WO2017134822A1 - 内燃機関の制御方法及び制御装置 - Google Patents

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理晴 葛西
慶紀 橋本
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to control of a spark ignition internal combustion engine.
  • an internal combustion engine using gasoline as fuel (hereinafter also referred to as “gasoline engine”) is operated with an air / fuel ratio that is leaner than the stoichiometric air / fuel ratio, that is, in a state where the excess air ratio ⁇ is greater than 1 (hereinafter, Also known as “lean combustion”.
  • gasoline engine an internal combustion engine using gasoline as fuel
  • lean combustion also known as “lean combustion”.
  • JP2010-196517A discloses a technique for forming a high temperature field in a cylinder (combustion chamber) by pre-combustion and injecting gasoline so as to pass through the high temperature field, thereby diffusing self-ignition combustion of gasoline. Yes.
  • the diffusion self-ignition combustion similar to that of a diesel engine can be performed even in a gasoline engine, so that fuel efficiency can be improved by performing lean combustion.
  • lean limit value (hereinafter also referred to as “lean limit”) of the excess air ratio ⁇ , which allows stable combustion in a gasoline engine, is about 2, which is also the technique of the above-mentioned document. does not change.
  • an object of the present invention is to perform stable combustion with an excess air ratio that is leaner than an excess air ratio that is conventionally considered as a lean limit in a gasoline engine.
  • an air-fuel mixture that is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is formed in the cylinder by the first fuel injection, and during the period in which the air-fuel mixture undergoes a low-temperature oxidation reaction in the compression stroke, A second fuel injection for injecting fuel toward the vicinity of the discharge channel is performed, and after the second fuel injection, spark ignition by the spark plug is performed at a timing when the spark of the spark plug reaches the fuel injected by the second fuel injection.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a system to which this embodiment is applied.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the internal combustion engine.
  • FIG. 3 is a timing chart when this embodiment is executed.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating a state of the combustion chamber at the timing of spark ignition.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a state of the combustion chamber after spark ignition.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the combustion stability and the air-fuel ratio.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between fuel efficiency and air-fuel ratio.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the NOx emission amount and the air-fuel ratio.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the HC emission amount and the air-fuel ratio.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a system to which this embodiment is applied.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the internal combustion engine.
  • FIG. 3 is a timing chart when this embodiment is executed.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the CO emission amount and the air-fuel ratio.
  • FIG. 12 is a timing chart when the catalyst warm-up operation is performed.
  • FIG. 13 is a timing chart when the stratified lean operation is performed.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining the effect of reducing the NOx emission amount.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a system to which this embodiment is applied.
  • a differential pressure generation valve 12 In the intake passage 2 of the internal combustion engine 1, a differential pressure generation valve 12, a compressor 4 ⁇ / b> A of the turbocharger 4, and a throttle valve 5 for adjusting the engine load are arranged in order from the upstream side of the intake flow. ing.
  • the differential pressure generating valve 12 and the throttle valve 5 are valves that are driven to open and close by an electric motor, and are controlled by a controller 100 described later.
  • FIG. 1 shows a butterfly valve as the differential pressure generating valve 12 and the throttle valve 5, other types of valves may be used.
  • a turbine 4B of the turbocharger 4 and an exhaust purification catalyst 6 are arranged in this order from the upstream side of the exhaust flow.
  • the exhaust purification catalyst 6 is, for example, a three-way catalyst.
  • the internal combustion engine 1 includes a bypass passage 7 that communicates upstream and downstream of the turbine 4B of the exhaust passage 3.
  • a waste gate valve 8 that opens and closes the bypass passage 7 is disposed in the bypass passage 7.
  • the waste gate valve 8 is a valve that is opened and closed by an electric motor, and is controlled by a controller 100 described later.
  • the supercharging pressure can be adjusted by controlling the opening degree of the waste gate valve 8. That is, the engine load is controlled by the waste gate valve 8 in the operation region where the supercharging pressure exceeds the atmospheric pressure and the throttle valve 5 cannot control the intake amount.
  • FIG. 1 shows a swing valve as the waste gate valve 8
  • other types of valves may be used.
  • the system also includes an EGR device for recirculating a part of the exhaust gas to the intake passage 2.
  • EGR gas the exhaust gas to be recirculated
  • the EGR device passes through an EGR passage 9 communicating with an exhaust passage 3A downstream of the exhaust purification catalyst 6 and an intake passage 2 upstream of the compressor 4A, an EGR valve 10 for opening and closing the EGR passage 9, and the EGR passage 9. And an EGR cooler 11 for cooling the exhaust gas.
  • the internal combustion engine 1 includes a variable valve mechanism 13 for changing the valve timing of the intake valve and the exhaust valve.
  • a known mechanism may be applied.
  • a mechanism that changes the rotational phase of the intake camshaft with respect to the crankshaft is used.
  • the controller 100 sets a fuel injection amount, a fuel injection timing, an ignition timing, an EGR rate, and the like based on detection values of a crank angle sensor, an accelerator opening sensor, an intake pressure sensor, an air flow meter, and the like (not shown). Based on these, the controller 100 performs opening / closing control of the differential pressure generating valve 12, the throttle valve 5, the EGR valve 10, and the waste gate valve 8, and valve timing control using the variable valve mechanism 13.
  • the controller 100 is composed of a microcomputer including a central processing unit (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface). It is also possible to configure the controller 100 with a plurality of microcomputers.
  • CPU central processing unit
  • ROM read only memory
  • RAM random access memory
  • I / O interface input / output interface
  • FIG. 2 is a sectional view of one cylinder of the internal combustion engine 1.
  • An intake valve 24 is provided at the opening of the intake passage 23 on the combustion chamber side.
  • An exhaust valve 26 is provided at the opening of the exhaust passage 25 on the combustion chamber side.
  • the fuel injection valve 21 is a multi-hole type, and a plurality of spray beams are formed as shown in FIG. At least one of the plurality of spray beams passes near the discharge channel of the spotting plug 20.
  • the term “near” here means a range that is close enough that the fuel spray is spotted when the spotting plug 20 is sparked.
  • the internal combustion engine 1 includes a variable compression ratio mechanism that can variably control the compression ratio.
  • a variable compression ratio mechanism for example, a mechanism that connects the crankshaft and the piston with a plurality of links and changes the top dead center position of the piston can be used.
  • Other known mechanisms such as a mechanism for variably controlling the position of the cylinder head can also be used.
  • the internal combustion engine 1 configured as described above can perform a so-called supercharging lean operation in which lean combustion is performed while supercharging by the turbocharger 4 is performed in a predetermined operation region (for example, a low load region). .
  • FIG. 3 is a timing chart showing the fuel injection timing, the puncturing timing, and the heat generation amount in the combustion chamber during the supercharging lean operation. The amount of heat generation is zero at the end of the intake stroke.
  • the controller 100 forms a homogeneous air-fuel mixture in the combustion chamber by performing the first fuel injection at the timing T1 during the intake stroke.
  • the turbocharger 4 performs supercharging so that the air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture becomes about 30.
  • the controller 100 controls the variable compression ratio mechanism to the high compression ratio side.
  • the reason why the above conditions of high supercharging, high compression ratio, and high excess air ratio are met is to cause a low-temperature oxidation reaction of the homogeneous mixture in the compression stroke.
  • the low temperature oxidation reaction is activated as the temperature increases. Therefore, by setting a high compression ratio, a situation in which the temperature easily rises during the compression stroke is created. Further, the low temperature oxidation reaction is activated as the density of the gas mixture increases. Therefore, by supplying a large amount of air into the combustion chamber by the turbocharger 4, the in-cylinder pressure is increased and the density of the air-fuel mixture is increased.
  • the controller 100 When heat generation due to the low-temperature oxidation reaction occurs during the compression stroke, the controller 100 performs the second fuel injection that injects a smaller amount of fuel than the first fuel injection at the timing T2 during the period in which the heat generation occurs.
  • the fuel injection pressure is higher. This is because as the fuel injection pressure is higher, the fuel spray is atomized and easily burned, and as a result, deterioration of exhaust gas components can be suppressed.
  • the timing at which the second fuel injection is performed is determined based on the timing at which heat is generated by the low-temperature oxidation reaction obtained by simulation or the like. Note that the temperature change in the combustion chamber may be monitored, and the second fuel injection may be started when heat generation due to the low temperature oxidation reaction is detected.
  • the controller 100 sparks by the spotting plug 20. Ignition is performed.
  • the timing T3 is a timing at which the spark of the spark plug reaches the fuel injected by the second fuel injection.
  • the amount of heat generated when the above fuel injection and spark ignition are performed is as shown in FIG.
  • the reason why the heat generation amount gradually increases until the middle of the compression stroke is that the air-fuel mixture is compressed by the piston.
  • This heat generation also occurs in a general internal combustion engine that does not use a low-temperature oxidation reaction.
  • the sharp increase in the amount of heat generation immediately before the timing T2 is due to the start of the low-temperature oxidation reaction.
  • the amount of heat generation further increased after timing T3 is due to the start of combustion by spark ignition.
  • the heat generation amount increases in two stages.
  • FIG. 4 and 5 are schematic views of the combustion chamber 22 as viewed from above.
  • FIG. 4 shows a state where spark ignition is performed.
  • FIG. 5 shows the state after spark ignition. The circles in FIG. 5 indicate that self-ignition has occurred.
  • the low-temperature oxidation reaction occurs at the timing of performing the second fuel injection.
  • the low temperature oxidation reaction is an oxidation reaction of fuel molecules in gasoline that occurs in a temperature range of 600 [K] -800 [K], and mainly occurs near the center of the combustion chamber 22 (inside the broken line in FIG. 4). That is, radicals are generated in a homogeneous mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (hereinafter also referred to as “homogeneous lean mixture”) by the low-temperature oxidation reaction. Then, by performing the second fuel injection into the combustion chamber 22 where radicals are present, self-ignition of gasoline is promoted.
  • the atomizing beam is in a state where there is no gas disturbance.
  • the supercharging is performed so that the air-fuel ratio becomes about 30, but stable combustion is possible even at a leaner air-fuel ratio, as shown below.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the combustion stability and the air-fuel ratio.
  • the solid line in the figure shows the combustion stability by the conventional control that does not use the low temperature oxidation reaction.
  • the broken line in the figure indicates the combustion stability according to the present embodiment.
  • the combustion stability can be maintained up to an air-fuel ratio (A / F) of about 70.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between fuel efficiency and air-fuel ratio.
  • the solid line in the figure indicates the fuel efficiency performance by the conventional control that does not use the low temperature oxidation reaction.
  • the broken line in the figure indicates the fuel efficiency performance according to the present embodiment.
  • the fuel efficiency is the indicated fuel consumption rate (ISFC).
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the NOx emission amount and the air-fuel ratio.
  • NOx emission amount the amount of NOx discharged from the internal combustion engine 1 (NOx emission amount) needs to be reduced. NOx is obtained by oxidizing nitrogen in the combustion chamber, and this oxidation reaction is promoted as the in-cylinder temperature increases. Further, in the configuration in which the air-fuel mixture is formed around the spotted plug by the second fuel injection as in this embodiment, the injected fuel burns without being diffused much. For this reason, if the air-fuel ratio is the same, the amount of NOx emissions increases compared to a configuration in which a homogeneous lean air-fuel mixture is formed in the combustion chamber.
  • the air-fuel ratio of the entire combustion chamber can be made leaner, and if the air-fuel ratio becomes lean, it is illustrated. As a result, the amount of NOx emission decreases. Therefore, if the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is made lean while ensuring combustion stability, an increase in NOx emission can be suppressed.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the HC emission amount and the air-fuel ratio.
  • HC is composed of unburned fuel and combustion intermediates, most of which is generated in the boundary layer in the combustion chamber wall.
  • the air-fuel ratio is rich, these are not combined with oxygen, so the amount of HC emissions increases, and even when the air-fuel ratio is lean to a certain degree, the combustion temperature decreases or the combustion slows down. As a result, the extinction of the flame near the wall surface occurs and the amount of HC emission increases.
  • combustion can be activated by fuel injection even at a lean air-fuel ratio, so that the amount of HC emissions can be suppressed as compared with conventionally known control as shown in FIG.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the CO generation amount and the air-fuel ratio.
  • CO in exhaust gas is carbon (C) burned incompletely due to lack of oxygen.
  • C carbon
  • a / F air-fuel ratio
  • the discharge amount gradually increases as shown in FIG. This is because the leaner the air-fuel ratio, the lower the combustion temperature, so that the reaction rate of CO being oxidized and reaching CO2 is reduced, and the rate of staying in CO is increased.
  • the history of the heat generation amount is completely different from that of the present embodiment. become. Even if the timing T22 is immediately before the timing T23, no heat is generated due to the low-temperature oxidation reaction, so that self-ignition and flame propagation do not occur in parallel as in the present embodiment.
  • FIG. 12 shows the fuel injection timing, the puncturing timing, and the heat generation in the combustion chamber when the puncturing timing is delayed until the compression top dead center and a small amount of fuel is injected around the puncturing plug immediately before puncturing It is a timing chart shown similarly to FIG. 3 about quantity. Such control is performed in order to promote the temperature rise of the exhaust catalyst at the time of cold start or the like.
  • the amount of air supplied to the combustion chamber 22 is about 14.7 when the fuel injection amount is 1, so that a low-temperature oxidation reaction does not occur.
  • control shown in FIG. 12 is executed only during idling after the cold start, supercharging is not performed during this control. That is, even if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture formed by the first fuel injection is made leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, a large amount of air as in this embodiment cannot be supplied. Therefore, the control shown in FIG. 12 does not generate heat due to the low temperature oxidation reaction.
  • FIG. 13 is a timing chart showing the fuel injection timing, the spotting timing, and the heat generation amount in the combustion chamber when performing so-called stratified lean combustion in the same manner as in FIG.
  • stratified lean combustion a homogeneous mixture is formed by fuel injection during the intake stroke (timing T41), and a stratified mixture is formed around the spotted plug by fuel injection during the compression stroke (timing T42, T43).
  • the combustion chamber as a whole is a combustion mode performed at an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. Spark ignition by the spotting plug 20 is performed immediately after the third fuel injection timing T43 (timing T44).
  • the load is controlled by the degree of stratification. Further, stratified lean combustion is performed in a low load region and is basically in a non-supercharged state.
  • the stratified lean combustion shown in FIG. 13 forms a homogeneous lean air-fuel mixture in the combustion chamber, injects fuel around the dotted plug near the compression top dead center, and performs spark ignition immediately after that. This is completely different from the combustion mode of the present embodiment in that the low temperature oxidation reaction is not used.
  • the combustion mode according to the present embodiment is different from the conventionally known combustion mode. According to the present embodiment, it is possible to perform a stable operation with a leaner air-fuel ratio than the air-fuel ratio that has been the lean limit in the conventionally known combustion mode.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining that the deterioration of the exhaust gas component is suppressed by the present embodiment.
  • the vertical axis represents the equivalence ratio
  • the horizontal axis represents the in-cylinder gas temperature during combustion.
  • the hatched areas in the figure indicate areas where PM (Particulate Matter) occurs and areas where NOx occurs.
  • a region surrounded by a broken line in the figure indicates a region when the present embodiment is executed.
  • the area when this embodiment is executed is an area surrounded by a broken line in the drawing. That is, according to the present embodiment, not only stable combustion can be performed with an equivalent ratio leaner than the equivalent ratio that has been conventionally set as the lean limit, but also the emissions of PM and NOx can be suppressed.
  • a configuration in which only one fuel injection valve 21 that directly injects fuel into the cylinder is used is used.
  • the configuration is not limited thereto.
  • a port injection valve that injects fuel into the intake passage 23 may be further provided, and the first fuel injection may be performed by the port injection valve.
  • the fuel injection valve 21 may be arranged on the side wall of the combustion chamber 22 as long as at least a part of the spray beam passes near the discharge channel of the spotting plug 20.
  • the above-described supercharging lean operation is performed.
  • this embodiment may be executed during a transient operation such as switching between the supercharging lean operation and the homogeneous stoichiometric operation.
  • the turbocharger 4 is used as the supercharger.
  • the present invention is not limited to this.
  • a mechanical supercharger or an electric supercharger may be used. If it is an electric type, a desired supercharging pressure can be obtained in an operation region wider than that of the turbocharger 4, and therefore, this embodiment can be executed in a wider operation region.
  • ozone or the like may be supplied in order to further promote the low temperature oxidation reaction.
  • a device for supplying ozone or the like is required.
  • the first fuel injection forms a homogeneous mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the cylinder, and the homogeneous mixture undergoes a low-temperature oxidation reaction in the compression stroke.
  • the second fuel injection for injecting less fuel than the first fuel injection toward the vicinity of the discharge channel of the spark plug 21 is performed.
  • spark ignition is performed at the timing when the spark of the spark plug 21 reaches the fuel injected by the second fuel injection.
  • the amount of fuel injected by the second fuel injection is smaller than the amount of fuel injected by the first fuel injection.
  • the amount of fuel by which the spark of the spark plug reaches the fuel injected by the second fuel injection and combustion by spark ignition can start. This is because the amount is relatively smaller than the injection amount of the first fuel injection. Therefore, it is not an essential requirement that the injection amount of the second fuel injection is smaller than the injection amount of the first fuel injection.
  • the conditions for the low-temperature oxidation reaction are satisfied by supplying a large amount of air using a supercharger.
  • variable compression ratio mechanism is controlled to the high compression ratio side to satisfy the conditions for causing the low temperature oxidation reaction.

Abstract

内燃機関の制御方法は、第１燃料噴射により筒内に理論空燃比よりもリーンな混合気を形成し、混合気が圧縮行程において低温酸化反応を起こしている期間中に、点火プラグの放電チャンネル近傍に向けて燃料を噴射する第２燃料噴射を行い、第２燃料噴射の後、第２燃料噴射で噴射された燃料に点火プラグの火花が届くタイミングで点火プラグによる火花点火を行う。

Description

内燃機関の制御方法及び制御装置
　本発明は、火花点火式内燃機関の制御に関する。
　近年、環境問題等の観点から、車両の低燃費化が望まれている。そのために、ガソリンを燃料とする内燃機関（以下、「ガソリンエンジン」ともいう）に関して、理論空燃比よりもリーンな空燃比、つまり空気過剰率λが１より大きい状態、で運転すること（以下、「リーン燃焼」ともいう）が研究されている。例えば、ＪＰ２０１０－１９６５１７Ａには、予燃焼によって筒内（燃焼室）に高温場を形成し、高温場を通過するようにガソリンを噴射することによって、ガソリンを拡散自己着火燃焼させる技術が開示されている。この技術によれば、ガソリンエンジンにおいてもディーゼルエンジンと同様の拡散自己着火燃焼が可能となるので、リーン燃焼を行うことによって燃費性能を向上させることができる。
　しかしながら、従来からガソリンエンジンにおいて安定した燃焼が可能な空気過剰率λのリーン側の限界値（以下、「リーン限界」ともいう）は２程度と言われており、これは上記文献の技術においても変わらない。
　そこで本発明の目的は、ガソリンエンジンにおいて従来はリーン限界とされていた空気過剰率よりもリーンな空気過剰率で安定した燃焼を行うことを目的とする。
　本発明のある態様によれば、第１燃料噴射により筒内に理論空燃比よりもリーンな混合気を形成し、混合気が圧縮行程において低温酸化反応を起こしている期間中に、点火プラグの放電チャンネル近傍に向けて燃料を噴射する第２燃料噴射を行い、第２燃料噴射の後、第２燃料噴射で噴射された燃料に点火プラグの火花が届くタイミングで点火プラグによる火花点火を行う。
図１は、本実施形態を適用するシステムの概略構成図である。 図２は、内燃機関の断面図である。 図３は、本実施形態を実行した場合のタイミングチャートである。 図４は、火花点火するタイミングにおける燃焼室の様子を示す図である。 図５は、火花点火後の燃焼室の様子を示す図である。 図６は、燃焼安定度と空燃比との関係を示す図である。 図７は、燃費性能と空燃比との関係を示す図である。 図８は、ＮＯｘ排出量と空燃比との関係を示す図である。 図９は、ＨＣ排出量と空燃比との関係を示す図である。 図１０は、ＣＯ排出量と空燃比との関係を示す図である。 図１１は、空気過剰率λ＝１で運転した場合のタイミングチャートである。 図１２は、触媒暖機運転をした場合のタイミングチャートである。 図１３は、成層リーン運転をした場合のタイミングチャートである。 図１４は、ＮＯｘ排出量低減の効果を説明するための図である。
　以下、図面等を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　図１は、本実施形態を適用するシステムの概略構成図である。
　内燃機関１の吸気通路２には、吸気流れの上流側から順に、差圧生成弁１２と、ターボ過給機４のコンプレッサ４Ａと、エンジン負荷を調整するためのスロットル弁５と、が配置されている。差圧生成弁１２及びスロットル弁５は、電動モータにより開閉駆動される弁であり、後述するコントローラ１００により制御される。図１は、差圧生成弁１２及びスロットル弁５としてバタフライ弁を示しているが、他の方式の弁であっても構わない。
　内燃機関１の排気通路３には、排気流れの上流側から順に、ターボ過給機４のタービン４Ｂと、排気浄化触媒６と、が配置されている。排気浄化触媒６は、例えば三元触媒とする。
　内燃機関１は、排気通路３のタービン４Ｂより上流と下流とを連通するバイパス通路７を備える。バイパス通路７には、バイパス通路７を開閉するウェイストゲートバルブ８が配置されている。ウェイストゲートバルブ８は電動モータにより開閉駆動される弁であり、後述するコントローラ１００により制御される。ウェイストゲートバルブ８が開弁すると、排気の一部がタービン４Ｂを迂回して流れる。したがって、ウェイストゲートバルブ８の開度を制御することにより、過給圧を調整することができる。つまり、過給圧が大気圧を超えてスロットル弁５では吸気量を制御できない運転領域では、ウェイストゲートバルブ８でエンジン負荷を制御することとなる。
　なお、図１は、ウェイストゲートバルブ８としてスイングバルブを示しているが、他の方式の弁であってもかまわない。
　また、当該システムは、排気ガスの一部を吸気通路２に再循環させるためのＥＧＲ装置を備える。以下、再循環させる排気ガスをＥＧＲガスという。
　ＥＧＲ装置は、排気浄化触媒６より下流の排気通路３Ａと、コンプレッサ４Ａより上流の吸気通路２と、を連通するＥＧＲ通路９と、ＥＧＲ通路９を開閉するＥＧＲ弁１０と、ＥＧＲ通路９を通過する排気ガスを冷却するＥＧＲクーラ１１と、を含んで構成される。
　内燃機関１は、吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを変更するための可変動弁機構１３を備える。可変動弁機構１３としては、公知の機構を適用すればよく、例えば、吸気カムシャフトのクランクシャフトに対する回転位相を変更する機構を用いる。
　コントローラ１００は、図示しないクランク角センサ、アクセル開度センサ、吸気圧センサ、エアフローメータ等の検出値に基づいて、燃料噴射量、燃料噴射タイミング、点火タイミング、ＥＧＲ率等を設定する。そして、これらに基づいてコントローラ１００は、差圧生成弁１２、スロットル弁５、ＥＧＲ弁１０、及びウェイストゲートバルブ８の開閉制御や、可変動弁機構１３を用いたバルブタイミングの制御を行う。
　なお、コントローラ１００は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ１００を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
　図２は、内燃機関１の一の気筒の断面図である。
　燃焼室２２には吸気通路２３と排気通路２５が連通している。吸気通路２３の燃焼室側の開口部には吸気バルブ２４が設けられている。排気通路２５の燃焼室側の開口部には排気バルブ２６が設けられている。
　燃焼室２２の天井面には、点化プラグ２０と燃料噴射弁２１とが互いに隣接して配置されている。燃料噴射弁２１はマルチホールタイプであり、燃料噴射の際には図示するように複数の噴霧ビームが形成される。複数の噴霧ビームのうち少なくとも一つは、点化プラグ２０の放電チャンネルの近傍を通過する。ここでいう「近傍」とは、点化プラグ２０をスパークさせた際に、燃料噴霧が点化する程度に近接している範囲を意味する。
　また、内燃機関１は、圧縮比を可変に制御し得る可変圧縮比機構を備える。可変圧縮比機構としては、例えば、クランクシャフトとピストンとを複数のリンクで連結し、ピストンの上死点位置を変更する機構を用いることができる。なお、シリンダヘッドの位置を可変に制御する機構等、その他の公知の機構を用いることもできる。
　上記のように構成される内燃機関１は、所定の運転領域（例えば低負荷領域）において、ターボ過給機４による過給をしつつリーン燃焼を行う、いわゆる過給リーン運転を行うことができる。
　次に、過給リーン運転中の燃料噴射制御及び点化制御について説明する。
　図３は、過給リーン運転中における燃料噴射タイミング、点化タイミング、及び燃焼室内の熱発生量を示すタイミングチャートである。熱発生量は吸気行程終了時点をゼロとしている。
　コントローラ１００は、吸気行程中のタイミングＴ１において第１燃料噴射を行うことにより、燃焼室内に均質混合気を形成する。ここでは、要求負荷を空気過剰率λ＝２以上で発生させるために、ターボ過給機４によって混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）が３０程度となるように過給を行う。このとき、コントローラ１００は可変圧縮比機構を高圧縮比側に制御する。
　上記のような高過給、高圧縮比、及び高空気過剰率という条件を揃えるのは、圧縮行程において均質混合気の低温酸化反応を生じさせるためである。低温酸化反応は、温度が高いほど活性化する。そこで、高圧縮比にすることで圧縮行程中に温度上昇し易い状況を作る。また、低温酸化反応は混合気の密度が高いほど活性化する。そこで、ターボ過給機４によって燃焼室内に多量の空気を供給することで筒内圧を高め、混合気の密度を高める。
　上記条件を満たした状態で圧縮行程に入ると、燃焼室内の混合気はピストンに圧縮されて高温かつ高密度となり、低温酸化反応が生じる。
　なお、上記各条件の具体的な値は内燃機関１の仕様により異なるので、適合により定めるものとする。
　圧縮行程中に低温酸化反応による発熱が生じたら、コントローラ１００は発熱が生じている期間中のタイミングＴ２において、第１燃料噴射に比べて少量の燃料を噴射する第２燃料噴射を行う。
　なお、第１燃料噴射では１サイクルで噴射する燃料量の９０％程度を噴射し、第２燃料噴射では残りの１０％程度を噴射することとする。また、燃料噴射圧力はより高い方が望ましい。燃料噴射圧力が高いほど燃料噴霧が微粒化されて燃焼し易くなり、その結果、排ガス成分の悪化を抑制できるからである。
　第２燃料噴射を行うタイミングは、低温酸化反応による発熱が生じるタイミングをシミュレーション等により求め、これに基づいて設定する。なお、燃焼室内の温度変化をモニターし、低温酸化反応による発熱を検知したら第２燃料噴射を開始するようにしてもよい。
　そして、第２燃料噴射を行った後、第２燃料噴射で噴射された燃料噴霧が点化プラグ２０の放電チャンネルを通過し切ってしまう前のタイミングＴ３において、コントローラ１００は点化プラグ２０による火花点火を行う。タイミングＴ３は、換言すれば第２燃料噴射で噴射された燃料に点火プラグの火花が届くタイミングである。
　上記の燃料噴射及び火花点火を行なった場合の熱発生量は、図３に示すようになる。圧縮行程の中盤まで熱発生量が徐々に増大しているのは、混合気がピストンによって圧縮されたことによる。この発熱は、低温酸化反応を利用しない一般的な内燃機関でも生じるものである。タイミングＴ２の直前に熱発生量の増大が急峻になっているのは、低温酸化反応が始まったことによるものである。タイミングＴ３以降に熱発生量がさらに増大しているのは、火花点火による燃焼が開始したことによるものである。このように、低温酸化反応を利用する本実施形態の制御では、熱発生量が２段階で増大することになる。
　上記の制御により、空気過剰率λ＝２以上でも安定した燃焼が可能となる。そのメカニズムは下記のように推察される。
　図４、図５はいずれも燃焼室２２を上面から見た模式図である。図４は火花点火を行なっている状態を示している。図５は火花点火後の状態を示している。図５の丸印は自己着火が発生していることを示している。
　上述したように、第２燃料噴射を行うタイミングにおいては、低温酸化反応が生じている。低温酸化反応は、６００[Ｋ]－８００[Ｋ]の温度範囲で生じるガソリン中の燃料分子の酸化反応であり、主に燃焼室２２の中央部付近（図４の破線内）で生じる。つまり、低温酸化反応によって、理論空燃比よりもリーンな均質混合気（以下、「均質リーン混合気」ともいう）中にはラジカルが生成される。そして、ラジカルが存在する燃焼室２２へ第２燃料噴射を行うことで、ガソリンの自己着火が促進される。
　また、第２燃料噴射を行なうと燃焼室２２にガスの乱れが生じるので、火花点火後の火炎伝播が促進される。なお、図５においては、簡単のため噴霧ビームはガスの乱れが無い状態となっている。
　本実施形態によれば、上述したように自己着火が生じつつ火花点火による火炎が伝播する。このため、従来はリーン限界といわれていた空気過剰率λ＝２以上というリーン空燃比であっても、安定した燃焼が可能となる。
　なお、上記推察に基づけば、低温酸化反応の反応時間が長いほどラジカル生成量が多くなり、燃焼安定度が高まると考えられる。すなわち、本実施形態の制御は内燃機関１の低回転速度域でより効果を発揮すると考えられる。
　上記説明では空燃比が３０程度となるように過給を行うこととしていたが、以下に示すように、さらにリーンな空燃比であっても安定した燃焼が可能である。
　図６は燃焼安定度と空燃比との関係を示す図である。図中の実線は低温酸化反応を利用しない従来の制御による燃焼安定度を示している。図中の破線は、本実施形態による燃焼安定度を示している。
　従来の制御では、燃焼安定限界の観点から、空燃比（Ａ／Ｆ）＝３０程度がいわゆるリーン限界となる。しかし、図示するように本実施形態によれば空燃比（Ａ／Ｆ）が７０程度まで燃焼安定度を保つことが可能である。
　図７は燃費性能と空燃比との関係を示す図である。図中の実線は低温酸化反応を利用しない従来の制御による燃費性能を示している。図中の破線は、本実施形態による燃費性能を示している。なお、ここでいう燃費性能とは、図示燃料消費率（ＩＳＦＣ）である。
　従来の制御では、空燃比（Ａ／Ｆ）＝３０を超えると、燃焼安定度が低下することによって図示燃料消費量が増大する。しかし、本実施形態によれば、上述したように空燃比（Ａ／Ｆ）＝３０を超えても燃焼安定度が保たれるので、空燃比をリーンにすることにより図示燃焼消費量を抑えることができる。
　ところで、本実施形態によれば、上述したように燃費性能が向上するだけでなく、以下に示すように排ガス成分の悪化も抑制できる。
　図８はＮＯｘ排出量と空燃比との関係を示す図である。
　リーン燃焼の場合には、理論空燃比で燃焼する場合と異なり、三元触媒によりＮＯｘを浄化できないので、内燃機関１から排出されるＮＯｘの量（ＮＯｘ排出量）を低減する必要がある。ＮＯｘは、燃焼室内の窒素が酸化したものであり、この酸化反応は筒内温度が高いほど促進される。また、本実施形態のように第２燃料噴射で点化プラグ周りに混合気を形成する構成では、噴射した燃料があまり拡散せずに燃焼する。このため、空燃比が同一であれば、燃焼室内に均質なリーン混合気を形成する構成に比べてＮＯｘ排出量は増加する。しかし、本実施形態のように第２燃料噴射で点化プラグ周りに混合気を形成する構成では、燃焼室全体としての空燃比をよりリーンにすることができ、空燃比がリーンになれば図示するようにＮＯｘ排出量は減少する。したがって、燃焼安定度を確保しつつ燃焼室全体の空燃比をリーン化すれば、ＮＯｘ排出量の増加を抑制できる。
　図９は、ＨＣ排出量と空燃比との関係を示す図である。ＨＣは未燃燃料と燃焼による中間生物とからなり、その多くは燃焼室壁面内の境界層内で発生する。従来から知られている制御によれば、空燃比がリッチであればこれらが酸素と結びつけないためにＨＣ排出量が多くなり、空燃比がある程度以上リーンの場合にも、燃焼温度低下や燃焼緩慢化によって壁面近傍での消炎が発生することによりＨＣ排出量が多くなる。本実施形態によればリーン空燃比においても燃料噴射によって燃焼を活性化させることができるので、図９に示すように従来から知られている制御に比べてＨＣ排出量を抑制することができる。
　図１０は、ＣＯ発生量と空燃比との関係を示す図である。
　排ガス中のＣＯは炭素（Ｃ）が酸素不足により不完全燃焼したものである。リーン燃焼の場合には、ガソリンに対して十分な酸素が存在するため排出量が少なくなることが知られている。ただし、空燃比（Ａ／Ｆ）が３０を超える領域では、図１０に示すように徐々に排出量が増加する。これは、空燃比がリーン化するほど燃焼温度が低下するため、ＣＯが酸化してＣＯ２に至る反応速度が低下し、ＣＯに留まる割合が高まるためである。
　上述した燃焼安定度、燃費性能、及び排ガス成分を総合的に勘案すると、本実施形態の過給リーン燃焼は、空燃比（Ａ／Ｆ）が４５程度、つまり空気過剰率λ＝３程度を上限とする。
　次に、一般に知られている多段噴射と本実施形態との違いについて説明する。
　図１１は、空気過剰率λ＝１の場合の燃料噴射タイミング、点化タイミング、及び燃焼室内の熱発生量について、図３と同様に示すタイミングチャートである。
　吸気行程中のタイミングＴ２１において、燃焼室内に均質混合気を形成するための燃料噴射を行なう。ここでは、要求負荷を空気過剰率λ＝１で発生させるので、燃焼室２２に供給される空気量は、燃料噴射量を１としたときに１４．７程度である。このため、圧縮行程中の燃焼室内は本実施形態のような高温かつ高密度にはならないので、低温酸化反応は生じない。
　低温酸化反応が生じないので、圧縮行程中のタイミングＴ２２で２回目の燃料噴射を行ない、その後のタイミングＴ２３で火花点火を行ったとしても、熱発生量の履歴は本実施形態とは全く異なるものになる。仮にタイミングＴ２２がタイミングＴ２３の直前であったとしても、低温酸化反応による発熱が生じていないので、本実施形態のように自己着火と火炎伝播とが並行して生じることはない。
　図１２は、点化タイミングを圧縮上死点以降まで遅角させ、点化の直前に点化プラグ周辺に少量の燃料を噴射する場合の燃料噴射タイミング、点化タイミング、及び燃焼室内の熱発生量について、図３と同様に示すタイミングチャートである。このような制御は、冷間始動時等に排気触媒の昇温を促進するために行われる。
　吸気行程中のタイミングＴ３１において、燃焼室内に均質混合気を形成するための燃料噴射を行なう。図１１の場合と同様に、燃焼室２２に供給される空気量は、燃料噴射量を１としたときに１４．７程度なので、低温酸化反応は生じない。
　したがって、２回目の燃料噴射を行なうタイミングＴ３２が点化タイミングＴ３３の直前であっても、本実施形態のように自己着火と火炎伝播とが並行して生じることはない。
　また、図１２に示す制御が実行されるのは冷間始動後のアイドリング中に限られるので、この制御中に過給が行われることがない。つまり、仮に１回目の燃料噴射により形成する混合気の空燃比を理論空燃比よりリーンにしようとしても、本実施形態のような多量の空気を供給することはできない。したがって、図１２に示す制御では低温酸化反応による発熱を生じることはない。
　図１３は、いわゆる成層リーン燃焼を行う場合の燃料噴射タイミング、点化タイミング、及び燃焼室内の熱発生量について、図３と同様に示すタイミングチャートである。
　成層リーン燃焼とは、吸気行程中（タイミングＴ４１）の燃料噴射によって均質な混合気を形成し、圧縮行程中（タイミングＴ４２、Ｔ４３）の燃料噴射によって点化プラグ周りに成層混合気を形成し、燃焼室全体としては理論空燃比よりもリーンな空燃比で行われる燃焼形態である。点化プラグ２０による火花点火は、３回目の燃料噴射タイミングＴ４３の直後（タイミングＴ４４）に行われる。なお、成層リーン燃焼においては負荷を成層度合でコントロールする。また、成層リーン燃焼は低負荷領域で行われるものであり、基本的には非過給状態である。
　成層リーン燃焼では要求負荷を弱リーン（空気過剰率λ＝１．２－１．３程度）で発生させるので、燃焼室２２に供給される空気量は１回目の燃料噴射量を１としたときに２０程度である。つまり、本実施形態に比べると燃焼室内の空気量は少ない。
　上記のように、成層リーン燃焼では、燃焼室内の空気量が少なく、かつ、過給も行われていないので、低温酸化反応は生じない。したがって、図１３に示す成層リーン燃焼は、燃焼室内に均質なリーン混合気を形成し、圧縮上死点付近で点化プラグ周りに燃料を噴射し、その直後に火花点火を行なっているが、低温酸化反応を利用していない点で本実施形態の燃焼形態とは全く異なるものである。
　上述したように、本実施形態に係る燃焼形態は、従来から知られている燃焼形態とは異なるものである。そして、本実施形態によれば、従来から知られている燃焼形態においてリーン限界とされていた空燃比よりも、さらにリーンな空燃比で安定した運転が可能となる。
　図１４は、本実施形態によって排ガス成分の悪化が抑制されることを説明するための図である。縦軸は当量比、横軸は燃焼中の筒内ガス温度である。また、図中の斜線を引いた領域は、それぞれＰＭ（Ｐａｒｔｉｃｕｌａｔｅ　Ｍａｔｔｅｒ）が発生する領域とＮＯｘが発生する領域を示している。図中の破線で囲まれた領域は、本実施形態を実行した場合の領域を示している。
　図示するように、ＰＭは中高温かつ当量比が２よりも大きい領域で発生し、ＮＯｘは高温かつ当量比が０－２．５程度までの領域で発生する。上述した従来から知られている燃焼形態では、図中のＮＯｘ発生領域に入る。当量比が１であれば燃焼温度は当然高くなるし、当量比が１より小さくても、混合気が燃焼することにより温度上昇するからである。これに対して本実施形態では、上述したように過給によって燃焼室内に多量の空気を供給するので、燃焼室内のガスの熱容量が大きくなり、混合気が燃焼した場合の温度上昇が抑制される。その結果、本実施形態を実行した場合の領域は図中に破線で囲まれた領域になる。つまり、本実施形態によれば、従来はリーン限界とされていた当量比よりもリーンな当量比で安定した燃焼が可能になるだけでなく、ＰＭ及びＮＯｘの排出量を抑制することもできる。
　なお、上記の説明においては、筒内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁２１を一本だけ備える構成を用いたが、これに限られるわけではない。例えば、吸気通路２３に燃料を噴射するポート噴射弁をさらに有し、第１燃料噴射をポート噴射弁により行う構成であっても構わない。
　また、噴霧ビームの少なくとも一部は点化プラグ２０の放電チャンネル近傍を通過するのであれば、燃料噴射弁２１が燃焼室２２の側壁に配置される構成であってもよい。
　また、基本的には上述した過給リーン運転を行うこととし、例えば過給リーン運転と均質ストイキ運転との切り替え時のような過渡運転時に本実施形態を実行するようにしてもよい。
　また、上記説明では過給機としてターボ過給機４を備える構成を用いたが、これに限られるわけではない。例えば、機械式スーパーチャージャーや電動式の過給機を用いてもよい。電動式であれば、ターボ過給機４よりも広い運転領域で所望の過給圧が得られるため、より広い運転領域で本実施形態を実行することができる。
　また、低温酸化反応をより促進させるために、オゾン等を供給する構成としてもよい。ただし、この場合には燃料噴射弁２１の他に、オゾン等を供給するための装置が必要となる。
　以上説明したように、本実施形態では、第１燃料噴射により筒内に理論空燃比よりもリーンな均質混合気を形成し、均質混合気が圧縮行程において低温酸化反応を起こしている期間中に、点火プラグ２１の放電チャンネル近傍に向けて第１燃料噴射よりも少ない燃料を噴射する第２燃料噴射を行う。そして、第２燃料噴射の後、第２燃料噴射で噴射された燃料に点火プラグ２１の火花が届くタイミングで火花点火を行う。これにより、従来はリーン限界といわれた空燃比よりもさらにリーンな空燃比であっても安定した燃焼が可能となる。さらに、排ガス成分の悪化を抑制することもできる。なお、第２燃料噴射の噴射量が第１燃料噴射の噴射量に比べて少量なのは、第２燃料噴射では噴射された燃料に点火プラグの火花が届いて火花点火による燃焼が開始し得る燃料量が確保できればよいので、相対的に第１燃料噴射の噴射量よりも少量となるためである。したがって、第２燃料噴射の噴射量が第１燃料噴射の噴射量よりも少ないことは必須の要件ではない。
　また、本実施形態では、過給機を用いて多量の空気を供給することにより、低温酸化反応が生じる条件を満たしている。
　また、本実施形態では可変圧縮比機構を高圧縮比側に制御することにより、低温酸化反応が生じる条件を満たしている。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。

Claims (4)

  1. 　第１燃料噴射により筒内に理論空燃比よりもリーンな混合気を形成し、
    　前記混合気が圧縮行程において低温酸化反応を起こしている期間中に、点火プラグの放電チャンネル近傍に向けて燃料を噴射する第２燃料噴射を行い、
    　前記第２燃料噴射の後、前記第２燃料噴射で噴射された燃料に前記点火プラグの火花が届くタイミングで前記点火プラグによる火花点火を行う内燃機関の制御方法。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の制御方法において、
    　前記内燃機関は過給機を備え、
    　前記低温酸化反応が生じるように前記過給機による過給を行う内燃機関の制御方法。
  3. 　請求項１または２に記載の内燃機関の制御方法において、
    　前記内燃機関は可変圧縮比機構を備え、
    　前記低温酸化反応が生じるように前記可変圧縮比機構により圧縮比を上昇させる内燃機関の制御方法。
  4. 　筒内に燃料を供給する燃料噴射弁と、
    　筒内の混合気に火花点火する点化プラグと、
    　燃料噴射タイミングと点火タイミングとを制御するコントローラと、
    を備える内燃機関の制御装置において、
    　前記コントローラは、
    　筒内に理論空燃比よりもリーンな混合気を形成するための第１燃料噴射と、
    　前記混合気が圧縮行程において低温酸化反応を起こしている期間中に、前記点火プラグの放電チャンネル近傍に向けて燃料を噴射する第２燃料噴射と、
    　前記第２燃料噴射の後、前記第２燃料噴射で噴射された燃料に前記点火プラグの火花が届くタイミングで行う前記点火プラグによる火花点火と、
    を実行する内燃機関の制御装置。
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