler 46 and is introduced into the combustion chamber 17. Since the intake air is cooled by passing through the intercooler 46, the temperature in the combustion chamber 17 can be kept within an appropriate temperature range even when the outside air temperature is high or the temperature of the engine 1 is high. .

ECU10は、ステップS4において過給機44の電磁クラッチ45をオフにする。また、ECU10は、エアバイパス弁48を開弁する。これにより、吸気は、過給機44及びインタークーラー46を通過せずに、バイパス通路47を通って、燃焼室17の中に導入される。   The ECU 10 turns off the electromagnetic clutch 45 of the turbocharger 44 in step S4. Further, the ECU 10 opens the air bypass valve 48. In this way, the intake air is introduced into the combustion chamber 17 through the bypass passage 47 without passing through the turbocharger 44 and the intercooler 46.

ECU10は、ステップS5において、燃焼室17の圧縮端温度が、予め設定した許容範囲を超えるか否かを判断する。ECU10は、圧縮端温度を、各種のセンサ値に基づいて予測する。ECU10は、温度推定部の一例である。ステップS5の判定がNOのときには、プロセスはステップS10に進む。ステップS5の判定がYESのときには、プロセスはステップS6に進む。   In step S5, the ECU 10 determines whether the compression end temperature of the combustion chamber 17 exceeds a preset allowable range. The ECU 10 predicts the compression end temperature based on various sensor values. The ECU 10 is an example of a temperature estimation unit. If the determination in step S5 is NO, the process proceeds to step S10. If the determination in step S5 is YES, the process proceeds to step S6.

ECU10は、ステップS6において、外気温度が予め設定した第2所定温度を超えるか否かを判断する。第2所定温度は、外気温度が極めて高い温度である。ステップS6の判定がYESのときには、プロセスはステップS12に進み、NOのときには、プロセスはステップS7に進む。   In step S6, the ECU 10 determines whether the outside air temperature exceeds a second predetermined temperature set in advance. The second predetermined temperature is a temperature at which the outside air temperature is extremely high. When the determination in step S6 is YES, the process proceeds to step S12, and when the determination is NO, the process proceeds to step S7.

ECU10は、ステップS7において、外気温度が予め設定した第1所定温度を超えるか否かを判断する。第1所定温度は、第2所定温度よりも低い温度である。ステップS7の判定がYESのときには、プロセスはステップS13に進み、NOのときには、プロセスはステップS8に進む。つまり、この制御プロセスは、ステップS6とステップS7とにおいて、外気温度を、「極めて高い」、「高い」、「やや高い」の三段階に判定している。外気温度が極めて高いときは、プロセスは、前述したようにステップS12に進む。外気温度が高いときは、プロセスは、ステップS13に進む。外気温度がやや高いときは、プロセスは、ステップS8に進む。   In step S7, the ECU 10 determines whether the outside air temperature exceeds a first predetermined temperature set in advance. The first predetermined temperature is a temperature lower than the second predetermined temperature. When the determination in step S7 is YES, the process proceeds to step S13, and when the determination is NO, the process proceeds to step S8. That is, in this control process, the outside air temperature is determined in three steps of “very high”, “high”, and “slightly high” in steps S6 and S7. When the outside air temperature is extremely high, the process proceeds to step S12 as described above. If the outside air temperature is high, the process proceeds to step S13. If the outside air temperature is somewhat high, the process proceeds to step S8.

ECU10は、ステップS12において、前述した過給機44の循環制御を行う。つまり、非過給領域において過給機44の電磁クラッチ45をオンにして、過給機44を駆動すると共に、エアバイパス弁(ABV)48の開度を開け側に調整する。これにより、図10に示すように、吸気の一部を過給機44、インタークーラー46、及びバイパス通路47において循環させ、燃焼室17の中に導入する吸気の温度を下げる。   In step S12, the ECU 10 performs the circulation control of the supercharger 44 described above. That is, in the non-supercharging region, the electromagnetic clutch 45 of the turbocharger 44 is turned on to drive the turbocharger 44, and the opening of the air bypass valve (ABV) 48 is adjusted to the open side. Thereby, as shown in FIG. 10, a part of the intake air is circulated in the supercharger 44, the intercooler 46, and the bypass passage 47 to lower the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17.

ステップS13において、ECU10は、前述した過給機44の予回転制御を行う。つまり、過給機44の電磁クラッチ45をオフにした状態で、エアバイパス弁48の開度を閉じ側に調整する。これにより、図12に示すように、過給機44が予回転をするから、過給機44及びインタークーラー46を通った吸気を、燃焼室17の中に導入することができる。インタークーラー46によって冷却された吸気を、燃焼室17の中に導入することができる。   In step S13, the ECU 10 performs the prerotation control of the supercharger 44 described above. That is, with the electromagnetic clutch 45 of the turbocharger 44 turned off, the opening degree of the air bypass valve 48 is adjusted to the closing side. As a result, as shown in FIG. 12, since the supercharger 44 pre-rotates, the intake air passing through the supercharger 44 and the intercooler 46 can be introduced into the combustion chamber 17. The intake air cooled by the intercooler 46 can be introduced into the combustion chamber 17.

ステップS8において、ECU10は、吸気弁21のバルブタイミングが遅角するように、吸気電動S−VT23に制御信号を出力する。吸気弁21を遅閉じにすることによって、エンジン1の有効圧縮比の低減と、吸気弁21及び排気弁22のオーバーラップ期間の短縮により、燃焼室17の圧縮端温度を下げる(図14参照)。   In step S8, the ECU 10 outputs a control signal to the intake electric motor S-VT 23 so that the valve timing of the intake valve 21 is retarded. By delaying the intake valve 21, the compression end temperature of the combustion chamber 17 is lowered by reducing the effective compression ratio of the engine 1 and shortening the overlap period of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 (see FIG. 14). .

ステップS10において、ECU10は、圧縮端温度が許容範囲を下回るか否かを判断する。NOのときには、プロセスは、リターンする。YESのときには、プロセスは、ステップS11に進む。ECU10は、ステップS11において、吸気弁21のバルブタイミングが進角するように、吸気電動S−VT23に制御信号を出力する。吸気弁21の閉時期を上死点に近づけることによって、エンジン1の有効圧縮比が高くなると共に、吸気弁21及び排気弁22のオーバーラップ期間が長くなる。吸気弁21を遅閉じにした場合とは逆に、燃焼室17の圧縮端温度を上げることができ、圧縮端温度を許容範囲に収めることができる。   In step S10, the ECU 10 determines whether the compression end temperature is below the allowable range. When NO, the process returns. If yes, the process proceeds to step S11. In step S11, the ECU 10 outputs a control signal to the intake electric motor S-VT 23 so that the valve timing of the intake valve 21 is advanced. By bringing the closing timing of the intake valve 21 closer to the top dead center, the effective compression ratio of the engine 1 becomes higher, and the overlap period of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 becomes longer. Contrary to the case where the intake valve 21 is closed late, the compression end temperature of the combustion chamber 17 can be raised, and the compression end temperature can be kept within the allowable range.

(他の実施形態)
尚、ここに開示する技術は、前述した構成のエンジン1に適用することに限定されない。エンジン1の構成は、様々な構成を採用することが可能である。
(Other embodiments)
The technology disclosed herein is not limited to application to the engine 1 configured as described above. The configuration of the engine 1 can adopt various configurations.

図16は、エンジン1の制御プロセスの参考例を示すフローチャートの一部を示している。このフローチャートのステップS14、S15、及びS16は、過給機44の予回転制御と、吸気弁21の遅閉じとの切り替えに係り、図15に示すフローチャートにおけるステップS7、S8、及びS13と置き換えることができる。
FIG. 16 shows a part of a flowchart showing a reference example of a control process of the engine 1. Steps S14, S15, and S16 in this flowchart relate to switching between the prerotation control of the turbocharger 44 and the late closing of the intake valve 21, and can be replaced with steps S7, S8, and S13 in the flowchart shown in FIG. Can.

図15に示すフローチャートにおいては、外気温度が第1所定温度を超えるときに、ステップS13において過給機44の予回転制御を行い、外気温度が第1所定温度以下のときに、ステップS8において吸気弁21の遅閉じを行う。これに対し、図16のフローチャートにおいては、運転者の加速要求操作があるか否かによって、過給機44の予回転制御と、吸気弁21の遅閉じと、を切り替える。   In the flowchart shown in FIG. 15, when the outside air temperature exceeds the first predetermined temperature, prerotation control of the supercharger 44 is performed in step S13, and when the outside air temperature is equal to or less than the first predetermined temperature, intake air is selected in step S8. The valve 21 is closed late. On the other hand, in the flowchart of FIG. 16, the prerotation control of the turbocharger 44 and the late closing of the intake valve 21 are switched depending on whether or not the driver's acceleration request operation is performed.

具体的に、ECU10は、ステップS14において、運転者の加速要求操作があるか否かを判定する。加速要求操作があるとき、つまり、運転者がアクセルペダルを踏み増したときには、プロセスは、ステップS15に進み、加速要求操作がないときには、プロセスは、ステップS16に進む。   Specifically, the ECU 10 determines in step S14 whether or not there is a driver's acceleration request operation. When there is an acceleration request operation, that is, when the driver steps on the accelerator pedal, the process proceeds to step S15, and when there is no acceleration request operation, the process proceeds to step S16.

加速要求操作があるときには、燃焼室17の中に導入する吸気を増やさなければならない。過給機44の予回転制御は、圧力差によって過給機44を回転させるため、吸気抵抗が高くなってしまう。そのため、吸気の増量が要求される加速時に過給機44の予回転制御を行うと、吸気の増量が遅れてしまう。加速レスポンスが低下する恐れがある。   When there is an acceleration demand operation, the intake air introduced into the combustion chamber 17 must be increased. In the prerotation control of the turbocharger 44, the turbocharger 44 is rotated by the pressure difference, so that the intake resistance becomes high. Therefore, if the prerotation control of the supercharger 44 is performed at the time of acceleration where increase in intake is required, increase in intake will be delayed. The acceleration response may be reduced.

そこで、加速要求操作があるときには、ステップS15において、吸気弁21の位相を遅角する制御を行い、燃焼室17の中の温度を下げる。これにより、加速レスポンスの低下を防止しながら、燃焼室17の中の温度を許容範囲に収めることができる。   Therefore, when there is an acceleration request operation, control is performed to retard the phase of the intake valve 21 in step S15 to lower the temperature in the combustion chamber 17. As a result, the temperature in the combustion chamber 17 can be kept within the allowable range while preventing a decrease in acceleration response.

加速要求操作がないときには、吸気抵抗が高くなることを許容することができるため、ステップS16において、過給機44の予回転制御を行い、燃焼室17の中の温度を下げる。これにより、吸気を効率的に冷却することができるから、燃焼室17の中の温度を許容範囲に収めることができる。   When the acceleration request operation is not performed, it is possible to allow the intake resistance to be high. Therefore, in step S16, the prerotation control of the supercharger 44 is performed to lower the temperature in the combustion chamber 17. As a result, the intake air can be cooled efficiently, so the temperature in the combustion chamber 17 can be kept within the allowable range.

尚、エンジン1は、機械式過給機44に代えて、ターボ過給機を備えるようにしてもよい。   The engine 1 may be provided with a turbocharger instead of the mechanical supercharger 44.

また、前述した技術は、吸気弁21のバルブタイミングの位相を変更する吸気電動S−VT23を用いる以外にも、吸気弁21のリフト量を変更する可変動弁機構を用いたり、吸気弁21の開弁角を変更する可変動弁機構を用いたりすることによっても、実現することができる。   In addition to using the intake electric motor S-VT 23 that changes the phase of the valve timing of the intake valve 21, the above-described technology also uses a variable valve mechanism that changes the lift amount of the intake valve 21. It can also be realized by using a variable valve mechanism that changes the valve opening angle.

また、ここに開示する技術は、SPCCI燃焼を行うエンジンに限らず、自己着火燃焼を行うエンジンに広く適用することができる。   In addition, the technology disclosed herein can be widely applied not only to engines that perform SPCCI combustion but also to engines that perform self-ignition combustion.

1 エンジン
10 ECU(制御部、温度推定部)
17 燃焼室
23 吸気電動S−VT(可変動弁機構)
40 吸気通路
44 過給機
45 電磁クラッチ(切替部)
46 インタークーラー
47 バイパス通路
48 エアバイパス弁(流量調整弁)
1 Engine 10 ECU (control unit, temperature estimation unit)
17 combustion chamber 23 intake electric motor S-VT (variable valve mechanism)
40 intake passage 44 supercharger 45 electromagnetic clutch (switching unit)
46 Intercooler 47 Bypass passage 48 Air bypass valve (flow control valve)

Claims (5)

エンジンの燃焼室に接続された吸気通路と、
前記吸気通路に配設された過給機と、
前記過給機の駆動と非駆動とを切り替える切替部と、
前記吸気通路における前記過給機の下流に配設されたインタークーラーと、
前記吸気通路における前記過給機の上流と前記インタークーラーの下流とを接続するバイパス通路と、
前記バイパス通路に配設された流量制御弁と、
前記吸気通路の下流端と前記燃焼室との間に介設した吸気弁の開閉動作を変更するよう構成された可変動弁機構と、
前記切替部、前記流量制御弁及び前記可変動弁機構に接続されかつ、前記切替部、前記流量制御弁及び前記可変動弁機構に制御信号を出力する制御部と、
ピストンが圧縮上死点に至ったときの前記燃焼室内の温度である圧縮端温度を推定する温度推定部と、を備え、
前記制御部は、前記切替部を通じて前記過給機を非駆動にして前記エンジンを運転するときには、前記流量制御弁を開弁し、前記エンジンは、前記燃焼室内の混合気が圧縮自己着火により燃焼し、
前記制御部はまた、前記過給機を非駆動にして前記エンジンが運転しているときに、前記温度推定部が推定した圧縮端温度に基づいて、前記圧縮端温度が、予め設定した許容温度を超えるときであって、外気温度が所定温度を超えるときには、前記切替部を通じて前記過給機を非駆動にすると共に、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも、前記流量制御弁を閉じ、
前記制御部は、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が前記所定温度以下のときには、前記エンジンの有効圧縮比を、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも下げるように、前記可変動弁機構を通じて前記吸気弁の閉時期を変更する過給機付き圧縮自己着火式エンジン。
An intake passage connected to the combustion chamber of the engine;
A supercharger disposed in the intake passage;
A switching unit that switches between driving and non-driving of the turbocharger;
An intercooler disposed downstream of the supercharger in the intake passage;
A bypass passage connecting the upstream of the turbocharger in the intake passage and the downstream of the intercooler;
A flow control valve disposed in the bypass passage;
A variable valve mechanism configured to change the opening and closing operation of an intake valve interposed between the downstream end of the intake passage and the combustion chamber;
A control unit connected to the switching unit, the flow control valve, and the variable valve mechanism, and outputting a control signal to the switching unit, the flow control valve, and the variable valve mechanism;
A temperature estimation unit for estimating a compression end temperature which is a temperature in the combustion chamber when the piston reaches compression top dead center,
When the control unit operates the engine without driving the supercharger through the switching unit, the control unit opens the flow control valve, and in the engine, the air-fuel mixture in the combustion chamber is burned by compression self-ignition And
The control unit also causes the compression end temperature to be a preset allowable temperature based on the compression end temperature estimated by the temperature estimation unit when the engine is operated with the supercharger not driven. When the outside air temperature exceeds a predetermined temperature, the supercharger is not driven through the switching section, and the flow control valve is operated more than when the compression end temperature is equal to or less than the allowable temperature. Close
The control unit is configured to set the effective compression ratio of the engine when the compression end temperature exceeds the allowable temperature and the outside air temperature is lower than the predetermined temperature, and when the compression end temperature is lower than the allowable temperature. The supercharged compression self-ignition type engine which changes the closing timing of the intake valve through the variable valve mechanism so as to lower also.
請求項1に記載の過給機付き圧縮自己着火式エンジンにおいて、
前記制御部は、前記エンジンの負荷が低いときに、前記過給機を非駆動にし、
前記可変動弁機構は、前記吸気弁のバルブタイミングの位相を変更する機構を含むと共に、前記エンジンの負荷が低いときには、前記吸気弁と排気弁との両方が開弁しているオーバーラップ期間を設けることによって、前記燃焼室内に導入するEGRガスを所定割合以上にし、
前記制御部はまた、前記過給機を非駆動にして前記エンジンが運転しているときに、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が前記所定温度以下のときには、前記圧縮端温度が前記許容温度以下のときよりも、前記オーバーラップ期間が短くなりかつ、前記エンジンの有効圧縮比が下がるように、前記可変動弁機構を通じて前記吸気弁のバルブタイミングの位相を遅角する過給機付き圧縮自己着火式エンジン。
In the supercharged compression self-ignition engine according to claim 1,
The control unit deactivates the turbocharger when the load on the engine is low,
The variable valve mechanism includes a mechanism for changing the phase of valve timing of the intake valve, and when the load on the engine is low, an overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve are open is selected. By providing the EGR gas introduced into the combustion chamber to a predetermined ratio or more,
The control unit also causes the compressor end temperature to exceed the allowable temperature when the engine is operated with the supercharger not driven, and when the outside air temperature is equal to or lower than the predetermined temperature. The valve timing phase of the intake valve through the variable valve mechanism so that the overlap period is shorter and the effective compression ratio of the engine is lower than when the compression end temperature is lower than the allowable temperature. A compression self-ignition engine with a supercharger that retards.
請求項に記載の過給機付き圧縮自己着火式エンジンにおいて、
前記制御部は、前記圧縮端温度が前記許容温度を超えるときであって、外気温度が前記所定温度よりも高い第2所定温度を超えるときには、前記切替部を通じて前記過給機を駆動すると共に、前記流量制御弁を開弁する過給機付き圧縮自己着火式エンジン。
In the supercharged compression self-ignition engine according to claim 1 ,
The control unit drives the supercharger through the switching unit when the compression end temperature exceeds the allowable temperature and the outside air temperature exceeds a second predetermined temperature higher than the predetermined temperature. A supercharged compression self-ignition engine that opens the flow control valve.
請求項1〜3のいずれか1項に記載の過給機付き圧縮自己着火式エンジンにおいて、
前記エンジンは、幾何学的圧縮比が13以上30以下である過給機付き圧縮自己着火式エンジン。
The supercharged compression self-ignition engine according to any one of claims 1 to 3 , wherein
The said engine is a compression self-ignition type | mold engine with a supercharger whose geometric compression ratio is 13-30.
請求項1〜4のいずれか1項に記載の過給機付き圧縮自己着火式エンジンにおいて、
前記燃焼室に供給される燃料は、少なくともガソリンを含む過給機付き圧縮自己着火式エンジン。
The supercharged compression self-ignition engine according to any one of claims 1 to 4 , wherein
The fuel supplied to the combustion chamber is a supercharged compression self-ignition engine including at least gasoline.
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JPH10274064A (en) * 1997-03-28 1998-10-13 Mazda Motor Corp Engine with mechanical supercharger
JP3564989B2 (en) * 1998-01-21 2004-09-15 マツダ株式会社 Control device for engine with mechanical supercharger
JP3817977B2 (en) * 1999-07-06 2006-09-06 株式会社日立製作所 Control method of compression ignition engine
JP4244810B2 (en) * 2004-01-13 2009-03-25 トヨタ自動車株式会社 An internal combustion engine capable of self-ignition operation in which the air-fuel mixture is compressed and ignited.
JP4924229B2 (en) * 2007-06-20 2012-04-25 トヨタ自動車株式会社 EGR system for internal combustion engine
JP5803326B2 (en) * 2011-06-27 2015-11-04 マツダ株式会社 Lean burn engine with turbocharger
JP6156297B2 (en) * 2014-09-11 2017-07-05 マツダ株式会社 Engine oil supply device

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