WO2012090320A1 - 筒内噴射式内燃機関 - Google Patents

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WO2012090320A1
WO2012090320A1 PCT/JP2010/073770 JP2010073770W WO2012090320A1 WO 2012090320 A1 WO2012090320 A1 WO 2012090320A1 JP 2010073770 W JP2010073770 W JP 2010073770W WO 2012090320 A1 WO2012090320 A1 WO 2012090320A1
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valve
intake
exhaust
timing
fuel
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PCT/JP2010/073770
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森　幸生
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • This invention relates to an in-cylinder injection internal combustion engine that directly injects fuel into a cylinder.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2004-176607
  • an internal combustion engine including a fuel injection valve that directly injects fuel into a cylinder is known.
  • both the intake valve and the exhaust valve are closed during the exhaust stroke to seal the combustion chamber, fuel is injected into the combustion chamber during the sealing, and intake top dead center (A technique for opening an intake valve immediately after exhaust top dead center) is disclosed.
  • the intake valve is opened immediately after the intake top dead center at which the in-cylinder pressure has risen the most, so the residual gas in the combustion chamber that has been compressed and heated is blown out of the combustion chamber once from the intake port.
  • the Thereafter, the air is blown back into the combustion chamber by a sufficient negative pressure resulting from the lowering from the top dead center of the piston, and flows again into the combustion chamber together with fresh air, thereby promoting mixing with the injected fuel.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and an object thereof is to provide a direct injection internal combustion engine that can suppress the occurrence of knocking and increase the stability of combustion. .
  • a first invention is a direct injection internal combustion engine, A supercharger that supercharges intake air flowing into the internal combustion engine; A fuel injection valve for directly injecting fuel into the combustion chamber of the internal combustion engine; After opening the exhaust valve and the intake valve in the exhaust stroke, the intake valve and the exhaust valve are closed at a timing advanced from the intake top dead center, and the timing delayed from the intake top dead center in the intake stroke Valve control means for opening the intake valve at Injection control means for injecting fuel to the fuel injection valve between the intake top dead center and the retarded timing.
  • the second invention is the first invention, wherein The volume of the combustion chamber at the advanced timing and the retarded timing is the same.
  • the third invention is the first or second invention, wherein
  • the internal combustion engine is a lean burn engine.
  • a spark plug disposed at the center of the upper surface of the combustion chamber;
  • Stratified fuel distribution forming means for introducing intake air along the inner periphery of the cylinder forming the combustion chamber, and distributing a fuel layer in the center of the cylinder and an air layer in the inner periphery of the cylinder; It is characterized by providing.
  • the injection control means causes the fuel injection valve to inject fuel into a plurality of times during a period from the intake top dead center to the retarded timing.
  • the valve control means includes Variable valve operating means capable of relatively changing the closing timing of the intake valve and the closing timing of the exhaust valve; Low load valve control for controlling the closing timing of the intake valve in the exhaust stroke earlier than the closing timing of the exhaust valve by the variable valve means when the operating range of the internal combustion engine is a low load range And means.
  • the seventh invention is the sixth invention, wherein
  • the injection control means includes When the operating region of the internal combustion engine is the low load region, fuel is injected into the fuel injection valve in a plurality of times from the advanced timing to the retarded timing, and at least the A low load injection control means for injecting the first fuel between the advanced timing and the intake top dead center is further provided.
  • the supercharger is a turbocharger, A first exhaust valve and a second exhaust valve constituting the exhaust valve; A first exhaust port communicating with the combustion chamber by opening the first exhaust valve; A second exhaust port communicating with the combustion chamber by opening the second exhaust valve; A turbine of the turbocharger provided downstream of the first exhaust port,
  • the valve control means includes After opening and closing the first exhaust valve in the exhaust stroke, the intake valve and the second exhaust valve are opened, and after closing the second exhaust valve, the intake air is advanced at a timing advanced from the intake top dead center. The valve is closed, and the intake valve is opened at a timing delayed from the intake top dead center in the intake stroke.
  • the exhaust valve and the intake valve can be opened in the exhaust stroke. Therefore, fresh air can be introduced into the combustion chamber by supercharging, and high temperature residual gas can be scavenged. Thereby, occurrence of knocking can be suppressed.
  • the intake valve and the exhaust valve can be closed at a timing advanced from the intake top dead center. Therefore, as the piston rises, the airflow in the combustion chamber can be compressed and the flow can be eliminated.
  • fuel can be injected into the combustion chamber at a timing delayed from the intake top dead center until the intake valve is opened. By injecting fuel in a state where there is no airflow, variation in spray state between cycles can be reduced. As a result, combustion stability can be enhanced. Therefore, according to the present invention, it is possible to suppress the occurrence of knocking and improve the stability of combustion.
  • the combustion chambers at the timing advanced from the intake top dead center and the timing retarded from the intake top dead center can be made the same volume. By using the same volume, work loss due to compression and expansion can be prevented.
  • the first and second inventions described above can improve the stability of combustion, so that the lean region can be expanded. By expanding the lean region, it is possible to improve fuel consumption and reduce NOx.
  • a stratified fuel distribution is formed in which a fuel layer is distributed in the center of the cylinder and an air layer is distributed in the inner periphery of the cylinder. Further, because of the effects of the first invention, since the spray distribution fluctuation is small, a stable air-fuel mixture with little fluctuation can be formed in the vicinity of the spark plug. Therefore, according to the present invention, the stability of combustion can be improved and the lean region can be expanded.
  • fuel can be injected into the fuel injection valve in a plurality of times from the intake top dead center to the delayed timing.
  • Each fuel injection is performed at a time when the temperature and pressure in the combustion chamber are different, and the spray penetration force is different, so that the mixture formation position can be controlled.
  • a homogeneous air-fuel mixture can be generated, and NOx caused by the heterogeneity of the air-fuel mixture can be reduced.
  • the closing timing of the intake valve in the exhaust stroke can be controlled earlier than the closing timing of the exhaust valve. Therefore, a large amount of inert residual gas can be introduced in a low load region where knocking is unlikely to occur. For this reason, according to the present invention, NOx can be reduced.
  • the seventh invention when the operation region is a low load region, fuel is injected in a plurality of times, at least from the timing advanced from the intake top dead center to the intake top dead center, The first fuel injection can be performed. Therefore, the first fuel injection is performed in the high-temperature residual gas before the intake top dead center, and a fuel reforming effect is obtained. For this reason, according to the present invention, the stability of combustion can be further enhanced in a low load region where the temperature is originally low and combustion is unstable.
  • the intake valve and the second exhaust valve are opened, and the second exhaust valve is closed and then advanced from the intake top dead center. You can close the intake valve. Unburned HC in the combustion chamber is blown out to the intake port 42 and then blown back into the combustion chamber 20 again. Therefore, unburned HC can be burned again. For this reason, according to the present invention, it is possible to realize emission improvement and fuel consumption improvement.
  • Embodiment 1 of this invention It is a figure for demonstrating the system configuration
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a system configuration according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the system shown in FIG. 1 includes a direct injection internal combustion engine 10 that is a four-stroke engine.
  • the internal combustion engine 10 is a lean burn engine.
  • the internal combustion engine 10 has a plurality of cylinders 12 (not shown).
  • the cylinder 12 is provided with a piston 14 that reciprocates inside thereof. The reciprocating motion of the piston 14 is converted into the rotational motion of the crankshaft.
  • a crank angle sensor 16 for detecting the rotation angle (crank angle) of the crankshaft is provided in the vicinity of the crankshaft.
  • the internal combustion engine 10 includes a cylinder head 18.
  • a combustion chamber 20 is formed between the lower surface of the cylinder head 18, the inner wall of the cylinder 12 (cylinder liner 19), and the crown surface of the piston 14.
  • An intake passage 22 and an exhaust passage 24 are connected to the combustion chamber 20.
  • the cylinder head 18 is provided with a fuel injection valve 26 for directly injecting fuel toward the center of the combustion chamber 20.
  • the cylinder head 18 is provided with a spark plug 28 at the center of the upper surface of the combustion chamber 20.
  • An air cleaner 30 is provided in the intake passage 22.
  • An air flow meter 32 for detecting the amount of intake air is provided downstream of the air cleaner 30.
  • a supercharger 34 for supercharging is provided downstream of the air flow meter 32.
  • the supercharger 34 is driven by electric power or by utilizing the above-described rotation of the crankshaft to perform supercharging.
  • the supercharger 34 may be a turbocharger having a turbine that is rotated by the energy of the exhaust gas, and a compressor that is driven by the turbine and rotates.
  • the turbocharger 34 may be supercharged by the compressor.
  • An intercooler 36 is provided downstream of the supercharger 34.
  • An electronically controlled throttle valve 38 is provided downstream of the intercooler 36.
  • a throttle opening sensor 40 for detecting the throttle opening is provided.
  • An intake port 42 connected to the combustion chamber 20 is formed in the cylinder head 18 downstream of the throttle valve 38.
  • the intake passage 22 is a concept including an intake port 42.
  • An intake valve 44 that opens and closes between the intake port 42 and the combustion chamber 20 is provided at the downstream end of the intake passage 22.
  • an exhaust valve 48 that opens and closes between the combustion chamber 20 and the exhaust port 46 is provided at the upstream end of the exhaust passage 24.
  • the exhaust port 46 is formed in the cylinder head 18.
  • the exhaust passage 24 is a concept including an exhaust port 46.
  • the system of the present embodiment includes an ECU (Electronic Control Unit) 50.
  • ECU Electronic Control Unit
  • Various sensors such as the crank angle sensor 16, the air flow meter 32, and the throttle opening sensor 40 are connected to the input unit of the ECU 50.
  • Various actuators such as the fuel injection valve 26, the spark plug 28, and the throttle valve 38 described above are connected to the output portion of the ECU 50.
  • the ECU 50 controls the operating state of the internal combustion engine 10 by executing predetermined programs based on input information from various sensors and operating various actuators.
  • FIG. 2 is a diagram showing the sensitivity of the in-cylinder fuel amount with respect to combustion.
  • the sensitivity of the in-cylinder fuel amount to combustion is higher at the time of lean burn (for example, air-fuel ratio 20.0) than at the time of stoichiometric (for example, air-fuel ratio 14.5).
  • lean burn for example, air-fuel ratio 20.0
  • stoichiometric for example, air-fuel ratio 14.5
  • FIG. 3 is a diagram for explaining the fluctuation of the intake air flow between cycles.
  • the intake air flow in the cylinder 12 varies between cycles.
  • the fuel spray injected into the intake air flowing into the cylinder 12 is affected by the intake flow. Therefore, the amount of fuel adhering to the inner wall of the cylinder 12 varies from cycle to cycle.
  • the fuel spray becomes inhomogeneous between cycles, and its distribution fluctuates. As a result, combustion fluctuates between cycles and becomes unstable.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the opening / closing timing of the intake valve 44 and the exhaust valve 48 in the exhaust stroke and the intake stroke, and the fuel injection timing in the first embodiment of the present invention.
  • the exhaust valve 48 is opened at a time CA10 near the exhaust bottom dead center.
  • the intake valve 44 is opened at CA11 after CA10.
  • the exhaust valve 48 and the intake valve 44 are both closed at timing CA12 advanced from the intake top dead center (exhaust top dead center) after CA11. Further, the intake valve 44 is opened at a timing CA13 delayed from the intake top dead center.
  • CA12 and CA13 are set so that the volumes of the combustion chambers 20 at the respective crank angles are the same. By using the same volume, work loss due to compression and expansion can be prevented.
  • the system of this embodiment is provided with valve operating mechanisms 60 and 62 for opening and closing the intake valve 44 and the exhaust valve 48, respectively, at the above-described timings (FIG. 1).
  • the valve mechanism 60 on the intake side includes a cam having two lift portions for opening the intake valve 44 twice in the exhaust stroke and the intake stroke, in addition to a normal cam.
  • the valve operating mechanism 60 is connected to the output unit of the ECU 50 and can switch between a normal cam and a cam having two lift units in accordance with a control signal from the ECU 50.
  • the exhaust-side valve mechanism 62 is connected to the output unit of the ECU 50 and can change the valve timing of the exhaust valve 48 in accordance with a control signal from the ECU 50.
  • the ECU 50 outputs a control signal for realizing the valve timing shown in FIG. 4 to the valve operating mechanisms 60 and 62 in a high load region.
  • the operating range is determined by the engine speed and load.
  • the engine speed can be calculated based on the detection value of the crank angle sensor.
  • the load can be calculated based on, for example, the engine speed and the throttle opening.
  • Fuel injection timing Further, in the system of the present embodiment, fuel is injected into the combustion chamber 20 between the intake top dead center and the timing CA13 when the intake valve 44 is opened. Specifically, fuel injection is started after intake top dead center, and fuel injection is completed immediately before CA13. The ECU 50 outputs a control signal to the fuel injection valve 26 so that fuel injection is completed immediately before CA13.
  • the volume of the combustion chamber 20 is reduced by the compression by the piston 14 from the time when the exhaust valve 48 and the intake valve 44 are closed until the intake top dead center. Thereby, the airflow in the combustion chamber 20 can be compressed and the flow can be eliminated. Then, fuel is injected in a state where there is no airflow before timing CA13 when the intake valve 44 is opened. Thereby, the fluctuation
  • fuel is injected from the intake top dead center to the timing CA13 when the intake valve 44 is opened.
  • fuel injection when the in-cylinder pressure and temperature are high, it is possible to reduce spray penetration and promote vaporization. Thereby, fuel adhesion to the inner wall of the cylinder 12, which is a variation factor of the in-cylinder fuel amount can be reduced.
  • the occurrence of knocking in the high load region can be suitably suppressed by setting the fuel injection completion timing immediately before the timing CA13 at which the intake valve 44 is opened.
  • the system of the present embodiment it is possible to reduce the amount of fuel adhering to the inner wall or the like of the cylinder 12, reduce the fluctuation of the fuel adhering amount, and reduce the fluctuation of the spray distribution. Therefore, the stability of combustion can be improved and the lean region can be expanded. By expanding the lean region, it is possible to improve fuel consumption and reduce NOx.
  • the ECU 50 outputs the control signal for realizing the valve timing shown in FIG. 4 in the high load region, but the operation region for outputting this control signal is as follows. It is not limited to the high load region. This operation region may be other than the high load region.
  • the supercharger 34 is the “supercharger” in the first invention
  • the fuel injection valve 26 is the “fuel injection valve” in the first invention
  • 60, 62 and the ECU 50 are the “valve control means” in the first invention
  • the ECU 50 is the “injection control means” in the first invention
  • the internal combustion engine 10 is the “lean burn engine” in the third invention.
  • CA 12 corresponds to “timing advanced” in the first or second invention
  • CA 13 corresponds to “retarded timing” in the first or second invention.
  • Embodiment 2 a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • the system of the present embodiment is the same as the configuration described in the first embodiment except that the system described in FIG. 5 is provided.
  • FIG. 5 is a top view for explaining the configuration around the intake port 42 in the system of the present embodiment.
  • the intake valve 44 includes two intake valves 44a and 44b.
  • the intake port 42 includes an intake port 42a that communicates with the combustion chamber 20 by opening the intake valve 44a, and an intake port 42b that communicates with the combustion chamber 20 by opening the intake valve 44b.
  • the intake port 42a is vertically provided with a partition, and the intake port 42a is divided into two passages 42a1 and 42a2.
  • the intake air passing through the passage 42a1 flows along the inner peripheral surface of the cylinder 12.
  • the intake air passing through the passage 42a2 flows into the center of the cylinder 12.
  • the passage 42a2 is provided with an intake control valve 64 for opening and closing the passage 42a2.
  • the intake control valve 64 is connected to the output side of the ECU 50.
  • valve mechanism 60 in the system of the present embodiment is a variable valve mechanism that can switch between a state in which the rotational force of the cam is transmitted to the intake valves 44a and 44b and a state in which only the intake valve 44a is transmitted. It is. For example, when the operation region is other than the high load region, the ECU 50 outputs a control signal to the valve mechanism 60 so that the rotational force of the cam is transmitted only to the intake valve 44a. As a result, the intake valve 44a is opened and closed while the intake valve 44b is closed.
  • the ECU 50 outputs a control signal for closing the passage 42a2 to the intake control valve 64.
  • the passage 42a2 is closed by the intake control valve 64.
  • the intake air does not flow into the central portion of the cylinder 12, but flows into the inner peripheral portion of the cylinder 12 through the passage 42a1.
  • a swirl flow along the inner peripheral surface (inner wall) of the cylinder 12 is formed.
  • a stratified fuel distribution is formed in which a fuel layer is distributed in the center of the cylinder 12 and an air layer is distributed in the inner periphery of the cylinder 12. Further, as in the first embodiment, since the spray distribution fluctuation is small, a stable air-fuel mixture with little fluctuation is formed in the vicinity of the spark plug 28. Therefore, the stability of combustion can be improved and the lean region can be expanded.
  • the spark plug 28 is the “ignition plug” in the fourth invention, and the intake port 42, the intake valve 44, the valve operating mechanism 60, the intake control valve 64, and the ECU 50 are the fourth. It corresponds to “stratified fuel distribution forming means” in the present invention.
  • Embodiment 3 FIG. Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • the system of the present embodiment is the same as the configuration described in the first embodiment except that the system described in FIG. 6 is provided.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the opening / closing timing of the intake valve 44 and the exhaust valve 48 in the exhaust stroke and the intake stroke, and the fuel injection timing in the third embodiment of the present invention.
  • the configuration shown in FIG. 6 is the same as the configuration shown in FIG. 4 except that the fuel injection timing is different. Therefore, the opening / closing timings of the intake valve 44 and the exhaust valve 48 in the exhaust stroke and the intake stroke are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted or simplified.
  • fuel is injected into the combustion chamber 20 in two portions from the intake top dead center to the timing CA13 at which the intake valve 44 is opened.
  • the ECU 50 first calculates the total fuel injection amount of the current cycle according to the operating state based on a map or the like stored in the ECU 50 in advance. Next, the ECU 50 divides the total fuel injection amount into two parts at a prescribed fuel injection rate and injects the fuel. Specifically, the ECU 50 outputs a control signal to the fuel injection valve 26 so that two fuel injections are completed immediately before CA13.
  • the above-mentioned prescribed fuel injection ratio is determined in advance based on experiments and simulations, and is stored in the ECU 50.
  • the first and second fuel injections are performed at times when the temperature and pressure in the combustion chamber 20 are different. That is, the first fuel injection is performed in the combustion chamber 20 at a higher temperature and a higher pressure than the second fuel injection. Therefore, the first fuel injection has a lower spray penetration force than the second fuel injection.
  • the mixture formation position can be controlled by utilizing the fact that the penetration force of the spray is different.
  • the stability of the combustion by the second fuel injection can be improved. This is particularly suitable in a low load region.
  • the ECU 50 may set the first fuel injection ratio higher than a specified value (for example, the second fuel injection ratio) in the low load region and the high rotation region.
  • a specified value for example, the second fuel injection ratio
  • the ECU 50 corresponds to the “injection control means” in the fifth aspect of the invention.
  • Embodiment 4 FIG. Next, a fourth embodiment of the present invention will be described.
  • the system of the present embodiment is the same as the configuration described in the first embodiment except that the closing timing of the exhaust valve 48 and the intake valve 44 in the exhaust stroke differs depending on the operation region.
  • valve mechanism 60 is retarded with respect to the cam for the low load region set at the timing when the closing timing of the intake valve 44 in the exhaust stroke is advanced with respect to CA12, and with respect to CA12.
  • the high-load region cam set at the timing is provided, and the ECU 50 can be realized by outputting a control signal for switching the cam in accordance with the operation region to the valve mechanism 60.
  • This can also be realized by the ECU 50 outputting a control signal for changing the valve timing of the exhaust valve 48 to the valve mechanism 62 on the exhaust side.
  • a large amount of inert residual gas can be introduced in a low load region where knocking is unlikely to occur.
  • NOx can be reduced.
  • the high load region sufficient scavenging is performed, and knocking can be suitably suppressed.
  • valve operating mechanisms 60 and 62 are the “variable valve operating means” in the sixth invention, and the ECU 50 is the “low load valve control means” in the sixth invention. Each corresponds.
  • Embodiment 5 FIG. Next, a fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • the system of the present embodiment is the same as the configuration described in the fourth embodiment except that the fuel injection timing is different.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining the opening / closing timings of the intake valve 44 and the exhaust valve 48 in the exhaust stroke and the intake stroke, and the fuel injection timing in the fifth embodiment of the present invention.
  • the valve timing shown in FIG. 7 shows a case where the operation region described in the fourth embodiment is a low load region. That is, the intake valve 44 is closed before the exhaust valve 48 in the exhaust stroke.
  • fuel is injected into the combustion chamber 20 in two portions. Specifically, the first fuel injection is performed from the time when the intake valve 44 and the exhaust valve 48 are closed to the intake top dead center in the exhaust stroke. The second fuel injection is performed from the intake top dead center to the timing CA13 at which the intake valve 44 is opened.
  • a large amount of inert residual gas can be introduced in a low load region where knocking is unlikely to occur. Furthermore, since the first fuel injection is performed before the intake top dead center, the fuel is injected into the high-temperature residual gas, and a fuel reforming effect is obtained. Therefore, more stable combustion can be obtained at a low load where the temperature is originally low and combustion is unstable.
  • the ECU 50 corresponds to the “low load injection control means” in the seventh invention.
  • FIG. 6 a sixth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the system of the present embodiment can be realized by using the configuration shown in FIG. 1 as a basic configuration and including the characteristic configuration described in FIGS. 8 and 9.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining the supercharger 34, the intake valve 44, and the exhaust valve 48 included in the system according to Embodiment 6 of the present invention.
  • the supercharger 34 in the system of the present embodiment is a turbocharger that performs supercharging with the energy of exhaust gas.
  • the turbocharger has a turbine 34a that is rotated by the energy of exhaust gas, and a compressor 34b that is driven by the turbine 34a and rotates.
  • the intake valve 44 includes two intake valves 44a and 44b.
  • the intake port 42 includes an intake port 42a that communicates with the combustion chamber 20 by opening the intake valve 44a, and an intake port 42b that communicates with the combustion chamber 20 by opening the intake valve 44b.
  • the exhaust valve 48 includes two exhaust valves 48a and 48b.
  • the exhaust port 46 includes an exhaust port 46a that communicates with the combustion chamber 20 by opening the exhaust valve 48a, and an exhaust port 46b that communicates with the combustion chamber 20 by opening the exhaust valve 48b.
  • a turbine 34a is provided in the exhaust passage 24 downstream of the exhaust port 46a.
  • a common compressor 34b is provided in the intake passage 22 upstream of the intake ports 42a and 42b.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining the opening / closing timings of the intake valve 44 and the exhaust valve 48 in the exhaust stroke and the intake stroke, and the fuel injection timing in the sixth embodiment of the present invention.
  • the exhaust valve 48a is opened at a time CA20 near the exhaust bottom dead center.
  • the exhaust valve 48a is closed.
  • the exhaust valve 48b and the intake valve 44 are opened.
  • the intake valve 44 is closed at timing CA23 advanced from the intake top dead center.
  • the intake valve 44 is opened at a timing CA24 delayed from the intake top dead center.
  • CA23 and CA24 are set so that the volumes of the combustion chambers 20 at the respective crank angles are the same. By using the same volume, work loss due to compression / expansion can be prevented.
  • Fuel injection timing Further, in the system of the present embodiment, fuel is injected into the cylinder 12 from the intake top dead center to the timing CA24 at which the intake valve 44 is opened. Specifically, fuel injection is started after intake top dead center, and fuel injection is completed immediately before CA24. The ECU 50 outputs a control signal to the fuel injection valve 26 so that fuel injection is completed immediately before the CA 24.
  • the exhaust valve 48a is closed, and the intake valve 44 and the exhaust valve 48b are opened. Therefore, the pressure in the combustion chamber 20 decreases, and unburned HC is released into the combustion chamber 20. Part of the unburned HC is also blown out to the intake port 42.
  • the exhaust valve 48b is closed (CA22) before the unburned HC released into the combustion chamber 20 is completely scavenged. Thereafter, the unburned HC blown out to the intake port 42 is blown back into the combustion chamber 20 until the intake valve 44 is closed (CA23). Therefore, unburned HC can be burned again.
  • CA23 intake valve 44
  • the supercharger 34 is the “turbo supercharger” in the eighth invention
  • the exhaust valve 48 a is the “first exhaust valve” in the eighth invention
  • the exhaust valve 48b is the “second exhaust valve” in the eighth invention
  • the exhaust port 46a is the “first exhaust port” in the eighth invention
  • the exhaust port 46b is the “second exhaust port” in the eighth invention.
  • the turbine 34a corresponds to the “turbine” in the eighth invention
  • the valve operating mechanisms 60, 62 and the ECU 50 correspond to the “valve control means” in the eighth invention.

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Abstract

　この発明は、ノッキングの発生を抑制すると共に、燃焼の安定性を高めることのできる筒内噴射式内燃機関を提供することを目的とする。　内燃機関に流入する吸気を過給する過給機と、前記内燃機関の燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁とを備える。排気行程において排気バルブと吸気バルブとを開いた後、吸気上死点よりも進角したタイミングで前記吸気バルブと前記排気バルブとを閉じ、吸気行程において吸気上死点よりも遅角したタイミングで前記吸気バルブを開く。前記吸気上死点から前記遅角したタイミングまでの間に、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させる。

Description

筒内噴射式内燃機関
　この発明は、筒内に燃料を直接噴射する筒内噴射式内燃機関に関する。
　従来、例えば特許文献１（特開２００４－１７６６０７号公報）に開示されるように、気筒内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備えた内燃機関が知られている。また、特許文献１には、エンジンの冷態始動時に、排気行程において吸気バルブ及び排気バルブを共に閉じて燃焼室を密閉し、密閉中に燃焼室内に燃料を噴射すると共に、吸気上死点（排気上死点）直後に吸気バルブを開く技術が開示されている。このような技術によれば、筒内圧が最も上昇した吸気上死点直後に吸気バルブを開くため、圧縮されて昇温した燃焼室内の残留ガスは、吸気口からいったん燃焼室の外部に吹き出される。その後、ピストンの上死点からの下降による十分な負圧により燃焼室内に吹き戻され、新気と共に燃焼室内に再度流入し、噴射燃料との混合が促進される。
特開２００４－１７６６０７号公報
　しかしながら、上記従来の内燃機関では、高温の残留ガス中に燃料を噴射するため、ノッキングの発生が顕在化するおそれがある。また、上記従来の内燃機関では、密閉中の燃焼室内に燃料を噴射し、吸気上死点直後に吸気バルブを開くため、吸気上死点前に燃料を噴射する必要がある。吸気上死点前は気筒内に未だ大きな気流が生じており、かつ、気筒内の気流はサイクル間で変動する。そのため、吸気上死点前に燃料を噴射すれば、サイクル間で噴霧状態に大きなばらつきが生じる。噴霧状態に大きなばらつきが生じれば、気筒の内壁等に付着する燃料量にばらつきが生じる。付着する燃料量にばらつきが生じれば、燃焼の安定性が低下することとなる。
　この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、ノッキングの発生を抑制すると共に、燃焼の安定性を高めることのできる筒内噴射式内燃機関を提供することを目的とする。
　第１の発明は、上記の目的を達成するため、筒内噴射式内燃機関であって、
　内燃機関に流入する吸気を過給する過給機と、
　前記内燃機関の燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、
　排気行程において排気バルブと吸気バルブとを開いた後、吸気上死点よりも進角したタイミングで前記吸気バルブと前記排気バルブとを閉じ、吸気行程において前記吸気上死点よりも遅角したタイミングで前記吸気バルブを開くバルブ制御手段と、
　前記吸気上死点から前記遅角したタイミングまでの間に、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させる噴射制御手段と、を備えることを特徴とする。
　また、第２の発明は、第１の発明において、
　前記進角したタイミングと前記遅角したタイミングとにおける前記燃焼室の体積は同じであること、を特徴とする。
　また、第３の発明は、第１又は第２の発明において、
　前記内燃機関はリーンバーンエンジンであること、を特徴とする。
　また、第４の発明は、第１乃至第３の発明のいずれかにおいて、
　前記燃焼室上面の中央部に配置された点火プラグと、
　前記燃焼室を形成する気筒の内周に沿って吸気を流入させて、前記気筒の中央部に燃料の層を、前記気筒の内周部に空気の層を分布させる成層燃料分布形成手段と、
　を備えることを特徴とする。
　また、第５の発明は、第１乃至第４の発明のいずれかにおいて、
　前記噴射制御手段は、前記吸気上死点から前記遅角したタイミングまでの間に、複数回に分けて、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させること、を特徴とする。
　また、第６の発明は、第１乃至第４の発明のいずれかにおいて、
　前記バルブ制御手段は、
　前記吸気バルブの閉じ時期と前記排気バルブの閉じ時期とを相対的に変更可能とする可変動弁手段と、
　前記内燃機関の運転領域が低負荷領域である場合に、前記可変動弁手段により前記排気行程における前記吸気バルブの閉じ時期を前記排気バルブの閉じ時期よりも早い時期に制御する低負荷時バルブ制御手段と、を更に備えることを特徴とする。
　また、第７の発明は、第６の発明において、
　前記噴射制御手段は、
　前記内燃機関の運転領域が前記低負荷領域である場合に、前記進角したタイミングから前記遅角したタイミングまでの間に、複数回に分けて、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させ、少なくとも前記進角したタイミングから前記吸気上死点までの間に、１回目の燃料を噴射させる低負荷時噴射制御手段、を更に備えることを特徴とする。
　また、第８の発明は、第１乃至第５の発明のいずれかにおいて、
　前記過給機は、ターボ過給機であって、
　前記排気バルブを構成する第１排気バルブ及び第２排気バルブと、
　前記第１排気バルブを開くことにより前記燃焼室と連通する第１排気ポートと、
　前記第２排気バルブを開くことにより前記燃焼室と連通する第２排気ポートと、
　前記第１排気ポートの下流に設けられた前記ターボ過給機のタービンと、を更に備え、
　前記バルブ制御手段は、
　前記排気行程において前記第１排気バルブを開閉した後に、前記吸気バルブと前記第２排気バルブとを開き、前記第２排気バルブを閉じた後に、吸気上死点よりも進角したタイミングで前記吸気バルブを閉じ、吸気行程において吸気上死点よりも遅角したタイミングで前記吸気バルブを開くこと、を特徴とする。
　第１の発明によれば、排気行程において排気バルブと吸気バルブとを開くことができる。そのため、過給により新気を燃焼室に導入し、高温の残留ガスを掃気することができる。これにより、ノッキングの発生を抑制することができる。また、第１の発明によれば、排気行程において排気バルブと吸気バルブとを開いた後、吸気上死点よりも進角したタイミングで吸気バルブと排気バルブとを閉じることができる。そのため、ピストンの上昇により、燃焼室内の気流を圧縮しその流れを無くすことができる。さらに、第１の発明によれば、吸気上死点よりも遅角したタイミングであって、吸気バルブを開くまでの間に、燃焼室内に燃料を噴射することができる。気流が無い状態で燃料が噴射されることで、サイクル間の噴霧状態のばらつきを低減することができる。その結果、燃焼の安定性を高めることができる。よって、本発明によれば、ノッキングの発生を抑制すると共に、燃焼の安定性を高めることができる。
　第２の発明によれば、吸気上死点よりも進角したタイミングと吸気上死点よりも遅角したタイミングとにおける燃焼室を同体積とすることができる。同体積とすることで、圧縮や膨張による仕事損失を防ぐことができる。
　第３の発明によれば、上述した第１及び第２の発明により、燃焼の安定性を高めることができるため、リーン領域の拡大を図ることができる。リーン領域の拡大を図ることにより、燃費改善とＮＯｘ低減を実現することができる。
　第４の発明によれば、気筒の中央部に燃料の層を、気筒の内周部に空気の層を分布させた成層燃料分布が形成される。また、第１の発明の効果により、噴霧の分布変動が少ないため、点火プラグ近傍に変動の少ない安定した混合気を形成することができる。よって、本発明によれば、燃焼の安定性を高めることができ、リーン領域の拡大を図ることができる。
　第５の発明によれば、吸気上死点から遅角したタイミングまでの間に、複数回に分けて、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させることができる。各回の燃料噴射は、燃焼室内の温度・圧力が異なる時期において行われ、噴霧の貫徹力が異なるため、混合気形成位置を制御することができる。このため、本発明によれば、均質な混合気を生成し、混合気の不均質が原因となるＮＯｘを低減させることができる。
　第６の発明によれば、運転領域が低負荷領域である場合に、排気行程における吸気バルブの閉じ時期を排気バルブの閉じ時期よりも早い時期に制御することができる。そのため、ノッキングが発生し難い低負荷領域において、不活性である残留ガスを多く入れることができる。このため、本発明によれば、ＮＯｘを低減することができる。
　第７の発明によれば、運転領域が低負荷領域である場合に、複数回に分けて燃料を噴射し、少なくとも吸気上死点よりも進角したタイミングから吸気上死点までの間に、１回目の燃料噴射を行うことができる。そのため、１回目の燃料噴射は、吸気上死点より前の高温の残留ガス内に行われ、燃料改質効果が得られる。このため、本発明によれば、元来温度が低く燃焼が不安定な低負荷領域において、より燃焼の安定性を高めることができる。
　第８の発明によれば、排気行程において第１排気バルブを開閉した後に、吸気バルブと第２排気バルブとを開き、第２排気バルブを閉じた後に、吸気上死点よりも進角したタイミングで吸気バルブを閉じることができる。燃焼室内の未燃ＨＣは、吸気ポート４２に吹き出された後、再び燃焼室２０内に吹き戻される。そのため、未燃ＨＣを再び燃焼させることができる。このため、本発明によれば、エミッション改善と燃費改善を実現することができる。
本発明の実施の形態１に係るシステム構成を説明するための図である。 燃焼に対する筒内燃料量の感度を示す図である。 吸気流のサイクル間変動について説明するための図である。 本発明の実施の形態１について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。 本発明の実施の形態２に係るシステムの吸気ポート４２周辺の構成を説明するための上面図である。 本発明の実施の形態３について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。 本発明の実施の形態５について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。 本発明の実施の形態６に係るシステムが有する過給機３４、吸気バルブ４４、排気バルブ４８について説明するための図である。 本発明の実施の形態６について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。
　以下、図面を参照して本発明の実施の形態について詳細に説明する。尚、各図において共通する要素には、同一の符号を付して重複する説明を省略する。
実施の形態１．
［実施の形態１のシステム構成］
　図１は、本発明の実施の形態１に係るシステム構成を説明するための図である。図１に示すシステムは、４ストローク機関である筒内噴射式の内燃機関１０を備えている。また、内燃機関１０は、リーンバーンエンジンである。内燃機関１０は図示しない複数の気筒１２を有している。気筒１２には、その内部を往復運動するピストン１４が設けられている。ピストン１４の往復運動は、クランク軸の回転運動に変換される。クランク軸の近傍には、クランク軸の回転角（クランク角）を検出するためのクランク角センサ１６が設けられている。
　内燃機関１０は、シリンダヘッド１８を備えている。シリンダヘッド１８の下面と気筒１２の内壁（シリンダライナ１９）とピストン１４の冠面との間には、燃焼室２０が形成されている。燃焼室２０には、吸気通路２２および排気通路２４が接続されている。シリンダヘッド１８には、燃焼室２０の中央部に向けて直接燃料を噴射するための燃料噴射弁２６が設けられている。シリンダヘッド１８には、燃焼室２０上面の中央部に点火プラグ２８が設けられている。
　吸気通路２２には、エアクリーナ３０が設けられている。エアクリーナ３０の下流には、吸入空気量を検出するためのエアフローメータ３２が設けられている。エアフローメータ３２の下流には、過給を行うための過給機３４が設けられている。過給機３４は、電動又は前述のクランク軸の回転を利用することにより駆動して過給を行う。なお、過給機３４は、排気ガスのエネルギーによって回転するタービンと、このタービンに駆動されて回転するコンプレッサとを有するターボチャージャであって、このコンプレッサにより過給を行うものであってもよい。
　過給機３４の下流には、インタークーラ３６が設けられている。インタークーラ３６の下流には、電子制御式のスロットルバルブ３８が設けられている。スロットルバルブ３８の近傍には、スロットル開度を検出するためのスロットル開度センサ４０が設けられている。スロットルバルブ３８の下流には、燃焼室２０に接続する吸気ポート４２がシリンダヘッド１８内に形成されている。吸気通路２２は、吸気ポート４２を含む概念である。吸気通路２２の下流端には、吸気ポート４２と燃焼室２０との間を開閉する吸気バルブ４４が設けられている。
　また、排気通路２４の上流端には、燃焼室２０と排気ポート４６との間を開閉する排気バルブ４８が設けられている。排気ポート４６は、シリンダヘッド１８内に形成されている。排気通路２４は、排気ポート４６を含む概念である。
　本実施形態のシステムは、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）５０を備えている。ＥＣＵ５０の入力部には、前述のクランク角センサ１６、エアフローメータ３２、スロットル開度センサ４０等の各種センサが接続されている。また、ＥＣＵ５０の出力部には、前述の燃料噴射弁２６、点火プラグ２８、スロットルバルブ３８等の各種アクチュエータが接続されている。ＥＣＵ５０は、各種センサからの入力情報に基づいて所定のプログラムを実行し、各種アクチュエータを作動させることにより、内燃機関１０の運転状態を制御する。
［実施の形態１における特徴的構成］
　次に、本実施形態のシステムの特徴的構成について図２～図４を用いて説明する。図２は、燃焼に対する筒内燃料量の感度を示す図である。図１に示すように、リーンバーン時（例えば、空燃比２０．０）は、ストイキ時（例えば、空燃比１４．５）に比して、燃焼に対する筒内燃料量の感度が高い。リーンバーン時には、燃焼限界付近で運転するため、リーン限界の拡大を図るためには、燃焼を安定させることが求められる。
　図３は、吸気流のサイクル間変動について説明するための図である。図３に示すように、サイクル間で気筒１２内の吸気流は変動する。気筒１２内に流入する吸気中に噴射される燃料噴霧は、吸気流の影響を受ける。そのため、気筒１２の内壁等に付着する燃料量はサイクル毎に変動する。また、サイクル間で燃料噴霧が不均質となり、その分布が変動する。その結果、サイクル間で燃焼が変動し不安定になる。
　さらに、内燃機関１０のような筒内噴射式のリーンバーンエンジンでは、燃焼が不安定になると、リーン限界の拡大が妨げられる。
　そこで、本実施形態のシステムでは、吸気流のサイクル間変動による気筒１２の内壁等に付着する燃料量の変動、及び分布の変動を無くし、燃焼の安定性を高めることとした。
　具体的な本実施形態の特徴的構成について図４を用いて説明する。図４は、本発明の実施の形態１について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。
（吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期）
　本実施形態のシステムでは、図４に示すように、排気下死点近傍の時期ＣＡ１０において排気バルブ４８が開かれる。ＣＡ１０後のＣＡ１１において吸気バルブ４４が開かれる。ＣＡ１１後の吸気上死点（排気上死点）よりも進角したタイミングＣＡ１２において排気バルブ４８と吸気バルブ４４とが共に閉じられる。さらに、吸気上死点よりも遅角したタイミングＣＡ１３において吸気バルブ４４が開かれる。なお、ＣＡ１２とＣＡ１３とは、それぞれのクランク角における燃焼室２０の体積が同じとなるように設定されている。同体積とすることで、圧縮や膨張による仕事損失を防ぐことができる。
　本実施形態のシステムには、上述の各タイミングで吸気バルブ４４、排気バルブ４８をそれぞれ開閉するための動弁機構６０、６２が設けられている（図１）。吸気側の動弁機構６０は、通常のカムの他に、排気行程と吸気行程とで吸気バルブ４４を２回開くための２つのリフト部を有するカムを備えている。動弁機構６０は、ＥＣＵ５０の出力部に接続され、ＥＣＵ５０からの制御信号に応じて、通常のカムと、２つのリフト部を有するカムとを切り替えることができる。また、排気側の動弁機構６２は、ＥＣＵ５０の出力部に接続され、ＥＣＵ５０からの制御信号に応じて、排気バルブ４８のバルブタイミングを変更することができる。ＥＣＵ５０は、例えば、高負荷領域において、図４に示すバルブタイミングを実現するための制御信号を動弁機構６０、６２に出力する。
　なお、運転領域は、エンジン回転数と負荷とにより定まる。エンジン回転数は、クランク角センサの検出値に基づいて算出することができる。負荷は、例えばエンジン回転数とスロットル開度に基づいて算出することができる。
（燃料噴射時期）
　また、本実施形態のシステムでは、吸気上死点から吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３までの間に、燃焼室２０内に燃料が噴射される。詳細には、吸気上死点後に燃料噴射が開始され、ＣＡ１３直前に燃料噴射が完了される。ＥＣＵ５０は、ＣＡ１３直前に燃料噴射が完了されるように燃料噴射弁２６に制御信号を出力する。
（作用・効果）
　上述した本実施形態のシステムによれば、排気工程において、ＣＡ１１からＣＡ１２までの間、排気バルブ４８と吸気バルブ４４とが開かれることにより、新気を過給して燃焼室２０に導入し、高温の残留ガスを掃気することができる。これにより、ノッキングの発生を抑制することができる。
　また、ＣＡ１２において排気バルブ４８と吸気バルブ４４とが閉じられてから吸気上死点までの間、ピストン１４による圧縮で燃焼室２０の体積が小さくなる。これにより、燃焼室２０内の気流を圧縮し、その流れを無くすことができる。そして、吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３より前の気流が無い状態で燃料が噴射される。これにより、サイクル間の噴霧形状の変動を低減することができる。そのため、気筒１２の内壁等に付着する燃料量の変動の低減と、噴霧の分布変動の低減とを実現することができる。
　また、本実施形態のシステムによれば、吸気上死点から吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３までの間に燃料が噴射される。筒内圧力と温度が高い時期に燃料噴射を行うことにより、噴霧の貫徹力低減と気化促進とを図ることができる。これにより、筒内燃料量の変動要因である気筒１２の内壁等への燃料付着を低減することができる。加えて、燃料噴射の完了時期を、吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３直前とすることで、高負荷領域におけるノッキングの発生を好適に抑制することができる。
　このように、本実施形態のシステムによれば、気筒１２の内壁等への燃料付着量の低減、燃料付着量の変動の低減、及び、噴霧の分布変動の低減を実現することができる。そのため、燃焼の安定性を高めることができ、リーン領域の拡大を図ることができる。リーン領域の拡大を図ることにより、燃費改善とＮＯｘ低減を実現することができる。
　ところで、上述した実施の形態１のシステムにおいては、図４に示すバルブタイミングを実現するための制御信号を、高負荷領域においてＥＣＵ５０が出力することとしているが、この制御信号を出力する運転領域は、高負荷領域に限定されるものではない。この運転領域は、高負荷領域以外であってもよい。
　尚、上述した実施の形態１においては、過給機３４が前記第１の発明における「過給機」に、燃料噴射弁２６が前記第１の発明における「燃料噴射弁」に、動弁機構６０、６２及びＥＣＵ５０が前記第１の発明における「バルブ制御手段」に、ＥＣＵ５０が前記第１の発明における「噴射制御手段」に、内燃機関１０が前記第３の発明における「リーンバーンエンジン」に、それぞれ相当している。また、ここでは、ＣＡ１２が前記第１又は第２の発明における「進角したタイミング」に、ＣＡ１３が前記第１又は第２の発明における「遅角したタイミング」に、それぞれ対応している。
実施の形態２．
　次に、図５を参照して本発明の実施の形態２について説明する。本実施形態のシステムは、図５で説明する構成を備えている点を除き、実施の形態１で述べた構成と同様である。
［実施の形態２における特徴的構成］
　図５は、本実施形態のシステムにおける吸気ポート４２周辺の構成を説明するための上面図である。図５に示すように、吸気バルブ４４は、２つの吸気バルブ４４ａ、４４ｂからなる。吸気ポート４２は、吸気バルブ４４ａを開くことにより燃焼室２０と連通する吸気ポート４２ａと、吸気バルブ４４ｂを開くことにより燃焼室２０と連通する吸気ポート４２ｂとからなる。本実施形態における吸気ポート４２ａには、縦に隔壁が設けられており、吸気ポート４２ａは、２つの通路４２ａ１、４２ａ２に区画されている。通路４２ａ１を通過する吸気は、気筒１２の内周面に沿って流れ込む。一方、通路４２ａ２を通過する吸気は、気筒１２の中央部に流れ込む。通路４２ａ２には、通路４２ａ２を開閉するための吸気制御弁６４が設けられている。吸気制御弁６４は、ＥＣＵ５０の出力側に接続されている。
　また、本実施形態のシステムにおける動弁機構６０は、カムの回転力が吸気バルブ４４ａ及び４４ｂに伝達される状態と、吸気バルブ４４ａにのみ伝達される状態とを切り替えることができる可変動弁機構である。ＥＣＵ５０は、例えば、運転領域が高負荷領域以外である場合において、動弁機構６０に、カムの回転力が吸気バルブ４４ａにのみに伝達される状態とするための制御信号を出力する。その結果、吸気バルブ４４ｂが閉じられた状態で、吸気バルブ４４ａが開閉される。
　これに加えて、ＥＣＵ５０は、吸気制御弁６４に、通路４２ａ２を閉塞するための制御信号を出力する。その結果、吸気制御弁６４により通路４２ａ２が閉塞される。通路４２ａ２が閉塞されることにより、吸気は、気筒１２の中央部には流れ込まないで、通路４２ａ１を通って気筒１２の内周部に流れ込む。その結果、気筒１２の内周面（内壁）に沿ったスワール流が形成される。
　上述した本実施形態のシステムによれば、気筒１２の中心部に燃料の層を、気筒１２の内周部に空気の層を分布させた成層燃料分布が形成される。また、実施の形態１と同様に、噴霧の分布変動が少ないため、点火プラグ２８近傍に変動の少ない安定した混合気が形成される。そのため、燃焼の安定性を高めることができ、リーン領域の拡大を図ることができる。
　尚、上述した実施の形態２においては、点火プラグ２８が前記第４の発明における「点火プラグ」に、吸気ポート４２、吸気バルブ４４、動弁機構６０、吸気制御弁６４及びＥＣＵ５０が前記第４の発明における「成層燃料分布形成手段」に、それぞれ相当している。
実施の形態３．
　次に、図６を参照して本発明の実施の形態３について説明する。本実施形態のシステムは、図６で説明する構成を備えている点を除き、実施の形態１で述べた構成と同様である。
［実施の形態３における特徴的構成］
　図６は、本発明の実施の形態３について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。図６に示す構成は、燃料噴射時期が異なる点を除き、図４に示す構成と同様である。そのため、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。
　本実施形態のシステムでは、図６に示すように、吸気上死点から吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３までの間に、燃焼室２０内に２回に分けて燃料が噴射される。ＥＣＵ５０は、まず、運転状態に応じた現サイクルの総燃料噴射量を、予めＥＣＵ５０に記憶されたマップ等に基づいて算出する。次に、ＥＣＵ５０は、総燃料噴射量を規定の燃料噴射割合で２回に分割して噴射する。具体的には、ＥＣＵ５０は、ＣＡ１３直前までに２回の燃料噴射が完了するように燃料噴射弁２６に制御信号を出力する。上述の規定の燃料噴射割合は、実験やシミュレーションに基づいて予め定められ、ＥＣＵ５０に記憶されている。
　１回目及び２回目の燃料噴射は、それぞれ、燃焼室２０内の温度・圧力が異なる時期において行われる。すなわち、１回目の燃料噴射は、２回目の燃料噴射に比して高温・高圧の燃焼室２０内で行われる。そのため、１回目の燃料噴射は、２回目の燃料噴射に比して噴霧の貫徹力が低くなる。噴霧の貫徹力が異なることを利用して、混合気形成位置を制御することができる。また、１回目の燃料噴射によって燃料の一部が燃焼状態となることで、２回目の燃料噴射による燃焼の安定性を高めることができる。これは、特に低負荷領域において好適である。
　また、ＥＣＵ５０は、低負荷領域や高回転領域において、１回目の燃料噴射割合を規定値（例えば、２回目の燃料噴射割合）よりも高く設定することとしてもよい。低負荷領域では、より高温・高圧の筒内に多くの燃料を噴射することができ、燃焼の安定性を高めることができる。また、高回転領域では、より長い気化時間を確保することができ、燃焼の安定性を高めることができる。
　このように、本実施形態のシステムによれば、混合気形成位置を制御することにより、均質な混合気を生成することが可能となる。その結果、混合気の不均質が原因となるＮＯｘを低減させることができ、好適なエミッションを実現することができる。
　ところで、上述した実施の形態３のシステムにおいては、実施の形態２で述べた図５に示す構成を併用することとしてもよい。なお、この点は以下の実施の形態でも同様である。
　尚、上述した実施の形態３においては、ＥＣＵ５０が前記第５の発明における「噴射制御手段」に相当している。
実施の形態４．
　次に、本発明の実施の形態４について説明する。本実施形態のシステムは、排気行程における排気バルブ４８及び吸気バルブ４４の閉弁時期が運転領域に応じて異なる点を除き、実施の形態１で述べた構成と同様である。
［実施の形態４における特徴的構成］
　上述した実施の形態１のシステムでは、図４に示すように、吸気上死点よりも進角したタイミングＣＡ１２において、排気バルブ４８と吸気バルブ４４とが同時に閉じられる。これに対して、実施の形態４のシステムでは、運転領域が低負荷領域である場合には、排気行程において吸気バルブ４４が排気バルブ４８よりも先に閉じられる。また、高負荷領域である場合には、排気行程において吸気バルブ４４が排気バルブ４８よりも後に閉じられる。
　このようなバルブ制御は、例えば、動弁機構６０が、排気行程における吸気バルブ４４の閉じ時期がＣＡ１２よりも進角したタイミングに設定された低負荷領域用のカムと、ＣＡ１２よりも遅角したタイミングに設定された高負荷領域用のカムとを備え、ＥＣＵ５０が、動弁機構６０に、運転領域に応じてカムを切り替える制御信号を出力することにより実現することができる。また、ＥＣＵ５０が、排気側の動弁機構６２に、排気バルブ４８のバルブタイミングを変更させる制御信号を出力することによっても実現することができる。
　このように、本実施形態のシステムによれば、実施の形態１で述べた効果に加えて、ノッキングが発生し難い低負荷領域において、不活性である残留ガスを多く入れることができる。その結果、ＮＯｘの低減を図ることができる。一方、高負荷領域においては、十分な掃気が行われ、ノッキングを好適に抑制することができる。
　尚、上述した実施の形態４においては、動弁機構６０、６２が前記第６の発明における「可変動弁手段」に、ＥＣＵ５０が前記第６の発明における「低負荷時バルブ制御手段」に、それぞれ相当している。
実施の形態５．
　次に、図７を参照して本発明の実施の形態５について説明する。本実施形態のシステムは、燃料噴射時期が異なる点を除き、実施の形態４で述べた構成と同様である。
［実施の形態５における特徴的構成］
　図７は、本発明の実施の形態５について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。図７に示すバルブタイミングは、実施の形態４で述べた運転領域が低負荷領域である場合を示している。すなわち、吸気バルブ４４は、排気行程において排気バルブ４８よりも先に閉じられる。
　さらに、本実施形態のシステムでは、運転領域が低負荷領域である場合に、燃焼室２０内に２回に分けて燃料が噴射される。具体的には、１回目の燃料噴射は、排気行程において吸気バルブ４４と排気バルブ４８とが閉じられてから吸気上死点までの間に行われる。２回目の燃料噴射は、吸気上死点から吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ１３までの間に行われる。
　このように、本実施形態のシステムによれば、実施の形態４で述べたように、ノッキングが発生し難い低負荷領域において、不活性である残留ガスを多く入れることができる。さらに、１回目の燃料噴射は、吸気上死点よりも前に行われるため、高温の残留ガス内に燃料が噴射されることとなり、燃料改質効果が得られる。そのため、元来温度が低く燃焼が不安定な低負荷において、より安定した燃焼が得られる。
　尚、上述した実施の形態５においては、ＥＣＵ５０が前記第７の発明における「低負荷時噴射制御手段」に相当している。
実施の形態６．
　次に、図８、図９を参照して本発明の実施の形態６について説明する。本実施形態のシステムは、図１に示す構成を基本構成とし、図８、図９で説明する特徴的構成を備えることにより実現することができる。
［実施の形態６における特徴的構成］
　図８は、本発明の実施の形態６に係るシステムが有する過給機３４、吸気バルブ４４、排気バルブ４８について説明するための図である。本実施形態のシステムにおける過給機３４は、排気ガスのエネルギーによって過給を行うターボチャージャである。このターボチャージャは、排気ガスのエネルギーによって回転するタービン３４ａと、このタービン３４ａに駆動されて回転するコンプレッサ３４ｂとを有している。
　図８に示すように、吸気バルブ４４は、２つの吸気バルブ４４ａ、４４ｂからなる。吸気ポート４２は、吸気バルブ４４ａを開くことにより燃焼室２０と連通する吸気ポート４２ａと、吸気バルブ４４ｂを開くことにより燃焼室２０と連通する吸気ポート４２ｂとからなる。排気バルブ４８は、２つの排気バルブ４８ａ、４８ｂからなる。排気ポート４６は、排気バルブ４８ａを開くことにより燃焼室２０と連通する排気ポート４６ａと、排気バルブ４８ｂを開くことにより燃焼室２０と連通する排気ポート４６ｂとからなる。排気ポート４６ａ下流の排気通路２４には、タービン３４ａが設けられている。吸気ポート４２ａ、４２ｂ上流の吸気通路２２には、共通のコンプレッサ３４ｂが設けられている。以下、吸気ポート４２ａ、４２ｂを区別しない場合には単に吸気ポート４２という。
　図９は、本発明の実施の形態６について、排気行程及び吸気行程における吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期と、燃料噴射時期とを説明するための図である。
（吸気バルブ４４及び排気バルブ４８の開閉時期）
　本実施形態のシステムでは、図９に示すように、排気下死点近傍の時期ＣＡ２０において排気バルブ４８ａが開かれる。ＣＡ２０後のＣＡ２１において排気バルブ４８ａが閉じられる。また、ＣＡ２１において排気バルブ４８ｂと吸気バルブ４４とが開かれる。ＣＡ２１後のＣＡ２２において排気バルブ４８ｂが閉じられた後、吸気上死点よりも進角したタイミングＣＡ２３において吸気バルブ４４が閉られる。さらに、吸気上死点よりも遅角したタイミングＣＡ２４において吸気バルブ４４が開かれる。なお、ＣＡ２３とＣＡ２４とは、それぞれのクランク角における燃焼室２０の体積が同じとなるように設定されている。同体積とすることで、圧縮・膨張による仕事損失を防ぐことができる。
（燃料噴射時期）
　また、本実施形態のシステムでは、吸気上死点から吸気バルブ４４を開くタイミングＣＡ２４までの間に、気筒１２内に燃料が噴射される。詳細には、吸気上死点後に燃料噴射が開始され、ＣＡ２４直前に燃料噴射が完了される。ＥＣＵ５０は、ＣＡ２４直前に燃料噴射が完了されるように燃料噴射弁２６に制御信号を出力する。
（作用・効果）
　上述した本実施形態のシステムによれば、排気工程において、ＣＡ２０からＣＡ２１までの間、排気バルブ４８ａのみが開かれる。これにより、高温、高圧の排気ガスがタービン３４ａに供給される。そのため、コンプレッサ３４ｂを好適に駆動させることができる。また、タービン３４ａ側の排気バルブ４８ａのみが開かれるため、燃焼室２０内の圧力は高く、未燃ＨＣは、ピストン１４とシリンダライナ１９とピストンリング７０との隙間に保持される（図９）。
　その後、ＣＡ２１において、排気バルブ４８ａが閉じられ、吸気バルブ４４と排気バルブ４８ｂとが開かれる。そのため、燃焼室２０内の圧力は低下し、未燃ＨＣは燃焼室２０内に放出される。未燃ＨＣの一部は、吸気ポート４２にも吹き出される。なお、排気バルブ４８ｂは、燃焼室２０内に放出された未燃ＨＣが完全に掃気されるより前（ＣＡ２２）に閉じられる。その後、吸気ポート４２に吹き出された未燃ＨＣは、吸気バルブ４４が閉じられる（ＣＡ２３）までの間に、燃焼室２０内に再び吹き戻される。そのため、未燃ＨＣを再び燃焼させることができる。このように、本実施形態のシステムによれば、エミッション改善と燃費改善とを図ることができる。また、実施の形態１と同様に、吸気上死点から吸気バルブ４４が開かれるＣＡ２５までの間に、燃料が噴射されるため、実施の形態１と同様の効果が得られる。
　尚、上述した実施の形態６においては、過給機３４が前記第８の発明における「ターボ過給機」に、排気バルブ４８ａが前記第８の発明における「第１排気バルブ」に、排気バルブ４８ｂが前記第８の発明における「第２排気バルブ」に、排気ポート４６ａが前記第８の発明における「第１排気ポート」に、排気ポート４６ｂが前記第８の発明における「第２排気ポート」に、タービン３４ａが前記第８の発明における「タービン」に、動弁機構６０、６２及びＥＣＵ５０が前記第８の発明における「バルブ制御手段」に、それぞれ相当している。
１０　内燃機関
１２　気筒
１４　ピストン
１６　クランク角センサ
１８　シリンダヘッド
１９　シリンダライナ
２０　燃焼室
２２　吸気通路
２４　排気通路
２６　燃料噴射弁
２８　点火プラグ
３０　エアクリーナ
３２　エアフローメータ
３４　過給機
３４ａ　タービン
３４ｂ　コンプレッサ
３６　インタークーラ
３８　スロットルバルブ
４０　スロットル開度センサ
４２、４２ａ、４２ｂ　吸気ポート
４２ａ１、４２ａ２　通路
４４、４４ａ、４４ｂ　吸気バルブ
４６、４６ａ、４６ｂ　排気ポート
４８、４８ａ、４８ｂ　排気バルブ
５０　ＥＣＵ（Electronic Control Unit）
６０、６２　動弁機構
６４　吸気制御弁
７０　ピストンリング

Claims (8)

  1. 　内燃機関に流入する吸気を過給する過給機と、
    　前記内燃機関の燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、
    　排気行程において排気バルブと吸気バルブとを開いた後、吸気上死点よりも進角したタイミングで前記吸気バルブと前記排気バルブとを閉じ、吸気行程において前記吸気上死点よりも遅角したタイミングで前記吸気バルブを開くバルブ制御手段と、
    　前記吸気上死点から前記遅角したタイミングまでの間に、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させる噴射制御手段と、
    　を備えることを特徴とする筒内噴射式内燃機関。
  2. 　前記進角したタイミングと前記遅角したタイミングとにおける前記燃焼室の体積は同じであること、を特徴とする請求項１記載の筒内噴射式内燃機関。
  3. 　前記内燃機関はリーンバーンエンジンであること、を特徴とする請求項１又は２記載の筒内噴射式内燃機関。
  4. 　前記燃焼室上面の中央部に配置された点火プラグと、
    　前記燃焼室を形成する気筒の内周に沿って吸気を流入させて、前記気筒の中央部に燃料の層を、前記気筒の内周部に空気の層を分布させる成層燃料分布形成手段と、
    　を備えることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項記載の筒内噴射式内燃機関。
  5. 　前記噴射制御手段は、前記吸気上死点から前記遅角したタイミングまでの間に、複数回に分けて、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させること、
    　を特徴とする請求項１乃至４のいずれか１項記載の筒内噴射式内燃機関。
  6. 　前記バルブ制御手段は、
    　前記吸気バルブの閉じ時期と前記排気バルブの閉じ時期とを相対的に変更可能とする可変動弁手段と、
    　前記内燃機関の運転領域が低負荷領域である場合に、前記可変動弁手段により前記排気行程における前記吸気バルブの閉じ時期を前記排気バルブの閉じ時期よりも早い時期に制御する低負荷時バルブ制御手段と、
    　を更に備えることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１項記載の筒内噴射式内燃機関。
  7. 　前記噴射制御手段は、
    　前記内燃機関の運転領域が前記低負荷領域である場合に、前記進角したタイミングから前記遅角したタイミングまでの間に、複数回に分けて、前記燃料噴射弁に燃料を噴射させ、少なくとも前記進角したタイミングから前記吸気上死点までの間に、１回目の燃料を噴射させる低負荷時噴射制御手段、
    　を更に備えることを特徴とする請求項６記載の筒内噴射式内燃機関。
  8. 　前記過給機は、ターボ過給機であって、
    　前記排気バルブを構成する第１排気バルブ及び第２排気バルブと、
    　前記第１排気バルブを開くことにより前記燃焼室と連通する第１排気ポートと、
    　前記第２排気バルブを開くことにより前記燃焼室と連通する第２排気ポートと、
    　前記第１排気ポートの下流に設けられた前記ターボ過給機のタービンと、を更に備え、
    　前記バルブ制御手段は、
    　前記排気行程において前記第１排気バルブを開閉した後に、前記吸気バルブと前記第２排気バルブとを開き、前記第２排気バルブを閉じた後に、吸気上死点よりも進角したタイミングで前記吸気バルブを閉じ、吸気行程において吸気上死点よりも遅角したタイミングで前記吸気バルブを開くこと、
    　を特徴とする請求項１乃至５のいずれか１項記載の筒内噴射式内燃機関。
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