WO2011125208A1 - 内燃機関の燃焼制御装置 - Google Patents

内燃機関の燃焼制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2011125208A1
WO2011125208A1 PCT/JP2010/056394 JP2010056394W WO2011125208A1 WO 2011125208 A1 WO2011125208 A1 WO 2011125208A1 JP 2010056394 W JP2010056394 W JP 2010056394W WO 2011125208 A1 WO2011125208 A1 WO 2011125208A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
intake
valve
fresh air
egr gas
combustion
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/056394
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
金子　真也
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by トヨタ自動車株式会社 filed Critical トヨタ自動車株式会社
Priority to PCT/JP2010/056394 priority Critical patent/WO2011125208A1/ja
Priority to US13/639,888 priority patent/US9097190B2/en
Priority to CN201080065902.3A priority patent/CN102834601B/zh
Priority to JP2012509251A priority patent/JP5278600B2/ja
Priority to EP10849451.9A priority patent/EP2557300B8/en
Publication of WO2011125208A1 publication Critical patent/WO2011125208A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B17/00—Engines characterised by means for effecting stratification of charge in cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
    • F02D13/0226—Variable control of the intake valves only changing valve lift or valve lift and timing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0257—Independent control of two or more intake or exhaust valves respectively, i.e. one of two intake valves remains closed or is opened partially while the other is fully opened
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0269—Controlling the valves to perform a Miller-Atkinson cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D21/00—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas
    • F02D21/06—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air
    • F02D21/08—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air the other gas being the exhaust gas of engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0025—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D41/0047—Controlling exhaust gas recirculation [EGR]
    • F02D41/005—Controlling exhaust gas recirculation [EGR] according to engine operating conditions
    • F02D41/0057—Specific combustion modes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/3011—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion
    • F02D41/3017—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used
    • F02D41/3023—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used a mode being the stratified charge spark-ignited mode
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/07—Mixed pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is either taken out upstream of the turbine and reintroduced upstream of the compressor, or is taken out downstream of the turbine and reintroduced downstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/17—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories in relation to the intake system
    • F02M26/20—Feeding recirculated exhaust gases directly into the combustion chambers or into the intake runners
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B23/00—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation
    • F02B23/08—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with positive ignition
    • F02B23/10—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with positive ignition with separate admission of air and fuel into cylinder
    • F02B2023/108—Swirl flow, i.e. the axis of rotation of the main charge flow motion is vertical
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B31/00—Modifying induction systems for imparting a rotation to the charge in the cylinder
    • F02B2031/006—Modifying induction systems for imparting a rotation to the charge in the cylinder having multiple air intake valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D2041/001—Controlling intake air for engines with variable valve actuation
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a combustion control device for an internal combustion engine that performs stratified combustion by stratifying (stratifying) an EGR gas and an air-fuel mixture or fresh air in a combustion chamber.
  • EGR device that recirculates a part of the exhaust gas of an internal combustion engine to the internal combustion engine as EGR gas.
  • EGR gas is supplied to the combustion chamber together with the air-fuel mixture or fresh air, thereby reducing NOx in the exhaust gas and improving fuel consumption.
  • a technique for stratifying (stratifying) the EGR gas and the mixture or fresh air in a combustion chamber is known.
  • the opening / closing characteristic changing unit shifts the opening and closing timings of the two intake valves, first causes EGR gas to flow into the combustion chamber from the intake port having the swirl control valve, and then burns fresh air from the other intake port. Let flow into the chamber. Thereby, in the combustion chamber, the EGR gas layer is used as the lower layer, and the fresh air layer is used as the upper layer, so that the EGR gas and the fresh air are stratified.
  • JP 2004-144052 A Japanese Patent Laid-Open No. 06-200836 JP-A-63-162933
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and in the combustion control device for an internal combustion engine, even when the engine load is high as the operating state of the internal combustion engine, the EGR gas and the mixture or fresh air
  • An object of the present invention is to provide a technology that enables stratification and enables introduction of a large amount of EGR gas.
  • the present invention A first intake passage and a second intake passage that are independently connected to the combustion chamber of the internal combustion engine and supply intake air to the combustion chamber;
  • An EGR device that recirculates EGR gas that is part of exhaust gas from an exhaust passage of the internal combustion engine to an EGR gas supply port provided in the first intake passage;
  • a fresh air blocking portion for blocking fresh air from flowing into the first intake passage;
  • a supercharger that supercharges fresh air upstream of the first intake passage and the second intake passage;
  • the valve opening timing is set between a first intake valve that controls intake air flowing into the combustion chamber from the first intake passage and a second intake valve that controls intake air flowing into the combustion chamber from the second intake passage.
  • An opening / closing characteristic changer that can be different, When introducing EGR gas and performing stratified combustion, fresh air is supercharged by the supercharger, fresh air is prevented from flowing into the first intake passage by the fresh air prevention unit, and the switching characteristic changing unit And a controller that opens the first intake valve prior to the second intake valve and then opens the second intake valve; Is a combustion control device for an internal combustion engine.
  • EGR gas and stratified combustion means that the EGR gas and the mixture or fresh air are stratified in the combustion chamber to reduce NOx in the exhaust gas and improve fuel efficiency. It is a driving state.
  • intake is a general term for fresh air, air-fuel mixture, and EGR gas flowing into an internal combustion engine.
  • New air is fresh air supplied from the outside of the internal combustion engine.
  • the “air mixture” is a gas in which fresh air and fuel are mixed.
  • EGR gas is a part of the inert gas discharged from the internal combustion engine.
  • the fresh air blocking unit prevents fresh air from flowing into the first intake passage
  • the opening / closing characteristic changing unit opens the first intake valve prior to the second intake valve.
  • EGR gas flowing through the first intake passage flows into the combustion chamber.
  • the EGR gas descends while forming a swirl flow in the combustion chamber.
  • the air-fuel mixture or fresh air flowing through the second intake passage flows into the combustion chamber.
  • This air-fuel mixture or fresh air forms a layer that forms a swirl flow on the layer of EGR gas that has flown in the combustion chamber.
  • stratification can be achieved with the EGR gas layer as the lower layer and the air-fuel mixture or fresh air layer as the upper layer.
  • the EGR gas flows into the combustion chamber first, so that the air-fuel mixture or fresh air that flows in later is burned at the negative pressure due to the lowering of the piston in the intake stroke. It becomes difficult to enter the room.
  • the air-fuel mixture or fresh air is supercharged and flows into the combustion chamber not only in the intake stroke but also in the compression stroke. Can do. Thereby, even when the engine load is high, stratification of EGR gas and air-fuel mixture or fresh air can be achieved without deteriorating intake efficiency, and a large amount of EGR gas can be introduced. .
  • the air-fuel mixture or fresh air that flows in later forms a swirl flow in the combustion chamber in the latter half of the intake stroke or the compression stroke. For this reason, since the stratified state of the combustion chamber is easily maintained until ignition occurs, the effect of stratification can be exhibited to the maximum.
  • the control unit is configured to increase a supercharging pressure of fresh air to be supercharged by the supercharger during a period from when the first intake valve is closed to when the second intake valve is closed. It should be higher than the internal pressure.
  • the supercharged air-fuel mixture or fresh air is pushed back by the in-cylinder pressure of the internal combustion engine and can flow into the combustion chamber without flowing back.
  • the supercharger is a turbocharger;
  • the EGR device may include an EGR passage that connects the exhaust passage downstream of the turbine of the turbocharger and the EGR gas supply port.
  • EGR gas which is part of the exhaust gas in the exhaust passage downstream from the turbine of the turbocharger, has decreased since it has been used to drive the turbine.
  • the EGR gas is caused to flow into the combustion chamber from the beginning of the intake stroke at a negative pressure due to the lowering of the piston during the intake stroke.
  • the negative pressure is sufficiently secured, even this EGR gas whose temperature and pressure are reduced can be sufficiently supplied to the combustion chamber.
  • the first intake passage and the second intake passage may be a helical port or a tangential port in which intake air flowing into the combustion chamber forms a swirl flow in the same direction.
  • the control unit introduces EGR gas and performs stratified combustion
  • the intake air flowing through the second intake passage in the compression stroke is caused to flow into the combustion chamber
  • fresh air is supercharged by the supercharger
  • fresh air flows into the first intake passage at the fresh air blocking portion.
  • the opening / closing characteristic changing unit opens the first intake valve prior to the second intake valve, and then opens the second intake valve
  • the first air is prevented from being supercharged by the supercharger, and the first air prevention unit performs the first air prevention.
  • fresh air is prevented from flowing into the intake passage, the first intake valve is opened prior to the second intake valve by the opening / closing characteristic changing unit, and then the second intake valve is opened.
  • the fresh air blocking unit may switch the intake air flowing through the first intake passage to either fresh air flowing from the upstream side of the first intake passage or EGR gas flowing from the EGR gas supply port.
  • the amount of EGR gas can be controlled by the valve opening timing and the lift amount of the first intake valve, and it is not necessary to provide an EGR valve in the EGR device.
  • the control of the amount of EGR gas can be simplified, and the cost can be reduced by reducing the number of parts by eliminating the EGR valve.
  • the EGR gas amount is controlled by the first intake valve, the distance between the EGR gas amount control portion and the combustion chamber becomes zero, so there is no response delay of the EGR gas and the internal combustion engine Misfire, torque fluctuation, etc. are suppressed and drivability can be stabilized.
  • the volume of the first intake passage from the fresh air blocking section to the combustion chamber is such that stratified combustion is performed by introducing EGR gas in at least one of the operating states of a high engine load or a high engine speed. Sometimes approximately equal to the amount of EGR gas supplied to the combustion chamber,
  • the control unit switches from stratified combustion to non-stratified combustion that does not introduce EGR gas having a high required torque
  • the cylinder that first enters the intake stroke after the switching request starts inflow of intake air into the combustion chamber
  • the intake air flowing through the first intake passage is switched to fresh air flowing from the upstream side of the first intake passage in the fresh air blocking section, and then the intake air to the combustion chamber of the first one cycle of the other cylinders other than the cylinder is changed.
  • the control unit may keep the first intake valve closed by the opening / closing characteristic changing unit when non-stratified combustion is performed with a low engine load without introducing EGR gas.
  • the second intake valve which is one intake valve, is opened to allow the mixture or fresh air to flow into the combustion chamber. .
  • a strong swirl flow can be formed in the combustion chamber, and combustion is stabilized.
  • the first intake valve is opened to allow EGR gas to flow in from the first intake passage, and the second is the same as before switching.
  • the intake valve is opened to allow the mixture or fresh air to flow into the combustion chamber. Since there is no change in the amount of air-fuel mixture or fresh air supplied to the combustion chamber before and after the switching, the transition from the non-stratified combustion to the stratified combustion can be performed without causing a torque step.
  • the present invention in the combustion control device for an internal combustion engine, even when the engine load is high as the operating state of the internal combustion engine, stratification of the EGR gas and the air-fuel mixture or fresh air can be achieved, and the EGR A large amount of gas can be introduced.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine and an intake system and an exhaust system thereof according to a first embodiment. It is a figure which shows an example of the valve timing of the intake valve and exhaust valve at the time of stratified combustion which concerns on Example 1, and the cylinder pressure and supercharging pressure at that time.
  • 2 is a diagram illustrating a stratified state in a combustion chamber according to Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows an example of the valve timing of the intake valve and exhaust valve at the time of the non-stratified combustion which concerns on Example 1.
  • FIG. 3 is a flowchart illustrating a combustion control routine for the internal combustion engine according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine and an intake system and an exhaust system thereof according to another example of the first embodiment.
  • 2 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine according to another example of Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the state which used the helical port or the tangential port for the 1st intake port and 2nd intake port which concern on Example 2.
  • FIG. 6 is a diagram showing a stratified state in a combustion chamber according to Embodiment 2.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating an example of valve timings of an intake valve and an exhaust valve at the time of stratified combustion when it is not necessary for the air-fuel mixture flowing through the second intake port to flow into the combustion chamber in the compression stroke according to the third embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine and an intake system and an exhaust system thereof according to a fourth embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram showing a pattern of proper use of stratified combustion of EGR gas and air-fuel mixture and non-stratified combustion without introducing EGR gas, corresponding to the operating state of the internal combustion engine according to the fourth embodiment. It is a figure which shows the control timing in the case of switching from stratified combustion which concerns on Example 4 to non-stratified combustion.
  • FIG. 1 It is a figure which shows an example of the valve timing of an intake valve and an exhaust valve in the case of switching from stratified combustion which concerns on Example 4 to non-stratified combustion. It is a figure which shows an example of the valve timing of the intake valve and exhaust valve at the time of the non-stratified combustion which concerns on Example 5.
  • FIG. 1 shows an example of the valve timing of an intake valve and an exhaust valve in the case of switching from stratified combustion which concerns on Example 4 to non-stratified combustion. It is a figure which shows an example of the valve timing of the intake valve and exhaust valve at the time of the non-stratified combustion which concerns on Example 5.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a schematic configuration of the internal combustion engine and the intake system and the exhaust system thereof according to the first embodiment.
  • the internal combustion engine 1 shown in FIGS. 1 and 2 is a spark ignition type 4-stroke cycle gasoline engine for driving a vehicle having four cylinders 2.
  • a piston 3 is slidably disposed in the cylinder 2 of the internal combustion engine 1.
  • a combustion chamber 4 is defined by the upper wall and inner peripheral wall of the cylinder 2 and the top surface of the piston 3.
  • Connected to the upper portion of the combustion chamber 4 are a first intake port 5a and a second intake port 5b, and a first exhaust port 6a and a second exhaust port 6b.
  • the first intake port 5 a and the second intake port 5 b are independently connected to the combustion chamber 4 and supply intake air to the combustion chamber 4.
  • the first exhaust port 6 a and the second exhaust port 6 b exhaust exhaust gas after combustion in the combustion chamber 4.
  • a spark plug 7 for igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 4 is disposed at the center of the upper portion of the cylinder 2.
  • the opening to the combustion chamber 4 of the first intake port 5a on the upper wall of the cylinder 2 is opened and closed by the first intake valve 8a.
  • the opening of the second intake port 5b to the combustion chamber 4 on the upper wall of the cylinder 2 is opened and closed by the second intake valve 8b.
  • the opening part to the combustion chamber 4 of the 1st exhaust port 6a in the upper wall of the cylinder 2 is opened and closed by the 1st exhaust valve 9a.
  • the opening to the combustion chamber 4 of the second exhaust port 6b on the upper wall of the cylinder 2 is opened and closed by a second exhaust valve 9b.
  • the first intake valve 8a and the second intake valve 8b are provided with variable valve mechanisms 10 that change the open / close characteristics of the intake valves.
  • the variable valve mechanism 10 continuously changes the valve opening period (lift amount), which is the opening / closing characteristic of each intake valve, and continuously changes the opening / closing timing (valve timing), which is the opening / closing characteristic of each intake valve. Do it.
  • the variable valve mechanism 10 can vary the valve opening timing between the first intake valve 8a and the second intake valve 8b.
  • the variable valve mechanism 10 of the present embodiment corresponds to the opening / closing characteristic changing unit of the present invention.
  • the first intake port 5a and the second intake port 5b are respectively provided with first and second fuel injection valves 11a and 11b for injecting fuel into the intake air flowing through each intake port.
  • An EGR gas supply port 12 is provided in the first intake port 5a upstream of the first fuel injection valve 11a.
  • a fresh air shutoff valve 13 is provided in the first intake port 5 a upstream from the EGR gas supply port 12. When the fresh air shutoff valve 13 is closed, fresh air is prevented from flowing into the first intake port 5a from the upstream side.
  • the fresh air cutoff valve 13 of the present embodiment corresponds to the fresh air blocking portion of the present invention.
  • One intake pipe 14 is upstream of the first intake port 5a upstream of the fresh air cutoff valve 13 and the second intake port 5b upstream of the second fuel injection valve 11b.
  • the first intake port 5a of the present embodiment corresponds to the first intake passage of the present invention.
  • the second intake port 5b of the present embodiment corresponds to the second intake passage of the present invention.
  • a single exhaust pipe 15 is provided downstream of the first exhaust port 6a and the second exhaust port 6b.
  • a compressor 16a of the turbocharger 16 is installed in the middle of the intake pipe 14.
  • a turbine 16b of the turbocharger 16 is installed in the middle of the exhaust pipe 15.
  • the turbocharger 16 is a supercharger that rotates the turbine 16b using the energy of the exhaust gas flowing through the exhaust pipe 15, and drives the compressor 16a with the rotational force of the turbine 16b to supercharge fresh air.
  • the turbine 16b is provided with a waste gate valve 16c for adjusting the amount of exhaust flowing into the turbine 16b.
  • a throttle valve 17 is provided in the intake pipe 14 upstream of the compressor 16a.
  • the amount of fresh air flowing through the intake pipe 14 is adjusted by the throttle valve 17.
  • the throttle valve 17 is controlled to open and close by an electric actuator.
  • An intercooler 18 is provided in the intake pipe 14 downstream of the compressor 16a.
  • the intercooler 18 cools fresh air flowing through the intake pipe 14 by exchanging heat with outside air.
  • a surge tank 19 is provided in the intake pipe 14 downstream of the intercooler 18.
  • the surge tank 19 temporarily accumulates fresh air flowing through the intake pipe 14.
  • the surge tank 19 is provided with a pressure sensor 20 that detects the pressure of fresh air in the surge tank 19.
  • An intake pipe 14 downstream of the surge tank 19 branches into a first intake port 5a and a second intake port 5b.
  • An oxidation catalyst 21 as a start catalyst is provided in the exhaust pipe 15 downstream of the turbine 16b.
  • the internal combustion engine 1 is provided with an EGR device 22.
  • the EGR device 22 includes an EGR passage 23, an EGR valve 24, and an EGR cooler 25.
  • One end of the EGR passage 23 is connected to the exhaust pipe 15 downstream of the oxidation catalyst 21, and the other end is connected to the EGR gas supply port 12 of the first intake port 5a.
  • the EGR device 22 circulates the EGR gas as part of the exhaust gas from the exhaust pipe 15 of the internal combustion engine 1 to the EGR gas supply port 12 provided in the first intake port 5a by circulating the EGR gas through the EGR passage 23.
  • Let The EGR valve 24 and the EGR cooler 25 are provided in the EGR passage 23.
  • the amount of EGR gas introduced into the first intake port 5a from the exhaust pipe 15 through the EGR passage 23 is adjusted by the EGR valve 24.
  • the EGR cooler 25 cools the EGR gas flowing through the EGR passage 23 by exchanging heat with the engine cooling water.
  • the internal combustion engine 1 configured as described above is provided with an electronic control unit (hereinafter referred to as ECU) 26.
  • ECU electronice control unit
  • a crank position sensor 27 and an accelerator opening sensor 28 are electrically connected to the ECU 26. These output signals are input to the ECU 26.
  • the crank position sensor 27 is a sensor that detects the crank angle of the internal combustion engine 1.
  • the accelerator opening sensor 28 is a sensor that detects the accelerator opening of a vehicle on which the internal combustion engine 1 is mounted.
  • the variable valve mechanism 10 the first and second fuel injection valves 11 a and 11 b, the fresh air cutoff valve 13, the throttle valve 17, and the EGR valve 24 are electrically connected to the ECU 26. These are controlled by the ECU 26.
  • variable valve mechanism 10 opens the first intake valve 8a prior to the second intake valve 8b, and then opens the second intake valve 8b.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating an example of valve timings of the intake valve and the exhaust valve during stratified combustion, and the in-cylinder pressure and the supercharging pressure at that time.
  • the lift amount of the first intake valve 8a is approximately half of the lift amount of the second intake valve 8b because EGR gas is supplied so that combustion is possible in the combustion chamber 4. Further, the first fuel injection valve 11a provided in the first intake port 5a is stopped, and fuel is injected only from the second fuel injection valve 11b provided in the second intake port 5b. For this reason, the air-fuel mixture in which fresh air and fuel are mixed flows through the second intake port 5b.
  • the ECU 26 that performs such control corresponds to the control unit of the present invention.
  • the fresh air shut-off valve 13 is closed to prevent fresh air from flowing into the first intake port 5a, and EGR gas is allowed to flow into the first intake port 5a. Since the intake valve 8a is opened prior to the second intake valve 8b, first, EGR gas flowing through the first intake port 5a flows into the combustion chamber 4. The EGR gas flows in from the first intake port 5a on one side, and then descends as the piston 3 descends while forming a swirl flow in the combustion chamber 4. Thereafter, since the variable intake mechanism 10 opens the second intake valve 8 b, the air-fuel mixture flowing through the second intake port 5 b flows into the combustion chamber 4.
  • FIG. 4 is a diagram showing a stratified state in the combustion chamber 4 with the EGR gas layer as the lower layer and the air-fuel mixture layer as the upper layer.
  • the opening period of the second intake valve 8b may be included in the compression stroke.
  • the piston rises and the volume of the combustion chamber shrinks, resulting in an increase in the cylinder pressure, so that when the intake valve is open, the gas in the combustion chamber flows back to the intake port.
  • the fresh air is supercharged, and the supercharging pressure of the fresh air supercharged by the compressor 16a is set to the second after the first intake valve 8a is closed as shown in FIG.
  • the in-cylinder pressure of the internal combustion engine 1 during the period until the intake valve 8b is closed is set higher. Thereby, the supercharged air-fuel mixture is pushed back by the in-cylinder pressure of the internal combustion engine 1 and flows into the combustion chamber 4 without flowing backward. Further, the gas in the combustion chamber 4 does not flow backward to the second intake port 5b.
  • the air-fuel mixture flowing into the combustion chamber 4 from the second intake port 5b forms a swirl flow in the combustion chamber 4 in the latter half of the intake stroke or the compression stroke. For this reason, the period from when the air-fuel mixture forms a swirl flow in the combustion chamber 4 to ignition is short, and it becomes easy to maintain the stratified state of the combustion chamber 4 until ignition occurs.
  • the tumble flow hardly occurs, the stratified state is not easily destroyed by the tumble flow, and the effect of stratification can be exhibited to the maximum.
  • the EGR passage 23 connects the exhaust pipe 15 downstream of the turbine 16 b of the turbocharger 16 and the EGR gas supply port 12. Since the EGR gas, which is a part of the exhaust gas in the exhaust pipe 15 downstream of the turbine 16b of the turbocharger 16, has worked to drive the turbine 16b, the temperature and pressure have decreased. In this embodiment, the EGR gas is caused to flow into the combustion chamber 4 from the beginning of the intake stroke with a negative pressure due to the lowering of the piston 3 during the intake stroke. At this time, since the negative pressure is sufficiently secured, even this EGR gas whose temperature and pressure are reduced can be sufficiently supplied to the combustion chamber 4. By using this EGR gas, an increase in intake air temperature can be suppressed, and a decrease in charging efficiency due to a high intake air temperature can be suppressed.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating an example of valve timings of the intake valve and the exhaust valve during the non-stratified combustion.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a combustion control routine of the internal combustion engine 1. This routine is repeatedly executed by the ECU 26 every predetermined time.
  • S101 it is determined whether or not there is a request for performing stratified combustion of the EGR gas and the air-fuel mixture.
  • the operating state of the internal combustion engine 1 that should perform stratified combustion is, for example, a region where the engine load is desired to achieve fuel efficiency at a medium load.
  • the area where the stratified combustion is to be performed is previously mapped, and the engine rotational speed and the engine load obtained from the output values of the crank position sensor 27 and the accelerator opening sensor 28 are taken into this map, so that it is possible to determine whether or not there is a request. . If it is determined in S101 that there is a request to perform the stratified combustion, the process proceeds to S102. If it is determined in S101 that there is no request for performing the stratified combustion, the process proceeds to S110.
  • the EGR valve 24 is opened, the fresh air cutoff valve 13 is closed, and fuel is injected only by the second fuel injection valve 11b provided in the second intake port 5b.
  • the first fuel injection valve 11a provided in the first intake port 5a is deactivated.
  • variable valve mechanism 10 changes the lift amount and valve timing opening / closing characteristics of the first intake valve 8a and the second intake valve 8b for the above stratified combustion. Specifically, the opening timing of the second intake valve 8b is set to the first intake valve so that the first intake valve 8a is opened prior to the second intake valve 8b and then the second intake valve 8b is opened. The angle is delayed until the valve 8a is closed. At this time, the lift amount of the first intake valve 8a is also changed to about half the lift amount of the second intake valve 8b.
  • the maximum in-cylinder pressure mcp of the internal combustion engine 1 during the period from when the first intake valve 8a during stratified combustion is closed until the second intake valve 8b is closed is calculated.
  • This in-cylinder pressure mcp is calculated based on the amount of EGR gas obtained from the opening degree of the EGR valve 24, the valve timing and lift amount of the first intake valve 8a and the second intake valve 8b, the engine rotational speed, and the crank angle. .
  • S105 it is determined whether or not the supercharging pressure bp detected by the pressure sensor 20 of the surge tank 19 is larger than the in-cylinder pressure mcp calculated in S104. If it is determined in S105 that the supercharging pressure bp is greater than the in-cylinder pressure mcp, the process proceeds to S107. If it is determined in S105 that the supercharging pressure bp is not greater than the in-cylinder pressure mcp, the process proceeds to S106.
  • S107 it is determined whether or not the required torque deto is larger than the actual torque trto.
  • the required torque deto is obtained from the output of the accelerator opening sensor 28.
  • the actual torque trto is obtained from the fuel injection amount of the second fuel injection valve 11b provided in the second intake port 5b. If it is determined in S107 that the required torque deto is greater than the actual torque trto, the process proceeds to S108. If it is determined in S107 that the required torque deto is not greater than the actual torque trto, the process proceeds to S109.
  • the intake air amount is increased.
  • the increase in the intake air amount may be, for example, increasing the opening degree of the throttle valve 17, advancing the valve timing of the first intake valve 8a and the second intake valve 8b, or the first intake valve 8a and the second intake valve 8b.
  • the lift amount is increased or the supercharging pressure bp is increased. After this step, this routine is temporarily terminated.
  • the intake air amount is decreased.
  • the decrease in the intake amount may be, for example, reducing the opening degree of the throttle valve 17, delaying the valve timing of the first intake valve 8a and the second intake valve 8b, or the first intake valve 8a and the second intake valve 8b. Reduce the lift amount.
  • this routine is temporarily terminated.
  • the stratified combustion and the non-stratified combustion can be switched.
  • the EGR passage 23 connects the exhaust pipe 15 downstream of the turbine 16 b of the turbocharger 16 and the EGR gas supply port 12.
  • the EGR passage 23 may connect the exhaust pipe 15 upstream of the turbine 16 b of the turbocharger 16 and the EGR gas supply port 12. According to this, a part of the exhaust having a high back pressure discharged from the internal combustion engine 1 can be used as the EGR gas, and the EGR gas can be sent to the internal combustion engine 1 in a large amount at a high pressure.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine according to another example of the first embodiment.
  • the fuel injection valve 11 may be provided in the oblique upper part of the cylinder 2 and perform in-cylinder injection.
  • an upper layer of fresh air is formed on the lower layer of EGR gas.
  • the spray axis is set so that the fuel can be injected only into the fresh air of the upper fresh air layer. According to this, it is only necessary to provide one fuel injection valve, and an increase in cost can be suppressed.
  • a turbocharger is used as a supercharger.
  • a supercharger may be used as a supercharger.
  • the first intake port and the second intake port use a helical port or a tangential port in which the intake air flowing into the combustion chamber forms a swirl flow in the same direction. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
  • FIG. 9 is a diagram showing a state in which a helical port or a tangential port is used for the first intake port 5a and the second intake port 5b according to the present embodiment.
  • FIG. 9A is a diagram showing a double helical intake port
  • FIG. 9B is a diagram showing a double tangential intake port.
  • the first intake port 5a and the second intake port 5b are a helical port or a tangential port in which the intake air flowing into the combustion chamber 4 forms a swirl flow in the same direction.
  • a combination in which one intake port is a helical port and the other intake port is a tangential port may be used.
  • FIG. 10 is a diagram showing a stratified state in the combustion chamber 4 with the EGR gas layer as the lower layer and the air-fuel mixture layer as the upper layer. For this reason, it is difficult for friction to occur at the interface between the lower layer and the upper layer, and it is difficult for the EGR gas and the air-fuel mixture to be mixed, so that the stratified state can be maintained as much as possible. Accordingly, the stratified state can be maintained until the ignition timing in combination with the formation of the upper swirl flow in the latter half of the intake stroke and the compression stroke.
  • Example 3 when the stratified combustion is performed and it is not necessary to flow the air-fuel mixture flowing through the second intake port into the combustion chamber in the compression stroke, the turbocharger compressor is not operated and fresh air is not operated. Do not supercharge. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
  • the control is performed in the same manner as in the first embodiment.
  • the compressor 16a of the turbocharger 16 is not operated and a new one is not operated.
  • the fresh air shut-off valve 13 is closed to prevent fresh air from flowing into the first intake port 5a, and the variable intake mechanism 10 is used to connect the first intake valve 8a to the second intake valve. The valve is opened prior to 8b, and then the second intake valve 8b is opened.
  • the compressor 16a when the stratified combustion is performed and the air-fuel mixture flowing through the second intake port 5b does not need to flow into the combustion chamber 4 during the compression stroke, the compressor 16a supercharges fresh air. Without closing, the fresh air shut-off valve 13 is closed to prevent fresh air from flowing into the first intake port 5a, and the EGR valve 24 is opened so that EGR gas flows into the first intake port 5a. To do. As shown in FIG. 11, the variable valve mechanism 10 opens the first intake valve 8a immediately before the intake stroke, and opens the second intake valve 8b when the first intake valve 8a is closed. Then, immediately after the compression stroke, the second intake valve 8b is closed. FIG.
  • FIG. 11 is a diagram illustrating an example of valve timings of the intake valve and the exhaust valve during the stratified combustion when the air-fuel mixture flowing through the second intake port does not need to flow into the combustion chamber in the compression stroke.
  • the lift amounts of the first intake valve 8a and the second intake valve 8b are both small.
  • the lift amount of the first intake valve 8a is approximately half of the lift amount of the second intake valve 8b because EGR gas is supplied so that combustion is possible in the combustion chamber 4.
  • the first fuel injection valve 11a provided in the first intake port 5a is stopped, and fuel is injected only from the second fuel injection valve 11b provided in the second intake port 5b. For this reason, the air-fuel mixture in which fresh air and fuel are mixed flows through the second intake port 5b.
  • the ECU 26 that performs such control corresponds to the control unit of the present invention.
  • the air-fuel mixture does not need to flow into the combustion chamber 4 during the compression stroke, such as when the engine load is low as the operating state of the internal combustion engine 1 as shown in FIG. 11, the air-fuel mixture flows after the EGR gas. Can flow into the combustion chamber 4 due to the negative pressure due to the lowering of the piston during the intake stroke. According to this, when it is not necessary for the air-fuel mixture to flow into the combustion chamber 4 in the compression stroke, the compressor 16a does not supercharge fresh air, so that the energy used by the turbocharger 16 is reduced and energy is saved. Can be That is, it is not necessary to increase the output of the internal combustion engine 1 in order to supercharge the fresh air with the turbocharger 16, and the fuel consumption can be improved.
  • the fresh air shutoff valve is a three-way valve that switches the intake air flowing through the first intake port to either fresh air flowing from the upstream of the first intake port or EGR gas flowing from the EGR gas supply port. To do. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
  • FIG. 12 is a diagram showing a schematic configuration of the internal combustion engine and its intake system and exhaust system according to the present embodiment.
  • the EGR gas supply port 12 is at the position of the first intake port 5 a where the fresh air cutoff valve 13 is provided.
  • the fresh air shutoff valve 13 switches the intake air flowing through the first intake port 5a to either fresh air flowing from the upstream side of the first intake port 5a or EGR gas flowing from the EGR gas supply port 12.
  • the fresh air shutoff valve 13 of the present embodiment is a three-way valve.
  • the EGR device 22 does not have an EGR valve.
  • the amount of EGR gas is controlled by the valve opening timing and the lift amount of the first intake valve 8a.
  • the amount of EGR gas is controlled by the valve opening timing and the lift amount of the first intake valve 8a, it is not necessary to provide an EGR valve in the EGR device 22. Thereby, the control of the amount of EGR gas can be simplified, and the cost can be reduced by reducing the number of parts by eliminating the EGR valve. Further, since the amount of EGR gas is controlled by the first intake valve 8a, the distance between the portion for controlling the amount of EGR gas and the combustion chamber 4 becomes zero. Misfire and torque fluctuation of the engine 1 are suppressed, and drivability can be stabilized.
  • FIG. 13 is a diagram showing a pattern of proper use of stratified combustion of EGR gas and air-fuel mixture and non-stratified combustion without introducing EGR gas, corresponding to the operating state of the internal combustion engine.
  • the stratified combustion and the non-stratified combustion are selectively used according to the operating state.
  • the horizontal axis in FIG. 13 represents the engine speed of the internal combustion engine 1
  • the vertical axis represents the engine load of the internal combustion engine 1.
  • the EGR gas having a high required torque is not introduced from the stratified combustion in which the EGR gas is introduced in at least one of the operation states where the engine load is high or the engine speed is high.
  • it is desired to shift from the stratified combustion to the non-stratified combustion without causing a response delay, misfire of the internal combustion engine 1, torque fluctuation, or torque step.
  • the volume of the first intake port 5a from the fresh air shutoff valve 13 to the combustion chamber 4 is at least one of the operating states of a high engine load state or a high engine rotation speed. It is set to be approximately equal to the amount of EGR gas supplied to the combustion chamber 4 when the EGR gas is introduced and stratified combustion is performed. For this reason, when the EGR gas in at least one of the operating states of the high engine load and the high engine speed is introduced and stratified combustion is performed, the first intake air from the fresh air shutoff valve 13 to the combustion chamber 4 is obtained. The EGR gas in the port 5a is used up for one combustion.
  • FIG. 14 shows switching from the stratified combustion in which EGR gas is introduced in at least one of the operating states of high engine load and high engine speed to non-stratified combustion in which EGR gas having a high required torque is not introduced. It is a figure which shows the control timing in a case.
  • FIG. 15 shows switching from the stratified combustion in which EGR gas is introduced in at least one of the operating states of high engine load and high engine speed to non-stratified combustion in which EGR gas having a high required torque is not introduced.
  • the first intake valve 8a increases the lift amount while slightly retarding the valve timing
  • the second intake valve 8b advances the valve timing.
  • the first intake valve 8a and the second intake valve 8b are made to perform non-stratified combustion with the same lift amount and the same timing (see FIG. 5).
  • the volume of the first intake port 5a is set as described above, only one combustion of all the cylinders after the switch request is stratified combustion, and thereafter, fresh air is supplied to the first intake port 5a. Is circulated, the non-stratified combustion starts from the next combustion. For this reason, the transition from the stratified combustion to the non-stratified combustion can be performed with little response delay, misfire of the internal combustion engine 1, torque fluctuation, and torque step.
  • Example 5 when the non-stratified combustion is performed in a state where the engine load in which EGR gas is not introduced, such as an idle state, is low, the first intake valve is kept closed by the variable valve mechanism. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
  • variable intake mechanism 10 keeps the first intake valve 8a closed.
  • FIG. 16 is a diagram illustrating an example of valve timings of the intake valve and the exhaust valve during the non-stratified combustion when the engine load without introducing EGR gas is low. Further, the first fuel injection valve 11a provided in the first intake port 5a is stopped, and fuel is injected only from the second fuel injection valve 11b provided in the second intake port 5b. For this reason, the air-fuel mixture in which fresh air and fuel are mixed flows through the second intake port 5b.
  • the ECU 26 that performs such control corresponds to the control unit of the present invention.
  • the second intake valve 8b that is one of the intake valves is opened, and the air-fuel mixture flows into the combustion chamber. .
  • a strong swirl flow can be formed in the combustion chamber 4, and combustion is stabilized.
  • the first intake valve 8a When switching from the non-stratified combustion to the stratified combustion in which EGR gas is introduced, the first intake valve 8a is opened to allow EGR gas to flow from the first intake port 5a, and the same as before switching. Then, the second intake valve 8b is opened, and the same amount of the air-fuel mixture flows into the combustion chamber 4 from the second intake port 5b. At this time, the opening timing of the first intake valve 8a is slightly advanced by the variable valve mechanism 10, and the opening timing of the second intake valve 8b is retarded so that the first intake valve 8a is closed. When the valve is opened, the second intake valve 8b is opened. Since there is no change in the amount of the air-fuel mixture supplied to the combustion chamber 4 before and after the switching, the transition from the non-stratified combustion to the stratified combustion can be performed without causing a torque step.
  • combustion control device for an internal combustion engine is not limited to the above-described embodiments, and various modifications may be made without departing from the gist of the present invention.

Abstract

　本発明は、内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合であっても、ＥＧＲガスと混合気又は新気との成層化を図ると共に、ＥＧＲガスを大量に導入可能とする技術を提供することを目的とする。本発明では、ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時には、コンプレッサで新気を過給し、新気遮断弁を閉弁して第１吸気ポートに新気が流入することを阻止し、可変動弁機構で第１吸気弁を第２吸気弁に先立って開弁させ、その後第２吸気弁を開弁させる。

Description

内燃機関の燃焼制御装置
　本発明は、燃焼室でＥＧＲガスと混合気又は新気とを成層化（層状化）した成層燃焼を行う内燃機関の燃焼制御装置に関する。
　内燃機関の排気の一部をＥＧＲガスとして内燃機関に還流させるＥＧＲ装置がある。ＥＧＲガスが燃焼室に混合気又は新気と共に供給されることにより、排気中のＮＯｘの低減や燃費の向上を図る。このＥＧＲガスの内燃機関への供給量を増加させるために、燃焼室でＥＧＲガスと混合気又は新気とを成層化（層状化）させておく技術が知られている。
　特許文献１では、開閉特性変更部で２つの吸気弁の開閉時期をずらし、スワール制御弁を有する吸気ポートからＥＧＲガスを先に燃焼室に流入させ、その後もう一方の吸気ポートから新気を燃焼室に流入させる。これにより、燃焼室では、ＥＧＲガスの層を下層とし、新気の層を上層として、ＥＧＲガスと新気との成層化を図っている。
特開２００４－１４４０５２号公報 特開平０６－２００８３６号公報 特開昭６３－１６２９３３号公報
　特許文献１の技術では、内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合には、両方の吸気ポートから新気を導入し、かつ、ＥＧＲ弁の開度を小さくし、内燃機関に供給する吸気量を確保するようにしている。このようにすると、ＥＧＲガスと新気との成層化ができず、さらにはＥＧＲガスを大量に導入することもできない。このため、特許文献１の技術では、上記のように機関負荷が高い場合には、排気中のＮＯｘの低減や燃費の向上を図ることができなかった。
　本発明は、上記事情に鑑みてなされたものであって、内燃機関の燃焼制御装置において、内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合であっても、ＥＧＲガスと混合気又は新気との成層化を図ると共に、ＥＧＲガスを大量に導入可能とする技術を提供することを目的とする。
　本発明にあっては、以下の構成を採用する。すなわち、本発明は、
　内燃機関の燃焼室に夫々独立して接続され、前記燃焼室に吸気を供給する第１吸気通路及び第２吸気通路と、
　前記内燃機関の排気通路から前記第１吸気通路に設けられたＥＧＲガス供給口に排気の一部であるＥＧＲガスを還流させるＥＧＲ装置と、
　前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止する新気阻止部と、
　前記第１吸気通路及び前記第２吸気通路の上流で新気を過給する過給機と、
　前記第１吸気通路から前記燃焼室へ流入する吸気を制御する第１吸気弁と、前記第２吸気通路から前記燃焼室へ流入する吸気を制御する第２吸気弁との間で開弁時期を異ならせることが可能な開閉特性変更部と、
　ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時には、前記過給機で新気を過給し、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させる制御部と、
を備えた内燃機関の燃焼制御装置である。
　ここで、「ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時」とは、燃焼室でＥＧＲガスと混合気又は新気とを成層化して、排気中のＮＯｘの低減や燃費の向上を図る、内燃機関の運転状態である。「吸気」とは、内燃機関に流入する、新気、混合気、ＥＧＲガスの総称である。「新気」とは、内燃機関の外部から供給される新鮮な空気である。「混合気」とは、新気と燃料とが混ざったガスである。「ＥＧＲガス」とは、内燃機関から排出された排気の一部の不活性ガスである。
　本発明では、ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時には、過給機で新気を過給し、新気阻止部で第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、開閉特性変更部で第１吸気弁を第２吸気弁に先立って開弁させ、その後第２吸気弁を開弁させる。
　このようにすると、新気阻止部で第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、開閉特性変更部で第１吸気弁を第２吸気弁に先立って開弁させることから、まず、第１吸気通路を流通するＥＧＲガスが燃焼室に流入する。このＥＧＲガスは、燃焼室でスワール流を形成しながら下降して行く。その後、開閉特性変更部で第２吸気弁を開弁させることから、第２吸気通路を流通する混合気又は新気が燃焼室に流入する。この混合気又は新気は、燃焼室で先に流入したＥＧＲガスの層の上でスワール流を形成した層を成す。これにより、燃焼室において、ＥＧＲガスの層を下層とし、混合気又は新気の層を上層とする成層化を図ることができる。
　ここで、内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合には、ＥＧＲガスが燃焼室に先に流入するので、後から流入する混合気又は新気は吸気行程のピストンの下降による負圧では燃焼室に入り難くなる。しかし、本発明では、過給機で新気を過給していることから、混合気又は新気は、吸気行程だけでなく圧縮行程であっても、過給されて燃焼室に流入することができる。これにより、機関負荷が高い場合であっても、吸気効率を悪化させることなく、ＥＧＲガスと混合気又は新気との成層化を図ることができると共に、ＥＧＲガスを大量に導入することができる。
　また、後から流入する混合気又は新気は、吸気行程の後半或いは圧縮行程に燃焼室でスワール流を形成する。このため、上記の燃焼室の成層化状態が着火するまで維持され易くなるので、成層化による効果を最大限発揮することができる。
　前記制御部は、前記過給機で過給する新気の過給圧を、前記第１吸気弁が閉弁してから前記第２吸気弁が閉弁するまでの期間の前記内燃機関の筒内圧よりも高くするとよい。
　これによると、過給された混合気又は新気は、内燃機関の筒内圧で押し戻されて逆流することなく燃焼室に流入することができる。
　前記過給機は、ターボチャージャであり、
　前記ＥＧＲ装置は、前記ターボチャージャのタービンより下流の前記排気通路と前記ＥＧＲガス供給口とを接続するＥＧＲ通路を備えるとよい。
　ターボチャージャのタービンより下流の排気通路の排気の一部であるＥＧＲガスは、タービンを駆動する仕事をした後なので、温度及び圧力が低下している。ここでは、このＥＧＲガスを吸気行程のピストンの下降による負圧で吸気行程の始めから燃焼室に流入させる。このときには負圧が十分確保できているので、温度及び圧力の低下したこのＥＧＲガスでも燃焼室に十分供給され得る。このＥＧＲガスを用いることにより、吸気温度の上昇を抑制し、吸気温度が高いことに起因する充填効率の低下を抑制することができる。
　前記第１吸気通路及び前記第２吸気通路は、前記燃焼室に流入した吸気が同じ方向のスワール流を形成するヘリカルポート又はタンジェンシャルポートであるとよい。
　これによると、燃焼室で、先に流入したＥＧＲガスのスワール流を形成した下層と、その上で混合気又は新気のスワール流を形成した上層と、の境界面で摩擦が生じ難く、ＥＧＲガスと混合気又は新気が混ざり難いので、成層化状態を可及的に維持することができる。
　前記制御部は、ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時において、
圧縮行程で第２吸気通路を流通する吸気を前記燃焼室に流入させる場合には、前記過給機で新気を過給し、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させ、
又は、圧縮行程では第２吸気通路を流通する吸気を前記燃焼室に流入させる必要がない場合には、前記過給機で新気を過給させずに、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させるとよい。
　内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合等のように圧縮行程で第２吸気通路を流通する吸気を燃焼室に流入させる場合には、過給機で新気を過給する必要がある。しかし、内燃機関の運転状態として機関負荷が低い場合等のように圧縮行程では第２吸気通路を流通する吸気を燃焼室に流入させる必要がない場合には、ＥＧＲガスの後から流入する混合気又は新気は吸気行程のピストンの下降による負圧で燃焼室に流入させてしまうことができる。これによると、圧縮行程では第２吸気通路を流通する吸気を燃焼室に流入させる必要がない場合には、過給機で新気を過給させないので、過給機が使用するエネルギ分だけ使用するエネルギを減らし省エネルギ化することができる。
　前記新気阻止部は、前記第１吸気通路を流通する吸気を、前記第１吸気通路の上流から流入する新気又は前記ＥＧＲガス供給口から流入するＥＧＲガスのどちらかに切り替えるとよい。
　これによると、ＥＧＲガスの量が第１吸気弁の開弁タイミングとリフト量で制御することができ、ＥＧＲ装置にＥＧＲ弁を設ける必要がなくなる。これにより、ＥＧＲガスの量の制御の簡素化を図ることができると共に、ＥＧＲ弁を無くしたことによる部品点数の削減でコストダウンを図ることができる。
　また、ＥＧＲガスの量の制御が第１吸気弁で行われることにより、ＥＧＲガスの量を制御する部分と燃焼室との距離が零になるので、ＥＧＲガスの応答遅れが無く、内燃機関の失火やトルク変動等が抑制されてドライバビリティを安定させることができる。
　前記新気阻止部から前記燃焼室までの前記第１吸気通路の容積は、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時に前記燃焼室に供給されるＥＧＲガスの量と略等しく、
　前記制御部は、前記成層燃焼から要求トルクの高いＥＧＲガスを導入しない非成層燃焼に切り替える場合には、切り替え要求後に最初に吸気行程となる気筒が燃焼室へ吸気の流入を開始するときに前記新気阻止部で前記第１吸気通路を流通する吸気を前記第１吸気通路の上流から流入する新気に切り替え、その後前記気筒以外の他の気筒の最初の１サイクルの燃焼室への吸気の流入が完了したときから前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁及び前記第２吸気弁の開閉特性を変更させるとよい。
　これによると、切り替え要求後の全気筒の１回の燃焼だけが前記成層燃焼となり、その後は第１吸気通路に新気が流通しているので、次の燃焼から前記非成層燃焼となる。このため、応答遅れや内燃機関の失火やトルク変動やトルク段差をほとんど生じずに前記成層燃焼から前記非成層燃焼への移行を行うことができる。
　前記制御部は、ＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態で非成層燃焼させる時には、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を閉弁させたままに維持するとよい。
　これによると、ＥＧＲガスを導入しない内燃機関の機関負荷が低い状態で非成層燃焼させる時には、片方の吸気弁である第２吸気弁を開弁させて混合気又は新気を燃焼室に流入させる。これにより、燃焼室に強いスワール流を形成でき、燃焼が安定する。
　そして、前記非成層燃焼からＥＧＲガスを導入する成層燃焼に切り替える場合には、第１吸気弁を開弁させて第１吸気通路からＥＧＲガスを流入させて行くと共に、切り替え前と同様に第２吸気弁を開弁させて混合気又は新気を燃焼室に流入させる。この切り替え前後で、燃焼室に供給される混合気又は新気の量に変化がないので、トルク段差を生じずに前記非成層燃焼から前記成層燃焼への移行を行うことができる。
　本発明によれば、内燃機関の燃焼制御装置において、内燃機関の運転状態として機関負荷が高い場合であっても、ＥＧＲガスと混合気又は新気との成層化を図ることができると共に、ＥＧＲガスを大量に導入することができる。
本発明の実施例１に係る内燃機関の概略構成を示す図である。 実施例１に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。 実施例１に係る成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例及びそのときの筒内圧及び過給圧を示す図である。 実施例１に係る燃焼室における成層化状態を示す図である。 実施例１に係る非成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。 実施例１に係る内燃機関の燃焼制御ルーチンを示すフローチャートである。 実施例１の他の例に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。 実施例１の他の例に係る内燃機関の概略構成を示す図である。 実施例２に係る第１吸気ポート及び第２吸気ポートにヘリカルポート又はタンジェンシャルポートを用いた状態を示す図である。 実施例２に係る燃焼室における成層化状態を示す図である。 実施例３に係る圧縮行程では第２吸気ポートを流通する混合気を燃焼室に流入させる必要がない場合の成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。 実施例４に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。 実施例４に係る内燃機関の運転状態に対応した、ＥＧＲガスと混合気との成層燃焼と、ＥＧＲガスを導入しない非成層燃焼との使い分けのパターンを示す図である。 実施例４に係る成層燃焼から非成層燃焼に切り替える場合の制御タイミングを示す図である。 実施例４に係る成層燃焼から非成層燃焼に切り替える場合の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。 実施例５に係る非成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。
　以下、本発明の具体的な実施例について説明する。
　＜実施例１＞
　（内燃機関）
　図１は、本発明の実施例１に係る内燃機関の概略構成を示す図である。図２は、実施例１に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。図１、図２に示す内燃機関１は４つの気筒２を有する車両駆動用の火花点火式の４ストロークサイクル・ガソリンエンジンである。
　内燃機関１の気筒２内には、ピストン３が摺動自在に配置されている。気筒２内の上部には、気筒２の上壁及び内周壁とピストン３頂面で燃焼室４が区画形成される。燃焼室４の上部には、第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂ並びに第１排気ポート６ａ及び第２排気ポート６ｂが接続されている。第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂは、燃焼室４に夫々独立して接続され、燃焼室４に吸気を供給する。第１排気ポート６ａ及び第２排気ポート６ｂは、燃焼室４で燃焼後の排気を排出する。気筒２の上部における中心には、燃焼室４内の混合気に点火を行う点火プラグ７が配置されている。
　気筒２の上壁における第１吸気ポート５ａの燃焼室４への開口部は第１吸気弁８ａによって開閉される。気筒２の上壁における第２吸気ポート５ｂの燃焼室４への開口部は第２吸気弁８ｂによって開閉される。また、気筒２の上壁における第１排気ポート６ａの燃焼室４への開口部は第１排気弁９ａによって開閉される。気筒２の上壁における第２排気ポート６ｂの燃焼室４への開口部は第２排気弁９ｂによって開閉される。
　第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂには、各吸気弁の開閉特性を変更する可変動弁機構１０が設けられている。この可変動弁機構１０は、各吸気弁の開閉特性である開弁期間（リフト量）の変更を連続的に行うと共に、各吸気弁の開閉特性である開閉時期（バルブタイミング）の変更を連続的に行う。可変動弁機構１０によって、第１吸気弁８ａと、第２吸気弁８ｂとの間で開弁時期を異ならせることができる。本実施例の可変動弁機構１０が、本発明の開閉特性変更部に対応する。
　第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂには、夫々、各吸気ポートを流通する吸気に燃料を噴射する第１、第２燃料噴射弁１１ａ，１１ｂが配置されている。第１燃料噴射弁１１ａよりも上流の第１吸気ポート５ａには、ＥＧＲガス供給口１２が設けられている。ＥＧＲガス供給口１２よりも上流の第１吸気ポート５ａには、新気遮断弁１３が設けられている。新気遮断弁１３は、閉弁されると、第１吸気ポート５ａに上流から新気が流入することを阻止する。本実施例の新気遮断弁１３が、本発明の新気阻止部に対応する。新気遮断弁１３よりも上流の第１吸気ポート５ａと第２燃料噴射弁１１ｂよりも上流の第２吸気ポート５ｂとの上流は、一つの吸気管１４になっている。本実施例の第１吸気ポート５ａが、本発明の第１吸気通路に対応する。本実施例の第２吸気ポート５ｂが、本発明の第２吸気通路に対応する。
　また、第１排気ポート６ａと第２排気ポート６ｂとの下流は、一つの排気管１５になっている。
　吸気管１４の途中には、ターボチャージャ１６のコンプレッサ１６ａが設置されている。排気管１５の途中には、ターボチャージャ１６のタービン１６ｂが設置されている。ターボチャージャ１６は、排気管１５を流通する排気のエネルギを利用してタービン１６ｂを回転させ、そのタービン１６ｂの回転力でコンプレッサ１６ａを駆動して新気を過給する過給機である。タービン１６ｂには、タービン１６ｂへの排気の流入量を調整するウエストゲートバルブ１６ｃが設けられている。
　コンプレッサ１６ａより上流の吸気管１４には、スロットル弁１７が設けられている。スロットル弁１７により、吸気管１４を流通する新気の量が調整される。スロットル弁１７は、電動アクチュエータにより開閉制御される。
　コンプレッサ１６ａより下流の吸気管１４には、インタークーラ１８が設けられている。インタークーラ１８は、外気と熱交換をすることで吸気管１４を流通する新気を冷却する。インタークーラ１８より下流の吸気管１４には、サージタンク１９が設けられている。サージタンク１９は、吸気管１４を流通する新気を一時的に溜める。サージタンク１９には、サージタンク１９内の新気の圧力を検出する圧力センサ２０が設けられている。サージタンク１９よりも下流の吸気管１４が第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂに分岐している。
　タービン１６ｂより下流の排気管１５には、スタート触媒としての酸化触媒２１が設けられている。
　内燃機関１には、ＥＧＲ装置２２が設けられている。ＥＧＲ装置２２は、ＥＧＲ通路２３と、ＥＧＲ弁２４と、ＥＧＲクーラ２５と、を備えている。
　ＥＧＲ通路２３は、その一端が酸化触媒２１の下流の排気管１５に接続されており、その他端が第１吸気ポート５ａのＥＧＲガス供給口１２に接続されている。ＥＧＲ装置２２は、ＥＧＲガスをＥＧＲ通路２３に流通させることにより、内燃機関１の排気管１５から第１吸気ポート５ａに設けられたＥＧＲガス供給口１２に排気の一部であるＥＧＲガスを還流させる。
　ＥＧＲ弁２４及びＥＧＲクーラ２５は、ＥＧＲ通路２３に設けられている。ＥＧＲ弁２４によって、ＥＧＲ通路２３を通って排気管１５から第１吸気ポート５ａに導入されるＥＧＲガスの量が調整される。ＥＧＲクーラ２５は、機関冷却水と熱交換することでＥＧＲ通路２３を流通するＥＧＲガスを冷却する。
　以上述べたように構成された内燃機関１には電子制御ユニット（以下、ＥＣＵという）２６が併設されている。ＥＣＵ２６には、クランクポジションセンサ２７及びアクセル開度センサ２８が電気的に接続されている。これらの出力信号がＥＣＵ２６に入力される。クランクポジションセンサ２７は、内燃機関１のクランク角を検出するセンサである。また、アクセル開度センサ２８は、内燃機関１を搭載した車両のアクセル開度を検出するセンサである。
　また、ＥＣＵ２６には、可変動弁機構１０、第１、第２燃料噴射弁１１ａ，１１ｂ、新気遮断弁１３、スロットル弁１７、及びＥＧＲ弁２４が電気的に接続されている。ＥＣＵ２６によってこれらが制御される。
　（ＥＧＲガスと混合気との成層燃焼制御）
　ところで、本実施例に係る内燃機関１では、ＥＧＲガスを燃焼室４に導入して燃焼を行う際に、ＥＧＲガスの燃焼室４への供給量を増加させるために、燃焼室４でＥＧＲガスと混合気とを成層化させる成層燃焼を行う。この成層燃焼を行うことにより、排気中のＮＯｘの低減や燃費の向上を図ることができる。
　ＥＧＲガスを導入して前記成層燃焼させる時には、ターボチャージャ１６のコンプレッサ１６ａで新気を過給し、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止し、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを第２吸気弁８ｂに先立って開弁させ、その後第２吸気弁８ｂを開弁させる。
　具体的には、前記成層燃焼させる時には、コンプレッサ１６ａで新気を過給し、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止すると共にＥＧＲ弁２４を開弁して第１吸気ポート５ａにＥＧＲガスが流入するようにする。そして、図３に示すように、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを吸気行程直前から開弁させ、第１吸気弁８ａが閉弁する頃に第２吸気弁８ｂを開弁させる。図３は、成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例及びそのときの筒内圧及び過給圧を示す図である。第１吸気弁８ａのリフト量は、燃焼室４で燃焼可能となるようにＥＧＲガスを供給するため、第２吸気弁８ｂのリフト量の略半分である。
　また、第１吸気ポート５ａに設けられた第１燃料噴射弁１１ａは休止させ、第２吸気ポート５ｂに設けられた第２燃料噴射弁１１ｂだけから燃料を噴射させる。このため、第２吸気ポート５ｂには新気と燃料とが混合された混合気が流通することになる。
　このような制御を行うＥＣＵ２６が、本発明の制御部に対応する。
　このようにすると、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止し第１吸気ポート５ａにＥＧＲガスを流入させ、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを第２吸気弁８ｂに先立って開弁させることから、まず、第１吸気ポート５ａを流通するＥＧＲガスが燃焼室４に流入する。このＥＧＲガスは、片側の第１吸気ポート５ａから流入することにより、燃焼室４でスワール流を形成しながらピストン３の下降と共に下降して行く。その後、可変動弁機構１０で第２吸気弁８ｂを開弁させることから、第２吸気ポート５ｂを流通する混合気が燃焼室４に流入する。この混合気は、片側の第２吸気ポート５ｂから流入することにより、燃焼室４で先に流入したＥＧＲガスの層の上でスワール流を形成した層を成す。これにより、燃焼室４において、図４に示すように、ＥＧＲガスの層を下層とし、混合気の層を上層とする成層化を図ることができる。図４は、燃焼室４における、ＥＧＲガスの層を下層とし、混合気の層を上層とする成層化状態を示す図である。
　ここで、図３に示すように、第２吸気弁８ｂの開弁期間が圧縮行程に含まれていることがある。通常の内燃機関では、圧縮行程においては、ピストンが上昇し燃焼室の容積が縮まって筒内圧が高くなるので、吸気弁が開弁していると、燃焼室のガスが吸気ポートへ逆流してしまうおそれがある。しかし、本実施例では、新気が過給されており、コンプレッサ１６ａで過給する新気の過給圧を、図３に示すように、第１吸気弁８ａが閉弁してから第２吸気弁８ｂが閉弁するまでの期間の内燃機関１の筒内圧よりも高くする。これにより、過給された混合気は、内燃機関１の筒内圧で押し戻されて逆流することなく燃焼室４に流入する。また、燃焼室４のガスが第２吸気ポート５ｂへ逆流してしまうこともない。
　図３に示すような内燃機関１の運転状態として機関負荷が高い場合には、ＥＧＲガスが燃焼室４に先に流入するので、後から流入する混合気は吸気行程のピストン３の下降による負圧では燃焼室４に入り難くなる。しかし、本実施例では、コンプレッサ１６ａで新気を過給していることから、混合気は、吸気行程だけでなく圧縮行程であっても、過給されて燃焼室４に流入することができる。これにより、機関負荷が高い場合であっても、吸気効率を悪化させることなく、ＥＧＲガスと混合気との成層化を図ることができると共に、ＥＧＲガスを大量に導入することができる。よって、機関負荷が高い場合として、ＷＯＴ（全負荷）の場合にもＥＧＲガスを導入することもできる。
　また、第２吸気ポート５ｂから燃焼室４に流入する混合気は、吸気行程の後半或いは圧縮行程に燃焼室４でスワール流を形成する。このため、混合気が燃焼室４でスワール流を形成してから着火までの期間が短く、上記の燃焼室４の成層化状態が着火するまで維持され易くなるので、圧縮行程において燃焼室４にタンブル流が発生し難く、タンブル流によって成層化状態が崩され難く、成層化による効果を最大限発揮することができる。
　また本実施例では、ＥＧＲ通路２３は、ターボチャージャ１６のタービン１６ｂより下流の排気管１５とＥＧＲガス供給口１２とを接続している。ターボチャージャ１６のタービン１６ｂより下流の排気管１５の排気の一部であるＥＧＲガスは、タービン１６ｂを駆動する仕事をした後なので、温度及び圧力が低下している。本実施例では、このＥＧＲガスを吸気行程のピストン３の下降による負圧で吸気行程の始めから燃焼室４に流入させる。このときには負圧が十分確保できているので、温度及び圧力の低下したこのＥＧＲガスでも燃焼室４に十分供給され得る。このＥＧＲガスを用いることにより、吸気温度の上昇を抑制し、吸気温度が高いことに起因する充填効率の低下を抑制することができる。
　なお、内燃機関１の運転状態が上記の成層燃焼を行わない要求トルクが高く機関負荷が高い状態の場合には、非成層燃焼を行う。この非成層燃焼は、ＥＧＲ弁２４を閉じてＥＧＲガスの供給を止め、新気遮断弁１３を開弁し、２つの第１、第２燃料噴射弁１１ａ，１１ｂから燃料を噴射し、図５に示すように可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂを同一リフト量及び同一タイミングにして行われる。図５は、前記非成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。
　（燃焼制御ルーチン）
　内燃機関１の燃焼制御ルーチンについて、図６に示すフローチャートに基づいて説明する。図６は、内燃機関１の燃焼制御ルーチンを示すフローチャートである。本ルーチンは、所定の時間毎に繰り返しＥＣＵ２６によって実行される。
　図６に示すルーチンが開始されると、Ｓ１０１では、ＥＧＲガスと混合気との成層燃焼を行う要求が有るか否か判別する。この成層燃焼を行うべき内燃機関１の運転状態としては、例えば機関負荷が中負荷程度の燃費を稼ぎたい領域である。この成層燃焼を行うべき領域を予めマップ化しておき、このマップにクランクポジションセンサ２７及びアクセル開度センサ２８の出力値から得られる機関回転速度及び機関負荷を取り込むことで、要求の有無を判断できる。Ｓ１０１において、前記成層燃焼を行う要求があると肯定判定された場合には、Ｓ１０２へ移行する。Ｓ１０１において、前記成層燃焼を行う要求がないと否定判定された場合には、Ｓ１１０へ移行する。
　Ｓ１０２では、ＥＧＲ弁２４を開弁し、新気遮断弁１３を閉弁し、第２吸気ポート５ｂに設けられた第２燃料噴射弁１１ｂだけで燃料噴射させる。第１吸気ポート５ａに設けられた第１燃料噴射弁１１ａは休止させる。
　Ｓ１０３では、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのリフト量及びバルブタイミングの開閉特性を上記の成層燃焼用に変更する。具体的には、第１吸気弁８ａを第２吸気弁８ｂよりも先立って開弁させ、その後第２吸気弁８ｂを開弁させるように、第２吸気弁８ｂの開弁タイミングを第１吸気弁８ａが閉弁する頃まで遅角する。このとき、第１吸気弁８ａのリフト量も、第２吸気弁８ｂのリフト量の略半分程度に変更する。
　Ｓ１０４では、前記成層燃焼時の第１吸気弁８ａが閉弁してから第２吸気弁８ｂが閉弁するまでの期間の内燃機関１の最大の筒内圧ｍｃｐを演算する。この筒内圧ｍｃｐは、ＥＧＲ弁２４の開度から得られるＥＧＲガスの量、第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのバルブタイミング及びリフト量、機関回転速度、クランク角に基づいて演算される。
　Ｓ１０５では、サージタンク１９の圧力センサ２０が検出する過給圧ｂｐが、Ｓ１０４で演算した筒内圧ｍｃｐよりも大きいか否かを判別する。Ｓ１０５において、過給圧ｂｐが筒内圧ｍｃｐよりも大きいと肯定判定された場合には、Ｓ１０７へ移行する。Ｓ１０５において、過給圧ｂｐが筒内圧ｍｃｐよりも大きくないと否定判定された場合には、Ｓ１０６へ移行する。
　Ｓ１０６では、コンプレッサ１６ａで新気を過給し、過給圧ｂｐを上昇させる。
　Ｓ１０７では、要求トルクｄｅｔｏが実トルクｔｒｔｏよりも大きいか否かを判別する。要求トルクｄｅｔｏは、アクセル開度センサ２８の出力から得られる。実トルクｔｒｔｏは、第２吸気ポート５ｂに設けられた第２燃料噴射弁１１ｂの燃料噴射量から得られる。Ｓ１０７において要求トルクｄｅｔｏが実トルクｔｒｔｏよりも大きいと肯定判定された場合には、Ｓ１０８へ移行する。Ｓ１０７において要求トルクｄｅｔｏが実トルクｔｒｔｏよりも大きくないと否定判定された場合には、Ｓ１０９へ移行する。
　Ｓ１０８では、吸気量を増加させる。吸気量の増加は、例えば、スロットル弁１７の開度を大きくしたり、第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのバルブタイミングを進角させたり、第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのリフト量を大きくしたり、過給圧ｂｐを上昇させたりする。本ステップの後、本ルーチンを一旦終了する。
　Ｓ１０９では、吸気量を減少させる。吸気量の減少は、例えば、スロットル弁１７の開度を小さくしたり、第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのバルブタイミングを遅角させたり、第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのリフト量を小さくしたりする。本ステップの後、本ルーチンを一旦終了する。
　一方、Ｓ１１０では、前記非成層燃焼を行うために、ＥＧＲ弁２４を閉弁し、新気遮断弁１３を開弁し、第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂの両方に設けられた第１、第２燃料噴射弁１１ａ，１１ｂで燃料噴射させる。本ステップの後、本ルーチンを一旦終了する。
　以上の本ルーチンによると、前記成層燃焼と前記非成層燃焼とを切り替えることができる。
　（その他）
　なお、本実施例では、ＥＧＲ通路２３は、ターボチャージャ１６のタービン１６ｂより下流の排気管１５とＥＧＲガス供給口１２とを接続している。これにより、温度及び圧力の低下したＥＧＲガスを用いることにより、吸気温度の上昇を抑制し、吸気温度が高いことに起因する充填効率の低下を抑制する。しかし、これに限られない。図７は、実施例１の他の例に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。ＥＧＲ通路２３は、図７に示すように、ターボチャージャ１６のタービン１６ｂより上流の排気管１５とＥＧＲガス供給口１２とを接続してもよい。これによると、内燃機関１から排出された背圧の高い排気の一部をＥＧＲガスとして用いることができ、ＥＧＲガスを高圧で大量に内燃機関１に送り込むことができる。
　また、本実施例では、燃料噴射弁は、第１吸気ポート及び第２吸気ポートに設けられている。しかし、これに限られない。図８は、実施例１の他の例に係る内燃機関の概略構成を示す図である。燃料噴射弁１１は、図８に示すように、気筒２の斜上部に設けられ、筒内噴射を行うものでもよい。この場合には、前記成層燃焼を行う際に、下層であるＥＧＲガスの層の上には、上層である新気の層が形成されることになる。燃料噴射弁１１は、この成層燃焼を行う際に、上層である新気の層の新気にのみ燃料を噴射できるよう噴霧軸線が設定される。これによると、燃料噴射弁を一つ設けるだけでよく、コストアップを抑制することができる。
　また、本実施例では、過給機として、ターボチャージャを用いている。しかし、これに限られない。本発明は、過給機として、スーパーチャージャを用いてもよい。
　＜実施例２＞
　実施例２では、第１吸気ポート及び第２吸気ポートは、燃焼室に流入した吸気が同じ方向のスワール流を形成するヘリカルポート又はタンジェンシャルポートを用いる。その他の構成は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。
　図９は、本実施例に係る第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂにヘリカルポート又はタンジェンシャルポートを用いた状態を示す図である。図９（ａ）は、ダブルヘリカル吸気ポートを示す図であり、図９（ｂ）は、ダブルタンジェンシャル吸気ポートを示す図である。図９に示すように、第１吸気ポート５ａ及び第２吸気ポート５ｂは、燃焼室４に流入した吸気が同じ方向のスワール流を形成するヘリカルポート又はタンジェンシャルポートである。なお、図９の構成以外にも、一方の吸気ポートがヘリカルポートであり、他方の吸気ポートがタンジェンシャルポートであるような組み合わせでもよい。
　これによると、前記成層燃焼を行うと、図１０に示すように、燃焼室４で、先に流入したＥＧＲガスのスワール流を形成した下層と、その上で混合気のスワール流を形成した上層と、が同じ方向のスワール流で旋回することになる。図１０は、燃焼室４における、ＥＧＲガスの層を下層とし、混合気の層を上層とする成層化状態を示す図である。このため、下層と上層との境界面で摩擦が生じ難く、ＥＧＲガスと混合気が混ざり難いので、成層化状態を可及的に維持することができる。このことで、上層のスワール流が吸気行程後半及び圧縮行程で形成されることと相俟って、成層化状態を着火時期まで維持させることができる。
　＜実施例３＞
　実施例３では、前記成層燃焼を行う時であって、圧縮行程では第２吸気ポートを流通する混合気を燃焼室に流入させる必要がない場合には、ターボチャージャのコンプレッサを作動させず新気を過給しない。その他の構成は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。
　本実施例では、前記成層燃焼を行う時であって、圧縮行程で第２吸気ポート５ｂを流通する混合気を燃焼室４に流入させる場合には、実施例１と同様に制御する。しかし、前記成層燃焼を行う時であって、圧縮行程では第２吸気ポート５ｂを流通する混合気を燃焼室４に流入させる必要がない場合には、ターボチャージャ１６のコンプレッサ１６ａを作動させず新気を過給させずに、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止し、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを第２吸気弁８ｂに先立って開弁させ、その後第２吸気弁８ｂを開弁させる。
　具体的には、前記成層燃焼を行う時であって、圧縮行程では第２吸気ポート５ｂを流通する混合気を燃焼室４に流入させる必要がない場合には、コンプレッサ１６ａで新気を過給せず、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止すると共にＥＧＲ弁２４を開弁して第１吸気ポート５ａにＥＧＲガスが流入するようにする。そして、図１１に示すように、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを吸気行程直前から開弁させ、第１吸気弁８ａが閉弁する頃に第２吸気弁８ｂを開弁させる。そして、圧縮行程直後には第２吸気弁８ｂを閉弁させる。図１１は、圧縮行程では第２吸気ポートを流通する混合気を燃焼室に流入させる必要がない場合の前記成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂのリフト量は、共に小さい。第１吸気弁８ａのリフト量は、燃焼室４で燃焼可能となるようにＥＧＲガスを供給するため、第２吸気弁８ｂのリフト量の略半分である。また、第１吸気ポート５ａに設けられた第１燃料噴射弁１１ａは休止させ、第２吸気ポート５ｂに設けられた第２燃料噴射弁１１ｂだけから燃料を噴射させる。このため、第２吸気ポート５ｂには新気と燃料とが混合された混合気が流通することになる。
　このような制御を行うＥＣＵ２６が、本発明の制御部に対応する。
　図１１に示すような内燃機関１の運転状態として機関負荷が低い場合等のように圧縮行程では混合気を燃焼室４に流入させる必要がない場合には、ＥＧＲガスの後から流入する混合気は吸気行程のピストンの下降による負圧で燃焼室４に流入させてしまうことができる。これによると、圧縮行程では混合気を燃焼室４に流入させる必要がない場合には、コンプレッサ１６ａで新気を過給させないので、ターボチャージャ１６が使用するエネルギ分だけ使用するエネルギを減らし省エネルギ化することができる。つまり、ターボチャージャ１６で新気を過給するために内燃機関１の出力を上げる必要が無くなり、燃費の向上を図ることができる。
　＜実施例４＞
　実施例４では、新気遮断弁は、第１吸気ポートを流通する吸気を、第１吸気ポートの上流から流入する新気又はＥＧＲガス供給口から流入するＥＧＲガスのどちらかに切り替える三方弁とする。その他の構成は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。
　図１２は、本実施例に係る内燃機関並びにその吸気系及び排気系の概略構成を示す図である。図１２に示すように、ＥＧＲガス供給口１２が新気遮断弁１３の設けられた第１吸気ポート５ａの位置にある。新気遮断弁１３は、第１吸気ポート５ａを流通する吸気を、第１吸気ポート５ａの上流から流入する新気又はＥＧＲガス供給口１２から流入するＥＧＲガスのどちらかに切り替える。本実施例の新気遮断弁１３は、三方弁である。また、ＥＧＲ装置２２には、ＥＧＲ弁が無い。ＥＧＲガスの量の制御は、第１吸気弁８ａの開弁タイミングとリフト量で制御する。
　これによると、ＥＧＲガスの量を第１吸気弁８ａの開弁タイミングとリフト量で制御するので、ＥＧＲ装置２２にＥＧＲ弁を設ける必要がなくなる。これにより、ＥＧＲガスの量の制御の簡素化を図ることができると共に、ＥＧＲ弁を無くしたことによる部品点数の削減でコストダウンを図ることができる。
　また、ＥＧＲガスの量の制御が第１吸気弁８ａで行われることにより、ＥＧＲガスの量を制御する部分と燃焼室４との距離が零になるので、ＥＧＲガスの応答遅れが無く、内燃機関１の失火やトルク変動等が抑制されてドライバビリティを安定させることができる。
　図１３は、内燃機関の運転状態に対応した、ＥＧＲガスと混合気との成層燃焼と、ＥＧＲガスを導入しない非成層燃焼との使い分けのパターンを示す図である。本実施例における内燃機関１では、図１３に示すように、運転状態に応じて、前記成層燃焼と前記非成層燃焼との使い分けを行っている。図１３の横軸は内燃機関１の機関回転速度を表し、縦軸は内燃機関１の機関負荷を表している。
　図１３に示す矢印Ａのように、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入した前記成層燃焼から、要求トルクの高いＥＧＲガスを導入しない前記非成層燃焼に切り替える場合には、応答遅れや内燃機関１の失火やトルク変動やトルク段差を生じずに前記成層燃焼から前記非成層燃焼への移行を行いたい。
　そこで、本実施例の構成において、新気遮断弁１３から燃焼室４までの第１吸気ポート５ａの容積は、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入して前記成層燃焼させる時に燃焼室４に供給されるＥＧＲガスの量と略等しく設定する。このため、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入して前記成層燃焼させると、新気遮断弁１３から燃焼室４までの第１吸気ポート５ａのＥＧＲガスが１回の燃焼に用い尽くされることになる。
　図１４は、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入した前記成層燃焼から、要求トルクの高いＥＧＲガスを導入しない前記非成層燃焼に切り替える場合の制御タイミングを示す図である。図１３に示す矢印Ａのように前記成層燃焼から前記非成層燃焼に切り替える場合には、図１４に示すように、まず、切り替え要求（図１４のｔ１）があり、切り替え要求後の最初に吸気行程となる気筒＃３が燃焼室４へ吸気の流入を開始するとき（図１４のｔ２）に、新気遮断弁１３で第１吸気ポート５ａを流通する吸気を第１吸気ポート５ａの上流から流入する新気に切り替える。その後、前記最初に吸気行程となる気筒＃３以外の他の気筒（＃１，＃２，＃４）の最初の１サイクルの燃焼室４への吸気の流入が完了したとき（図１４のｔ３）から、図１５に示すように、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂの開閉特性を変更させる。
　このような制御を行うＥＣＵ２６が、本発明の制御部に対応する。
　図１５は、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入した前記成層燃焼から、要求トルクの高いＥＧＲガスを導入しない前記非成層燃焼に切り替える場合の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。切り替え時には、図示矢印のように、第１吸気弁８ａはバルブタイミングを少し遅角しつつリフト量を大きくし、第２吸気弁８ｂはバルブタイミングを進角する。そして図１５の破線に示すように第１吸気弁８ａ及び第２吸気弁８ｂを同一リフト量及び同一タイミングにして非成層燃焼を行うようにする（図５参照）。
　これによると、上記のように第１吸気ポート５ａの容積が設定されていることから、切り替え要求後の全気筒の１回の燃焼だけが成層燃焼となり、その後は第１吸気ポート５ａに新気が流通しているので、次の燃焼から前記非成層燃焼となる。このため、応答遅れや内燃機関１の失火やトルク変動やトルク段差をほとんど生じずに前記成層燃焼から前記非成層燃焼への移行を行うことができる。
　＜実施例５＞
　実施例５では、例えばアイドル状態等のＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態で前記非成層燃焼させる時には、可変動弁機構で第１吸気弁を閉弁させたままに維持する。その他の構成は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。
　アイドル状態等のＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態で前記非成層燃焼させる時には、燃焼室４にスワール流を形成して、燃焼を安定させたい。また、前記非成層燃焼からＥＧＲガスを導入する前記成層燃焼に切り替える場合に、切り替え前後で混合気の量に段差ができてトルク段差が生じることを抑制したい。
　そこで、アイドル状態等のＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態で前記非成層燃焼させる時には、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを閉弁させたままに維持する。
　具体的には、前記非成層燃焼を行う時には、コンプレッサ１６ａで新気を過給せず、新気遮断弁１３を閉弁して第１吸気ポート５ａに新気が流入することを阻止すると共にＥＧＲ弁２４を開弁して第１吸気ポート５ａにＥＧＲガスが流入するようにする。そして、図１６に示すように、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａを閉弁させたままにし、第２吸気弁８ｂを開弁させる。図１６は、ＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態での前記非成層燃焼時の吸気弁及び排気弁のバルブタイミングの一例を示す図である。また、第１吸気ポート５ａに設けられた第１燃料噴射弁１１ａは休止させ、第２吸気ポート５ｂに設けられた第２燃料噴射弁１１ｂだけから燃料を噴射させる。このため、第２吸気ポート５ｂには新気と燃料とが混合された混合気が流通することになる。
　このような制御を行うＥＣＵ２６が、本発明の制御部に対応する。
　これによると、ＥＧＲガスを導入しない内燃機関１の機関負荷が低い状態で前記非成層燃焼させる時には、片方の吸気弁である第２吸気弁８ｂを開弁させて混合気を燃焼室に流入させる。これにより、燃焼室４に強いスワール流を形成でき、燃焼が安定する。
　そして、前記非成層燃焼からＥＧＲガスを導入する前記成層燃焼に切り替える場合には、第１吸気弁８ａを開弁させて第１吸気ポート５ａからＥＧＲガスを流入させて行くと共に、切り替え前と同様に第２吸気弁８ｂを開弁させて第２吸気ポート５ｂから同量の混合気を燃焼室４に流入させる。このとき、可変動弁機構１０で第１吸気弁８ａの開弁時期は、やや進角させると共に、第２吸気弁８ｂの開弁時期は、遅角して行き、第１吸気弁８ａが閉弁する頃に第２吸気弁８ｂを開弁させるようにする。この切り替え前後で、燃焼室４に供給される混合気の量に変化がないので、トルク段差を生じずに前記非成層燃焼から前記成層燃焼への移行を行うことができる。
　上記各実施例は可能な限り組み合わせることができる。また、本発明に係る内燃機関の燃焼制御装置は、上述の実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々の変更を加えてもよい。
１：内燃機関
２：気筒
３：ピストン
４：燃焼室
５ａ：第１吸気ポート
５ｂ：第２吸気ポート
６ａ：第１排気ポート
６ｂ：第２排気ポート
７：点火プラグ
８ａ：第１吸気弁
８ｂ：第２吸気弁
９ａ：第１排気弁
９ｂ：第２排気弁
１０：可変動弁機構
１１：燃料噴射弁
１１ａ：第１燃料噴射弁
１１ｂ：第２燃料噴射弁
１２：ガス供給口
１３：新気遮断弁
１４：吸気管
１５：排気管
１６：ターボチャージャ
１６ａ：コンプレッサ
１６ｂ：タービン
１６ｃ：ウエストゲートバルブ
１７：スロットル弁
１８：インタークーラ
１９：サージタンク
２０：圧力センサ
２１：酸化触媒
２２：ＥＧＲ装置
２３：ＥＧＲ通路
２４：ＥＧＲ弁
２５：ＥＧＲクーラ
２６：ＥＣＵ
２７：クランクポジションセンサ
２８：アクセル開度センサ

Claims (8)

  1. 　内燃機関の燃焼室に夫々独立して接続され、前記燃焼室に吸気を供給する第１吸気通路及び第２吸気通路と、
    　前記内燃機関の排気通路から前記第１吸気通路に設けられたＥＧＲガス供給口に排気の一部であるＥＧＲガスを還流させるＥＧＲ装置と、
    　前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止する新気阻止部と、
    　前記第１吸気通路及び前記第２吸気通路の上流で新気を過給する過給機と、
    　前記第１吸気通路から前記燃焼室へ流入する吸気を制御する第１吸気弁と、前記第２吸気通路から前記燃焼室へ流入する吸気を制御する第２吸気弁との間で開弁時期を異ならせることが可能な開閉特性変更部と、
    　ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時には、前記過給機で新気を過給し、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させる制御部と、
    を備えた内燃機関の燃焼制御装置。
  2. 　前記制御部は、前記過給機で過給する新気の過給圧を、前記第１吸気弁が閉弁してから前記第２吸気弁が閉弁するまでの期間の前記内燃機関の筒内圧よりも高くする請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  3. 　前記過給機は、ターボチャージャであり、
    　前記ＥＧＲ装置は、前記ターボチャージャのタービンより下流の前記排気通路と前記ＥＧＲガス供給口とを接続するＥＧＲ通路を備えた請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  4. 　前記第１吸気通路及び前記第２吸気通路は、前記燃焼室に流入した吸気が同じ方向のスワール流を形成するヘリカルポート又はタンジェンシャルポートである請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  5. 　前記制御部は、ＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時において、
    圧縮行程で第２吸気通路を流通する吸気を前記燃焼室に流入させる場合には、前記過給機で新気を過給し、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させ、
    又は、圧縮行程では第２吸気通路を流通する吸気を前記燃焼室に流入させる必要がない場合には、前記過給機で新気を過給させずに、前記新気阻止部で前記第１吸気通路に新気が流入することを阻止し、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を前記第２吸気弁に先立って開弁させ、その後前記第２吸気弁を開弁させる請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  6. 　前記新気阻止部は、前記第１吸気通路を流通する吸気を、前記第１吸気通路の上流から流入する新気又は前記ＥＧＲガス供給口から流入するＥＧＲガスのどちらかに切り替える請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  7. 　前記新気阻止部から前記燃焼室までの前記第１吸気通路の容積は、機関負荷が高い状態或いは機関回転速度が高い状態の少なくともどちらかの運転状態でのＥＧＲガスを導入して成層燃焼させる時に前記燃焼室に供給されるＥＧＲガスの量と略等しく、
    　前記制御部は、前記成層燃焼から要求トルクの高いＥＧＲガスを導入しない非成層燃焼に切り替える場合には、切り替え要求後に最初に吸気行程となる気筒が燃焼室へ吸気の流入を開始するときに前記新気阻止部で前記第１吸気通路を流通する吸気を前記第１吸気通路の上流から流入する新気に切り替え、その後前記気筒以外の他の気筒の最初の１サイクルの燃焼室への吸気の流入が完了したときから前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁及び前記第２吸気弁の開閉特性を変更させる請求項６に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
  8. 　前記制御部は、ＥＧＲガスを導入しない機関負荷が低い状態で非成層燃焼させる時には、前記開閉特性変更部で前記第１吸気弁を閉弁させたままに維持する請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
PCT/JP2010/056394 2010-04-08 2010-04-08 内燃機関の燃焼制御装置 WO2011125208A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2010/056394 WO2011125208A1 (ja) 2010-04-08 2010-04-08 内燃機関の燃焼制御装置
US13/639,888 US9097190B2 (en) 2010-04-08 2010-04-08 Combustion control apparatus for an internal combustion engine
CN201080065902.3A CN102834601B (zh) 2010-04-08 2010-04-08 内燃机的燃烧控制装置
JP2012509251A JP5278600B2 (ja) 2010-04-08 2010-04-08 内燃機関の燃焼制御装置
EP10849451.9A EP2557300B8 (en) 2010-04-08 2010-04-08 Combustion control device for an internal combustion engine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2010/056394 WO2011125208A1 (ja) 2010-04-08 2010-04-08 内燃機関の燃焼制御装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2011125208A1 true WO2011125208A1 (ja) 2011-10-13

Family

ID=44762194

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/056394 WO2011125208A1 (ja) 2010-04-08 2010-04-08 内燃機関の燃焼制御装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9097190B2 (ja)
EP (1) EP2557300B8 (ja)
JP (1) JP5278600B2 (ja)
CN (1) CN102834601B (ja)
WO (1) WO2011125208A1 (ja)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013217240A (ja) * 2012-04-06 2013-10-24 Suzuki Motor Corp 内燃機関の可変動弁装置
JP2014222048A (ja) * 2013-05-14 2014-11-27 株式会社日本自動車部品総合研究所 内燃機関の吸気装置
JP2014222047A (ja) * 2013-05-14 2014-11-27 株式会社デンソー 内燃機関の吸気装置
JP2019015267A (ja) * 2017-07-10 2019-01-31 マツダ株式会社 多気筒エンジン
US10358988B2 (en) 2017-03-27 2019-07-23 Kabushiki Kaisha Toyota Chuo Kenkyusho Internal combustion engine
WO2020013291A1 (ja) * 2018-07-12 2020-01-16 ヤマハ発動機株式会社 火花点火式エンジンユニット及び車両

Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9435298B2 (en) 2013-07-09 2016-09-06 GM Global Technology Operations LLC Dedicated EGR engine with dynamic load control
DE102013020923A1 (de) * 2013-12-11 2015-06-11 Daimler Ag Kolbenmotor und zugehöriges Betriebsverfahren
JP6171959B2 (ja) * 2014-01-30 2017-08-02 マツダ株式会社 直噴ガソリンエンジンの制御装置
US9752464B2 (en) * 2014-05-28 2017-09-05 Ford Global Technologies, Llc Supercharged applied ignition internal combustion engine with exhaust-gas turbocharging and method for operating an internal combustion engine of said type
US9534542B2 (en) * 2014-08-07 2017-01-03 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for EGR control
JP6260795B2 (ja) * 2015-03-27 2018-01-17 マツダ株式会社 エンジンの燃料制御装置
CN107435595B (zh) * 2016-05-26 2019-11-01 长城汽车股份有限公司 发动机系统和车辆
US10018123B1 (en) * 2016-12-16 2018-07-10 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for a split exhaust engine system
JP6601445B2 (ja) * 2017-03-13 2019-11-06 トヨタ自動車株式会社 排気タービン発電システム
US10316803B2 (en) * 2017-09-25 2019-06-11 Woodward, Inc. Passive pumping for recirculating exhaust gas
JP2021175876A (ja) * 2018-07-12 2021-11-04 ヤマハ発動機株式会社 火花点火式エンジン及び車両
CN112096546B (zh) * 2020-08-10 2022-06-03 东风汽车集团有限公司 发动机的高涡流进气道装置及发动机系统
FR3121957B1 (fr) * 2021-04-16 2023-11-24 Renault Sas Moteur à allumage commandé comprenant un système de commande de la répartition en air frais et en gaz d’échappement recirculés dans les cylindres et procédé associé
DE102022116606A1 (de) 2022-07-04 2024-01-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Viertakt-Verbrennungskraftmaschine mit zweigeteiltem Einlasskanal und zugehöri-ges Betriebsverfahren

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0518254A (ja) * 1991-07-11 1993-01-26 Mazda Motor Corp デイーゼルエンジンの吸気装置
JPH10141148A (ja) * 1996-11-07 1998-05-26 Mitsubishi Motors Corp 排気ガス還流装置
JPH11182246A (ja) * 1997-09-09 1999-07-06 Inst Fr Petrole 自己点火４サイクルエンジンの操作方法
JP2004144052A (ja) * 2002-10-28 2004-05-20 Hitachi Ltd 理論空燃比成層燃焼内燃機関
JP2006052653A (ja) * 2004-08-10 2006-02-23 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関のｅｇｒ制御装置
JP2010019143A (ja) * 2008-07-09 2010-01-28 Toyota Motor Corp 内燃機関

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS63162933A (ja) 1986-12-24 1988-07-06 Mitsubishi Motors Corp エンジン
JPH0689681B2 (ja) * 1987-02-18 1994-11-09 トヨタ自動車株式会社 ２サイクル内燃機関
US4856473A (en) * 1987-08-25 1989-08-15 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Internal combustion engine with multiple intake valves and EGR arrangement
US5239960A (en) * 1991-07-30 1993-08-31 Mazda Motor Corporation Engine induction system provided with a mechanical supercharger
GB9222353D0 (en) 1992-10-23 1992-12-09 Ricardo Consulting Eng Spark ignited internal combustion engines
EP0849461B1 (en) * 1996-12-19 2003-03-12 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Combustion controller for internal combustion engines
EP1251252B1 (en) * 2000-01-25 2005-12-14 Kabushiki Kaisha Toyota Chuo Kenkyusho Direct injection type internal combustion engine
US6318348B1 (en) * 2000-06-08 2001-11-20 Visteon Global Technologies, Inc. Stratified exhaust gas recirculation strategy for internal combustion engine
US6722121B2 (en) * 2002-07-22 2004-04-20 International Engine Intellectual Property Company, Llc Control strategy for regenerating a NOx adsorber catalyst in an exhaust system of an engine having a variable valve actuation mechanism
JP2005090468A (ja) * 2003-09-22 2005-04-07 Toyota Industries Corp 予混合圧縮自着火内燃機関のｅｇｒ装置、および、予混合圧縮自着火内燃機関の着火時期制御方法
JP4954708B2 (ja) * 2004-10-20 2012-06-20 耕一 畑村 エンジン
JP4276198B2 (ja) * 2005-03-17 2009-06-10 株式会社日立製作所 筒内噴射式内燃機関の制御装置
JP4244979B2 (ja) * 2005-09-22 2009-03-25 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の過給圧制御装置
US7470209B2 (en) * 2005-11-23 2008-12-30 Gm Global Technology Operations, Inc. Hybrid powertrain having an electrically variable transmission and engine valve control
JP4463248B2 (ja) * 2006-07-31 2010-05-19 本田技研工業株式会社 ＮＯｘ低減化システムの制御方法
US7480557B2 (en) * 2006-11-17 2009-01-20 Honda Motor Co., Ltd. Control system for internal combustion engine
JP4349423B2 (ja) * 2007-03-01 2009-10-21 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の排気浄化システム
JP4798091B2 (ja) * 2007-07-19 2011-10-19 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
EP2072786B1 (en) * 2007-12-20 2013-10-23 Ford Global Technologies, LLC Cascade control of HCCI phasing
EP2085593B1 (en) * 2008-01-29 2010-06-30 Honda Motor Co., Ltd. Control system for internal combustion engine

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0518254A (ja) * 1991-07-11 1993-01-26 Mazda Motor Corp デイーゼルエンジンの吸気装置
JPH10141148A (ja) * 1996-11-07 1998-05-26 Mitsubishi Motors Corp 排気ガス還流装置
JPH11182246A (ja) * 1997-09-09 1999-07-06 Inst Fr Petrole 自己点火４サイクルエンジンの操作方法
JP2004144052A (ja) * 2002-10-28 2004-05-20 Hitachi Ltd 理論空燃比成層燃焼内燃機関
JP2006052653A (ja) * 2004-08-10 2006-02-23 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関のｅｇｒ制御装置
JP2010019143A (ja) * 2008-07-09 2010-01-28 Toyota Motor Corp 内燃機関

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013217240A (ja) * 2012-04-06 2013-10-24 Suzuki Motor Corp 内燃機関の可変動弁装置
JP2014222048A (ja) * 2013-05-14 2014-11-27 株式会社日本自動車部品総合研究所 内燃機関の吸気装置
JP2014222047A (ja) * 2013-05-14 2014-11-27 株式会社デンソー 内燃機関の吸気装置
US10358988B2 (en) 2017-03-27 2019-07-23 Kabushiki Kaisha Toyota Chuo Kenkyusho Internal combustion engine
JP2019015267A (ja) * 2017-07-10 2019-01-31 マツダ株式会社 多気筒エンジン
WO2020013291A1 (ja) * 2018-07-12 2020-01-16 ヤマハ発動機株式会社 火花点火式エンジンユニット及び車両

Also Published As

Publication number Publication date
JP5278600B2 (ja) 2013-09-04
JPWO2011125208A1 (ja) 2013-07-08
US9097190B2 (en) 2015-08-04
EP2557300A1 (en) 2013-02-13
CN102834601A (zh) 2012-12-19
EP2557300A4 (en) 2018-03-07
CN102834601B (zh) 2016-06-08
EP2557300B1 (en) 2019-09-04
US20130042611A1 (en) 2013-02-21
EP2557300B8 (en) 2019-11-13

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5278600B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
CN108952946B (zh) 压缩点火式发动机的控制装置
US10794317B2 (en) Control device for compression-ignition engine
US6390054B1 (en) Engine control strategy for a hybrid HCCI engine
JP7077768B2 (ja) 圧縮着火式エンジンの制御装置
EP2264303B1 (en) Control method and device of engine and corresponding engine
JP7077771B2 (ja) 圧縮着火式エンジンの制御装置
EP2179158B1 (en) Control apparatus and control method for internal combustion engine
WO2013080454A1 (ja) 火花点火式ガソリンエンジンの制御装置及び制御方法
JP2002242709A (ja) 自動車用４サイクルエンジン
JP2004263562A (ja) 予混合圧縮自着火式内燃機関の制御方法
JP7167831B2 (ja) 圧縮着火式エンジンの制御装置
US10385791B2 (en) Engine control device
WO2007116627A1 (ja) 予混合圧縮着火機関及び予混合圧縮着火機関の吸気制御方法
JP5040772B2 (ja) エンジンの吸気弁制御方法及び吸気弁制御装置
JPH0323327A (ja) 過給式ガソリン内燃機関
EP3256704B1 (en) Reducing unburned hydrocarbon emissions in gaseous fuelled lean-burn engines
JP5589763B2 (ja) 内燃機関
JP4114008B2 (ja) ターボ過給機付火花点火式直噴エンジンの制御装置
US10337415B2 (en) Method for operating an internal combustion engine
JP5435237B2 (ja) 内燃機関
JP2009299623A (ja) 内燃機関の制御装置
JP2008051017A (ja) 予混合圧縮自着火内燃機関
JP2005061325A (ja) 圧縮着火内燃機関の制御装置
JP4036021B2 (ja) エンジンの制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080065902.3

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10849451

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2012509251

Country of ref document: JP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13639888

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010849451

Country of ref document: EP