WO2018100707A1 - 圧縮着火式ガソリンエンジン - Google Patents

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combustion
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養祖　隆
隆史 神長
正尚 山川
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Definitions

  • the present invention relates to a compression ignition type gasoline engine in which a fuel mainly composed of gasoline is burned by self-ignition in a cylinder.
  • Patent Document 1 is known as an example of the compression ignition type gasoline engine as described above.
  • HCCI combustion is performed in a predetermined operation region excluding a high load.
  • an internal EGR that causes the burned gas to remain (reverse flow) in the cylinder is performed, and an EGR rate of the internal EGR (a ratio of the EGR gas to the total gas amount introduced into the cylinder)
  • EGR rate of the internal EGR a ratio of the EGR gas to the total gas amount introduced into the cylinder
  • HCCI combustion is combustion that occurs when fuel (gasoline) spontaneously reacts with oxygen in a high-temperature and high-pressure environment, so it is said that it is easily affected by differences in fuel components (molecular structure). Yes. For this reason, even if gasoline having an equivalent octane number is supplied to the cylinder, it is assumed that the ignition timing varies due to the difference in fuel components.
  • the inventor of the present application found that when the operating conditions of the engine are conditions that involve a low temperature oxidation reaction of the fuel, variations in ignition timing are likely to occur due to differences in fuel components. . For this reason, in order to realize proper HCCI combustion, it is desired to control the operating conditions so that the low-temperature oxidation reaction does not occur as much as possible.
  • Patent Document 1 since the EGR rate or the like is not controlled from the viewpoint of suppressing such a low-temperature oxidation reaction, the ignition timing may vary due to the difference in fuel components.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a compression ignition type gasoline engine capable of suppressing variations in ignition timing due to differences in fuel components.
  • a compression ignition type gasoline engine of the present invention includes a cylinder in which a piston is reciprocably housed, a fuel injection valve that injects fuel containing gasoline as a main component into the cylinder, The EGR device capable of executing high temperature EGR that introduces burned gas generated in the cylinder into the cylinder while maintaining high temperature, and the HCCI combustion in which fuel injected from the fuel injection valve self-ignites in the cylinder occurs. And a combustion control unit that controls the fuel injection valve and the EGR device.
  • the combustion control unit performs EGR in a high load condition in which G / F, which is a ratio of the total gas amount in the cylinder to the fuel amount, becomes small in at least a partial load operation region in which HCCI combustion is performed, compared to a low load condition.
  • the EGR device is controlled so as to increase the rate.
  • the variation in the ignition timing due to the difference in fuel components can be suppressed, there is an advantage that proper HCCI combustion can be realized while allowing the use of various fuels having different components.
  • FIG. 1 is a system diagram schematically showing an overall configuration of a compression ignition gasoline engine according to an embodiment of the present invention. It is a figure which shows the map referred in the internal EGR control applied to the said engine. It is a table
  • FIG. 9 is a graph showing the ignition timing of each fuel, the indicated fuel consumption rate (ISFC), and the indicated mean effective pressure (IMEP) variation rate obtained from the combustion test of FIGS. 7 and 8 in relation to the EGR rate.
  • ISFC indicated fuel consumption rate
  • IMEP indicated mean effective pressure
  • FIG. 14 is a graph showing an isoline of the illustrated fuel consumption rate (ISFC) superimposed on the result of FIG. 13, and is a diagram for explaining a control guideline for performing proper HCCI combustion.
  • FIG. 15 is a diagram corresponding to FIG. 14 for describing a modification of the embodiment.
  • FIG. 1 is a system diagram schematically showing the overall configuration of a compression ignition gasoline engine according to an embodiment of the present invention.
  • the engine shown in the figure is a 4-cycle multi-cylinder gasoline engine mounted on a vehicle as a power source for traveling.
  • the engine body 1 of this engine is of a so-called in-line 4-cylinder type, and includes a cylinder block 3 having four cylinders 2 arranged in a row in a direction orthogonal to the plane of the paper, and a cylinder so as to close each cylinder 2 from above. It has a cylinder head 4 provided on the upper surface of the block 3 and a piston 5 inserted in each cylinder 2 so as to be reciprocally slidable.
  • a combustion chamber 6 is defined above the piston 5, and fuel mainly composed of gasoline is supplied to the combustion chamber 6 by injection from a fuel injection valve 15 described later.
  • the injected fuel is mixed with air, and is self-ignited and burned in the combustion chamber 6 that has been heated to high temperature and pressure by the compression action of the piston 5.
  • the piston reciprocates up and down in response to an expansion force (a push-down force) associated with the combustion.
  • HCCI combustion premixed compression ignition combustion
  • the internal temperature of the cylinder 2 needs to be sufficiently high when the piston 5 reaches the compression top dead center.
  • the geometric compression ratio of each cylinder 2 that is, the volume of the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the top dead center and the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the bottom dead center.
  • the ratio with the volume is set to 18 or more and 22 or less.
  • crankshaft 7 that is an output shaft of the engine body 1 is provided below the piston 5, a crankshaft 7 that is an output shaft of the engine body 1 is provided.
  • the crankshaft 7 is connected to the piston 5 via a connecting rod 8 and is rotationally driven around the central axis according to the reciprocating motion (vertical motion) of the piston 5.
  • the cylinder head 4 is provided with one fuel injection valve 15 for each cylinder 2.
  • a fuel supply pipe 20 is connected to each fuel injection valve 15, and each fuel injection valve 15 is required for each cylinder 2 by high-pressure injection of fuel supplied from the fuel supply pipe 20 into the combustion chamber 6. Supply the amount of fuel.
  • the engine of the present embodiment can basically perform HCCI combustion in all operating regions.
  • SI combustion spark ignition combustion
  • the cylinder head 4 is provided with one spark plug 16 for each cylinder 2 for igniting the air-fuel mixture when SI combustion is performed.
  • the cylinder block 3 is provided with a water temperature sensor SN1 and a crank angle sensor SN2.
  • the water temperature sensor SN1 is a sensor for detecting the temperature of cooling water (engine water temperature) flowing through a water jacket (not shown) formed inside the engine body 1, and the crank angle sensor SN2 is a rotation of the crankshaft 7. This is a sensor for detecting the angle (crank angle) and the rotation speed of the crankshaft 7 (engine rotation speed).
  • the cylinder head 4 is provided with an intake port 9 and an exhaust port 10 that open to the combustion chamber 6 of each cylinder 2, and an intake valve 11 and an exhaust valve 12 that open and close the ports 9 and 10.
  • the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are driven to open and close in conjunction with the rotation of the crankshaft 7 by a valve mechanism including a pair of camshafts and the like disposed in the cylinder head 4.
  • the cylinder head 4 is connected with an intake passage 28 and an exhaust passage 29, respectively.
  • the intake passage 28 is for introducing air (fresh air) taken from outside into the combustion chamber 6, and is connected to one side surface of the cylinder head 4 so as to communicate with the intake port 9.
  • the exhaust passage 29 is for discharging burned gas (exhaust gas) generated in the combustion chamber 6 to the outside, and is connected to the other side of the cylinder head 4 so as to communicate with the exhaust port 10.
  • the range from the engine body 1 to the upstream side by a predetermined distance is a branch passage portion 28a branched for each cylinder 2, and the upstream end of each branch passage portion 28a is connected to a common surge tank 28b. It is connected.
  • a single tubular common passage portion 28c is provided on the upstream side of the surge tank 28b.
  • a throttle valve 30 for adjusting the intake air amount to each cylinder 2 is provided so as to be openable and closable.
  • the valve mechanism for the intake valve 11 incorporates a variable lift mechanism 13 that can change the lift amount of the intake valve 11 continuously (in a stepless manner).
  • the lift variable mechanism 13 may be of any type as long as the lift amount can be changed.
  • a link mechanism that reciprocally swings the cam for driving the intake valve 11 in conjunction with the rotation of the camshaft, and a link mechanism.
  • a control arm that variably sets the position (lever ratio) and an actuator that changes the amount of cam swing (the amount by which the intake valve 11 is depressed) by driving the control arm.
  • the variable lift mechanism 13 of this embodiment is a variable mechanism in which the valve timing (at least one of the valve opening timing and the valve closing timing) is also changed in accordance with the change in the lift amount.
  • the valve operating mechanism for the exhaust valve 12 incorporates an open / close switching mechanism 14 that enables or disables the function of depressing the exhaust valve 12 during the intake stroke. That is, the opening / closing switching mechanism 14 has a function of enabling the exhaust valve 12 to be opened not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke, and switching between performing or stopping the opening operation of the exhaust valve 12 during the intake stroke.
  • Such an open / close switching mechanism 14 includes, for example, a sub cam that pushes down the exhaust valve 12 during the intake stroke separately from a normal cam for driving the exhaust valve 12 (that is, a cam that pushes down the exhaust valve 12 during the exhaust stroke).
  • a so-called lost motion mechanism that cancels transmission of the driving force of the sub cam to the exhaust valve 12 may be included.
  • the engine according to the present embodiment can realize the internal EGR which is an operation for causing the burned gas to remain in the cylinder 2, and is introduced by the internal EGR.
  • the EGR rate that is the ratio of the burned gas to the total gas amount in the cylinder 2 can be adjusted. That is, when the open / close switching mechanism 14 is driven so that the valve opening during the intake stroke of the exhaust valve 12 becomes effective, a part of the burned gas discharged from the cylinder 2 to the exhaust port 10 flows back to the cylinder 2. . As a result, the high-temperature burned gas before being discharged into the exhaust passage 29 is drawn back to the cylinder 2 (that is, substantially remains in the cylinder 2), and internal EGR is realized.
  • the lift amount / valve timing of the intake valve 11 is changed by the variable lift mechanism 13, and the amount of air (fresh air) introduced into the cylinder 2 is changed accordingly, whereby the EGR rate is adjusted.
  • the lift variable mechanism 13 and the opening / closing switching mechanism 14 are valve variable mechanisms for executing the internal EGR and adjusting the EGR rate, and correspond to an example of the “EGR device” in the claims. is there.
  • the engine configured as described above is centrally controlled by an ECU (engine control unit) 50 for each part.
  • the ECU 50 is a microprocessor including a CPU, a ROM, a RAM, and the like, and corresponds to a “combustion control unit” in the claims.
  • the ECU 50 receives various information from various sensors provided in the engine. That is, the ECU 50 is electrically connected to the water temperature sensor SN1 and the crank angle sensor SN2 described above, and based on input signals from these sensors SN1 and SN2, various kinds of engine water temperature, crank angle, engine speed, etc. Get information about.
  • each part of the vehicle is provided with an in-vehicle sensor SN3 for detecting various information such as a traveling speed (vehicle speed) of the vehicle and an opening degree of an accelerator pedal (accelerator opening degree). And are electrically connected.
  • the ECU 50 acquires various information related to the vehicle such as the vehicle speed and the accelerator opening based on the input signal from the in-vehicle sensor SN3.
  • the ECU 50 controls each part of the engine while executing various calculations based on information obtained from the sensors SN1 to SN3. Specifically, the ECU 50 is electrically connected to the variable lift mechanism 13, the opening / closing switching mechanism 14, the fuel injection valve 15, the spark plug 16, the throttle valve 30, and the like. Control signals are output to each device.
  • the ECU 50 determines, for example, whether to perform HCCI combustion or SI combustion based on the engine water temperature detected by the water temperature sensor SN1. That is, SI combustion is selected when the engine water temperature is lower than a predetermined value (when cold), and HCCI combustion is selected when the engine water temperature is equal to or higher than the predetermined value (when warm).
  • the ECU 50 specifies the engine load (required torque) based on the vehicle speed detected by the vehicle-mounted sensor SN3, the accelerator opening, etc., and the engine speed based on the change in the crank angle detected by the crank angle sensor SN2. Is identified. Then, based on the above-described combustion type selection result (HCCI combustion or SI combustion) and the specified engine load and rotational speed, the target injection amount and target injection of fuel to be injected from the fuel injection valve 15 into each cylinder 2 The timing is determined, and the fuel injection valve 15 of each cylinder 2 is controlled according to the determination. That is, the same amount of fuel as the target injection amount is injected from the fuel injection valve 15 at the same timing as the target injection timing.
  • the ECU 50 controls the throttle valve 30 so that the opening degree of the throttle valve 30 matches the target opening degree set based on the various conditions described above.
  • the opening degree of the throttle valve 30 is maintained at a high opening degree corresponding to full opening regardless of the engine load / rotation speed.
  • the ECU 50 determines whether the internal EGR, which is an operation for causing the burned gas to remain (reverse flow) in the cylinder 2, based on the combustion type selection result and the engine load / rotation speed described above, and the internal EGR. 2 is determined, and the variable lift mechanism 13 and the opening / closing switching mechanism 14 are controlled according to the determination. That is, the ECU 50 executes the internal EGR by driving the opening / closing switching mechanism 14 so that the valve opening during the intake stroke of the exhaust valve 12 becomes effective when the internal EGR is necessary, and the variable lift mechanism 13 adjusts the lift amount / valve timing of the intake valve 11 and introduces air (fresh air) and burned gas in an amount corresponding to the target EGR rate into the cylinder 2.
  • the engine of this embodiment is designed on the assumption that fuel having an octane number (for example, 89 to 93 RON) equivalent to regular gasoline marketed in Japan is supplied.
  • the ECU 50 sets the target EGR rate of the internal EGR, that is, the burned gas introduced by the internal EGR is out of the total gas amount in the cylinder 2.
  • the target value of the EGR rate which is the ratio of the occupancy, is set according to the map of FIG. This map shows the target EGR rate that should be set according to the engine load when the engine speed is a constant value (for example, 1000 rpm). Even when the engine speed is different, the trend itself is the same except that the numerical value (%) of the target EGR rate and the threshold value (X) of the load are different.
  • the target EGR rate is set so that the target EGR rate increases as the load increases in the range from the lowest load Y corresponding to idling operation to a higher threshold load X (See section P).
  • the target EGR rate at the minimum load Y is set to 0%
  • the target EGR rate at the threshold load X is set to 40%.
  • the target EGR rate is set to gradually increase in proportion to the load in the range of 0 to 40%.
  • the target EGR rate is uniformly set to 40% (see section Q).
  • the internal EGR is executed during HCCI combustion, and the EGR rate is in a load range excluding a high load (from the minimum load Y to the threshold load X The range is gradually increased in proportion to the load.
  • the present invention represented by this embodiment has been made on the basis of research conducted by the inventor of the present application in order to investigate the influence of differences in fuel components on HCCI combustion. The details of this research are described below.
  • FIG. 3 shows the specifications and operating conditions of the engine used in this experiment.
  • an experimental engine having a geometric compression ratio of 20 higher than that of a normal engine was prepared, and the engine was operated by natural aspiration at 1000 rpm.
  • this experimental engine includes a fuel injection valve that directly injects fuel into the cylinder, and a variable valve mechanism that can change the valve characteristics of the intake and exhaust valves (the lift variable mechanism 13 and the above-described embodiment). Equivalent to the open / close switching mechanism 14).
  • the variable valve mechanism is hydraulically driven.
  • the EGR rate of the internal EGR is variable between 0%, 40%, 60%, and 80%.
  • the compression start temperature of the cylinder was changed.
  • G / F gas fuel ratio
  • G / F gas fuel ratio
  • the time when the second-order derivative of the heat generation rate becomes the maximum value was defined as the ignition time.
  • test Fuel As shown in FIG. 4, a plurality of test fuels having substantially the same octane number were prepared as fuels used in the experiment. Specifically, seven types of test fuels (Para90, Arom30, Arom20, Arom30-Ole20, Arom30-Naph20, ETBE20, EtOH20) each having an octane number of about 90 RON based on RON, which is a gasoline standard in the market, are used. Produced. As shown in FIGS.
  • Para90 is a fuel composed only of paraffinic hydrocarbons (normal paraffin and isoparaffin) as the base fuel, and Arom30 is about 30 vol% (in addition to paraffinic hydrocarbons) vol% is a fuel containing aromatic hydrocarbons in a volume ratio), Arom20 is a fuel containing about 20 vol% aroma hydrocarbons in addition to paraffinic hydrocarbons, and Arom30-Ole20 is a paraffinic fuel.
  • Arom30-Naph20 is a fuel containing about 30 vol% aromatic hydrocarbon and about 20 vol% olefinic hydrocarbon in addition to hydrocarbon, and about 30 vol% aromatic hydrocarbon in addition to paraffinic hydrocarbon
  • ETBE20 is a biofuel containing about 20 vol% ETBE (ethyl tert-butyl ether) in addition to paraffinic hydrocarbons
  • EtOH20 is a biosystem containing about 20 vol% ethanol in addition to paraffinic hydrocarbons. It is fuel.
  • test fuel in addition to the above seven test fuels having an octane number of about 90 RON, regular gasoline marketed in Japan was also prepared for comparison.
  • the octane number of regular gasoline was about 91 RON.
  • the test fuel (seven types) and regular gasoline in FIG. 4 are both fuels having the same RON.
  • the ignition timing of Para90 consisting only of paraffinic components is the earliest, and the ignition timing of Arom30-Naph20 containing aroma-based components and naphthenic components is the latest.
  • the difference in the ignition timing of each fuel decreased as the EGR rate increased, and when the EGR rate reached 80% (graph (d)), the difference in the ignition timing due to the fuel was almost not recognized.
  • the graph of FIG. 8 was obtained by measurement.
  • the graphs (a), (b), (c), and (d) in FIG. 8 are obtained when the EGR rate is set to 0%, 40%, 60%, and 80%, respectively.
  • Each graph also shows the heat generation rate when Para 90 is used for comparison.
  • the EGR rate was 0%
  • regular gasoline showed a characteristic that it was difficult to ignite due to insufficient in-cylinder temperature, and the ignition timing was significantly retarded.
  • the ignition timing differs by about 6 degrees at the maximum among the above eight types of fuels.
  • Such a large variation in the ignition timing is considered to be due to the low-temperature oxidation reaction occurring during the compression stroke, as shown in the graph (a) in FIG. 7 and the graph (a) in FIG. (Refer to the part of the symbol W surrounded by a broken line)
  • the low-temperature oxidation reaction is a slow oxidation reaction that occurs in a relatively low-temperature environment before the high-temperature oxidation reaction, which is a reaction that oxidizes the fuel violently (a reaction that accompanies the generation of a flame).
  • the low-temperature oxidation reaction is a slow reaction in which the molecular structure of the fuel is broken little by little, and is thus easily affected by the difference in fuel components (molecular structure).
  • the occurrence of such a low-temperature oxidation reaction in advance has an effect on the high-temperature oxidation reaction and is considered to have caused a large difference in ignition timing.
  • the ISFC and IMEP fluctuation rates are similar to the change in the ignition timing, and when the EGR rate is 40% or more, the influence of the fuel component is almost not recognized.
  • the ignition timing difference is within ⁇ 1 deg regardless of the EGR rate, and the influence of the difference in fuel components is small.
  • G / F is smaller than 160 (that is, the load becomes higher)
  • a region where the difference in ignition timing is larger than ⁇ 1 deg that is, a region that is greatly influenced by the difference in fuel components
  • the in-cylinder temperature at the closing timing (IVC) of the intake valve was examined, and the isoline graph shown in FIG. 11 was obtained.
  • the isoline of the ignition timing difference ⁇ 1 deg obtained from FIG. 10 is also shown in the graph of FIG.
  • the operating condition in which the difference in ignition timing ( ⁇ Ig) is greater than ⁇ 1 deg is an operating condition in which G / F is small (that is, the fuel concentration is high) and the in-cylinder temperature is low. I understand. This suggests that the difference in ignition timing is caused by the low temperature oxidation reaction.
  • OI (1-K) ⁇ RON + K ⁇ MON (1)
  • RON is the research octane number
  • MON is the motor octane number
  • RON is an index representing ignitability under relatively low temperature conditions
  • MON is an index representing ignitability under relatively high temperature conditions
  • RON is an index representing the ignitability of fuel under combustion conditions involving a low temperature oxidation reaction
  • MON is an index representing the ignitability of fuel under combustion conditions not involving a low temperature oxidation reaction.
  • the above equation is obtained for each EGR rate.
  • the coefficient K of (1) was identified by the least square method, and the graph of FIG. 12 was obtained. In identifying the coefficient K, not only the eight types of fuel used for the measurement of the ignition timing in the graph (a) of FIG. 9, but also the ignition timing of another test fuel prepared so that the octane number is 80 RON. And the ignition timing of high-octane gasoline (100 RON) marketed domestically was measured, and the data was also used.
  • the coefficient K is larger than 1 under the condition of the EGR rate of 80% and is almost equal to zero under the condition of the EGR rate of 40%, and the coefficient K is proportionally decreased as the EGR rate is decreased. ing.
  • the influence of the low-temperature oxidation reaction can be ignored under the condition of the EGR rate of 80%, and that the influence of the low-temperature oxidation reaction gradually increases as the EGR rate becomes smaller than 80%. That is, it can be said that the change of the coefficient K shown in FIG. 12 well explains the characteristic of the influence of the fuel component on the ignition timing. Note that, according to FIG.
  • the difference in ignition timing is about ⁇ 1 deg or less in almost all cases of G / F.
  • the coefficient K is required to be 0 or more in order to sufficiently suppress the influence of the fuel component in the HCCI combustion.
  • the coefficient K is smaller than 0, the influence of the low temperature oxidation reaction becomes very large, and the ignition timing of HCCI combustion varies greatly due to the difference in fuel components. Therefore, in order to perform proper HCCI combustion while avoiding this, it is important to use operating conditions where the coefficient K of the octane index is 0 or more, that is, operating conditions where the influence of the low temperature oxidation reaction is relatively small. is there.
  • the graph (a) in FIG. 13 is an isoline graph showing changes in the maximum pressure increase rate (dp / d ⁇ ) according to the EGR rate and G / F.
  • the graph (b) in FIG. 13 an isoline graph showing a change in the coefficient K of the octane index according to the EGR rate and G / F was created.
  • the maximum pressure increase rate (dp / d ⁇ ) is a maximum value of the increase rate of the in-cylinder pressure that changes according to the crank angle, and is a parameter that serves as an index of combustion noise.
  • the upper limit value of the maximum pressure increase rate is 700 kPa / deg (corresponding to 5 MPa / sec), and the lower limit value of the coefficient K is 0.
  • the maximum pressure increase rate exceeds the upper limit (700 kPa / deg) in a part of the high load side, but the ignition timing is retarded when the EGR rate is low.
  • the coefficient K is below the lower limit (0) in a part of the region where the EGR rate is low and the load is high. This is because when the EGR rate is low and the load is high, high-concentration fuel is present in the low-temperature cylinder, and is easily affected by the low-temperature oxidation reaction.
  • the NG region of the maximum pressure increase rate (dp / d ⁇ ) is that when regular gasoline is used, but as already explained, if the octane number is equivalent, the operating condition where the coefficient K is 0 or more. It is known that the same ignition characteristics can be obtained even if fuels having different fuel components are used. For this reason, when it is guaranteed that the octane number of the fuel is equivalent to that of regular gasoline (91 RON), the operating conditions are adjusted so as to avoid the NG regions of the maximum pressure increase rate and the coefficient K. It is considered that stable HCCI combustion can be realized with low noise regardless of the fuel component.
  • the EGR rate increases as the load increases (as G / F decreases) in a region where the load is lower than the NG region where the maximum pressure increase rate (region where dp / d ⁇ > 700 kPa).
  • the EGR rate is set to a value that passes near the outside of the NG region (region of K ⁇ 0) of the coefficient K, and is gradually increased from 0% to 40% depending on the load.
  • the load When the load approaches a value corresponding to the boundary of the NG region of the pressure increase rate, the load is maintained while maintaining the EGR rate at a constant value (40%) as indicated by an arrow q so that the EGR rate does not increase any more. Raise.
  • the control of the internal EGR is executed along the target EGR rate defined in the control map shown in FIG.
  • the setting of the EGR rate according to the control map of FIG. 2 can be said to be a control adapted to the control guideline of FIG. 14 obtained in the above-described research. That is, the section P in the control map of FIG. 2 corresponds to setting the EGR rate along the arrow p in FIG. 14, and the section Q in the control map is the EGR rate along the arrow q in FIG. It corresponds to setting. According to the above-described embodiment in which the EGR rate is set in such a manner, there is an advantage that it is possible to suppress the ignition timing from varying during operation by HCCI combustion regardless of the fuel component.
  • the EGR rate is increased in the load region from the minimum load Y to the threshold load X as the load increases (in other words, the G / F decreases).
  • the in-cylinder temperature is low under conditions where the load is high and the fuel concentration is high, the low temperature oxidation reaction is likely to occur, and due to the low temperature oxidation reaction, the start time of the high temperature oxidation reaction, that is, the ignition timing of the fuel
  • the fuel component may vary greatly depending on the fuel component.
  • the EGR rate is increased as the fuel load increases and the EGR rate is increased. Therefore, an environment in which a low temperature oxidation reaction does not occur (or hardly occurs) due to the high temperature of the cylinder 2 due to a large amount of internal EGR. As a result, the influence of the difference in fuel components on the ignition timing can be sufficiently suppressed.
  • fuel can be ignited at the same timing regardless of the fuel component, and proper HCCI combustion can be realized while allowing use of various fuels having different components.
  • the EGR rate is set to a value as shown in the control map of FIG. 2 in the load range from the minimum load Y to the threshold load X, so that it is shown as an arrow p in the graph of FIG.
  • the coefficient K of the octane index and the maximum pressure increase rate (dp / d ⁇ ) can be suppressed within the allowable ranges.
  • variations in ignition timing due to differences in fuel components and increase in combustion noise can be suppressed, and appropriate HCCI combustion can be realized regardless of fuel components.
  • the EGR rate is set so that the octane index coefficient K is 0 or more in all engine load ranges.
  • the internal EGR is realized by opening the exhaust valve 12 during the intake stroke (accordingly, causing the burnt gas to flow back to the cylinder 2), but instead, the intake valve and the exhaust valve
  • the internal EGR may be realized by providing a negative overlap period in which both of them are closed.
  • an external EGR that recirculates the burned gas through an EGR passage that connects the intake passage and the exhaust passage at a short distance may be executed. In this case, however, an EGR cooler for cooling the burned gas is not provided in the EGR passage.
  • the EGR device according to the present invention may be any device as long as it can realize EGR (high temperature EGR) for introducing burned gas into the cylinder at a high temperature, and the EGR device can be modified in various ways. is there.
  • the compression ignition type gasoline engine of the embodiment includes a cylinder in which a piston is reciprocably accommodated, a fuel injection valve that injects fuel mainly composed of gasoline into the cylinder, and burned gas generated in the cylinder.
  • An EGR device capable of performing high-temperature EGR that introduces the fuel into the cylinder at a high temperature, and controls the fuel injection valve and the EGR device so that HCCI combustion occurs in which fuel injected from the fuel injection valve self-ignites in the cylinder.
  • a combustion control unit performs EGR in a high load condition in which G / F, which is a ratio of the total gas amount in the cylinder to the fuel amount, becomes small in at least a partial load operation region in which HCCI combustion is performed, compared to a low load condition.
  • the EGR device is controlled so as to increase the rate.
  • the EGR rate is increased in the high load condition where the G / F is small (in other words, the fuel concentration is high) compared to the low load condition.
  • the accompanying high temperature inside the cylinder can suppress the occurrence of a low temperature oxidation reaction, and the ignition timing of the fuel can be suppressed from varying due to the fuel component. For example, if the in-cylinder temperature is low under conditions where the load is high and the fuel concentration is high, the low temperature oxidation reaction is likely to occur, and due to the low temperature oxidation reaction, the start time of the high temperature oxidation reaction, that is, the ignition timing of the fuel There is a concern that the fuel component may vary greatly depending on the fuel component.
  • the EGR rate is increased under high load conditions where the fuel concentration is high as compared with low load conditions. Therefore, the low temperature oxidation reaction does not occur (or occurs) due to the high temperature of the cylinder due to a large amount of high temperature EGR. Difficult) As a result of creating an environment, the influence of the difference in fuel components on the ignition timing can be sufficiently suppressed. Thus, fuel can be ignited at the same timing regardless of the fuel component, and proper HCCI combustion can be realized while allowing use of various fuels having different components.
  • the combustion control unit controls the EGR device so as to realize an EGR rate that enables the coefficient K of the octane index represented by the following expression (1) to be a predetermined value or more.
  • OI (1-K) ⁇ RON + K ⁇ MON (1)
  • RON is the research octane number
  • MON is the motor octane number
  • the combustion control unit controls the EGR device so as to realize an EGR rate that can suppress a variation in ignition timing due to a difference in fuel components to a predetermined value or less. It may be.
  • the geometric compression ratio of the cylinder is preferably set to 18 or more and 22 or less.
  • the EGR device is a variable valve mechanism capable of executing an internal EGR that causes the burned gas generated in the cylinder to remain in the cylinder as the high temperature EGR.
  • the in-cylinder temperature can be reliably increased by allowing high-temperature burned gas to remain in the cylinder.

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Abstract

圧縮着火式ガソリンエンジンは、ガソリンを主成分とする燃料を気筒に噴射する燃料噴射弁と、気筒で生成された既燃ガスを高温のまま気筒に導入する高温ＥＧＲを実行可能なＥＧＲ装置と、燃料噴射弁から噴射された燃料が気筒内で自着火するＨＣＣＩ燃焼が起きるように燃料噴射弁およびＥＧＲ装置を制御する燃焼制御部とを備える。燃焼制御部は、少なくともＨＣＣＩ燃焼が行われる部分負荷の運転領域において、気筒内の全ガス量と燃料量との比であるＧ／Ｆが小さくなる高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくなるようにＥＧＲ装置を制御する。

Description

圧縮着火式ガソリンエンジン
　本発明は、ガソリンを主成分とする燃料を気筒内で自着火により燃焼させる圧縮着火式ガソリンエンジンに関する。
　上記のような圧縮着火式ガソリンエンジンの一例として、下記特許文献１のものが知られている。この特許文献１のエンジンでは、高負荷を除く所定の運転領域においてＨＣＣＩ燃焼が実行される。また、このＨＣＣＩ燃焼の実行時には、気筒に既燃ガスを残留（逆流）させる内部ＥＧＲが実行されるとともに、この内部ＥＧＲのＥＧＲ率（気筒に導入される全ガス量に占めるＥＧＲガスの割合）が、負荷が高くなるほど小さくなるように制御される。これにより、燃焼騒音を抑制しながら燃料の自着火を促進できるとされている。
　ここで、ＨＣＣＩ燃焼は、高温・高圧の環境下で燃料（ガソリン）が自発的に酸素と反応して起きる燃焼であるため、燃料成分（分子構造）の相違による影響を受け易いと言われている。このため、仮に同等のオクタン価を有するガソリンが気筒に供給されたとしても、燃料成分の相違により着火時期がばらつくことが想定される。
　この点に関し、本願発明者は、鋭意研究の結果、エンジンの運転条件が燃料の低温酸化反応を伴うような条件である場合に、燃料成分の相違による着火時期のばらつきが生じ易いことを発見した。このため、適正なＨＣＣＩ燃焼の実現のためには、できるだけ低温酸化反応が起きないように運転条件をコントロールすることが望まれる。しかしながら、特許文献１では、このような低温酸化反応の抑制という観点でＥＧＲ率等が制御されていないので、燃料成分の相違により着火時期がばらつく可能性があった。
特開２０１４－４７６４３号公報
　本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、燃料成分の相違による着火時期のばらつきを抑制することが可能な圧縮着火式ガソリンエンジンを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するためのものとして、本発明の圧縮着火式ガソリンエンジンは、ピストンが往復動可能に収容された気筒と、ガソリンを主成分とする燃料を前記気筒に噴射する燃料噴射弁と、前記気筒で生成された既燃ガスを高温のまま気筒に導入する高温ＥＧＲを実行可能なＥＧＲ装置と、前記燃料噴射弁から噴射された燃料が気筒内で自着火するＨＣＣＩ燃焼が起きるように前記燃料噴射弁およびＥＧＲ装置を制御する燃焼制御部とを備える。前記燃焼制御部は、少なくともＨＣＣＩ燃焼が行われる部分負荷の運転領域において、気筒内の全ガス量と燃料量との比であるＧ／Ｆが小さくなる高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくなるように前記ＥＧＲ装置を制御する。
　本発明によれば、燃料成分の相違による着火時期のばらつきを抑制できるので、成分の異なる種々の燃料の使用を許容しながら適正なＨＣＣＩ燃焼を実現できるという利点がある。
本発明の一実施形態にかかる圧縮着火式ガソリンエンジンの全体構成を概略的に示すシステム図である。 上記エンジンに適用される内部ＥＧＲ制御において参照されるマップを示す図である。 上記実施形態の基礎となる研究で用いられた実験用のエンジンの仕様と運転条件を示す表である。 上記実験に用いられた複数の供試燃料の特性をまとめて示す表である。 上記各供試燃料に含まれる成分の体積分率を示すグラフである。 上記各供試燃料の蒸留特性を示すグラフである。 上記供試燃料等から選ばれた複数種の燃料をそれぞれＨＣＣＩ燃焼させたときの熱発生率を種々のＥＧＲ率の条件ごとに示すグラフである。 上記供試燃料等から選ばれた別の複数種の燃料をそれぞれＨＣＣＩ燃焼させたときの熱発生率を種々のＥＧＲ率の条件ごとに示すグラフである。 図７および図８の燃焼試験から得られた各燃料の着火時期、図示燃料消費率（ＩＳＦＣ）、および図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）の変動率を、ＥＧＲ率との関係で示すグラフである。 ９０ＲＯＮ燃料間の着火時期の差がＧ／ＦおよびＥＧＲ率に応じて変化する様子を示す等値線グラフである。 Ｇ／ＦおよびＥＧＲ率に応じて変化するＩＶＣ温度の等値線を図１０の結果と重ねて示すグラフである。 オクタンインデックスの係数ＫをＥＧＲ率との関係で示すグラフである。 レギュラーガソリンを用いた燃焼試験から得られた最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）およびオクタンインデックスの係数Ｋの等値線グラフである。 図示燃料消費率（ＩＳＦＣ）の等値線を図１３の結果と重ねて示すグラフであり、適正なＨＣＣＩ燃焼を行うための制御指針を説明するための図である。 上記実施形態の変形例を説明するための図１４相当図である。
　（１）実施形態の説明
　　（１－１）エンジンの全体構成
　図１は、本発明の一実施形態にかかる圧縮着火式ガソリンエンジンの全体構成を概略的に示すシステム図である。本図に示されるエンジンは、走行用の動力源として車両に搭載される４サイクルの多気筒ガソリンエンジンである。このエンジンのエンジン本体１は、いわゆる直列４気筒型のものであり、紙面に直交する方向に列状に並ぶ４つの気筒２を有するシリンダブロック３と、各気筒２を上から閉塞するようにシリンダブロック３の上面に設けられたシリンダヘッド４と、各気筒２にそれぞれ往復摺動可能に挿入されたピストン５とを有している。
　ピストン５の上方には燃焼室６が画成されており、この燃焼室６には、ガソリンを主成分とする燃料が、後述する燃料噴射弁１５からの噴射によって供給される。噴射された燃料は、空気と混合されるとともに、ピストン５の圧縮作用により高温・高圧化した燃焼室６で自着火し、燃焼する。ピストンは、当該燃焼に伴う膨張力（押し下げ力）を受けて上下方向に往復運動する。
　上記のように燃料を空気と混合しつつ自着火させる燃焼は、予混合圧縮着火燃焼（ＨＣＣＩ燃焼）と呼ばれる。このＨＣＣＩ燃焼を実現可能にするためには、気筒２の内部温度が、ピストン５が圧縮上死点まで達した時点で十分に高温になっている必要がある。このため、当実施形態では、各気筒２の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン５が上死点にあるときの燃焼室６の容積とピストン５が下死点にあるときの燃焼室６の容積との比が、１８以上２２以下に設定されている。
　ピストン５の下方には、エンジン本体１の出力軸であるクランク軸７が設けられている。クランク軸７は、ピストン５とコネクティングロッド８を介して連結され、ピストン５の往復運動（上下運動）に応じて中心軸回りに回転駆動される。
　シリンダヘッド４には、燃料噴射弁１５が各気筒２につき１つずつ設けられている。各燃料噴射弁１５には燃料供給管２０がそれぞれ接続されており、各燃料噴射弁１５は、燃料供給管２０から供給された燃料を燃焼室６に高圧噴射することにより、各気筒２に所要量の燃料を供給する。
　ここで、当実施形態のエンジンは、基本的に全ての運転領域においてＨＣＣＩ燃焼を行うことが可能である。ただし、エンジン水温が低い冷間時など、ＨＣＣＩ燃焼が困難な条件下では、燃料と空気との混合気に点火するＳＩ燃焼（火花点火燃焼）が実行される。このため、シリンダヘッド４には、ＳＩ燃焼の実行時に混合気への点火を行う点火プラグ１６が、各気筒２につき１つずつ設けられている。
　シリンダブロック３には水温センサＳＮ１およびクランク角センサＳＮ２が設けられている。水温センサＳＮ１は、エンジン本体１の内部に形成された図外のウォータジャケットを流通する冷却水の温度（エンジン水温）を検出するためのセンサであり、クランク角センサＳＮ２は、クランク軸７の回転角度（クランク角）およびクランク軸７の回転数（エンジン回転数）を検出するためのセンサである。
　シリンダヘッド４には、各気筒２の燃焼室６に開口する吸気ポート９および排気ポート１０と、各ポート９，１０を開閉する吸気弁１１および排気弁１２とが設けられている。吸気弁１１および排気弁１２は、シリンダヘッド４に配設された一対のカム軸等を含む動弁機構により、クランク軸７の回転に連動して開閉駆動される。
　シリンダヘッド４には、吸気通路２８および排気通路２９がそれぞれ接続されている。吸気通路２８は、外部から取り込んだ空気（新気）を燃焼室６に導入するためのものであり、吸気ポート９と連通するようにシリンダヘッド４の一側面に接続されている。排気通路２９は、燃焼室６で生成された既燃ガス（排気ガス）を外部に排出するためのものであり、排気ポート１０と連通するようにシリンダヘッド４の他側面に接続されている。
　吸気通路２８のうち、エンジン本体１から所定距離上流側までの範囲は、気筒２ごとに分岐した分岐通路部２８ａとされており、各分岐通路部２８ａの上流端がそれぞれ共通のサージタンク２８ｂに接続されている。このサージタンク２８ｂよりも上流側には、単管状の共通通路部２８ｃが設けられている。
　共通通路部２８ｃには、各気筒２への吸入空気量を調節するためのスロットル弁３０が開閉可能に設けられている。
　吸気弁１１用の動弁機構には、吸気弁１１のリフト量を連続的に（無段階で）変更可能なリフト可変機構１３が組み込まれている。リフト可変機構１３は、リフト量を変更可能であればその種類を問わないが、例えば、吸気弁１１駆動用のカムをカムシャフトの回転と連動して往復揺動運動させるリンク機構と、リンク機構の配置（レバー比）を可変的に設定するコントロールアームと、コントロールアームを駆動することにより上記カムの揺動量（吸気弁１１を押し下げる量）を変更するアクチュエータとを備えたものとすることができる。なお、当実施形態のリフト可変機構１３は、リフト量の変更に伴ってバルブタイミング（開弁時期および閉弁時期の少なくとも一方）も変更されるタイプの可変機構である。
　排気弁１２用の動弁機構には、吸気行程中に排気弁１２を押し下げる機能を有効または無効にする開閉切替機構１４が組み込まれている。すなわち、開閉切替機構１４は、排気弁１２を排気行程だけでなく吸気行程でも開弁可能にするとともに、この吸気行程中の排気弁１２の開弁動作を実行するか停止するかを切り替える機能を有している。このような開閉切替機構１４は、例えば、排気弁１２を駆動するための通常のカム（つまり排気行程中に排気弁１２を押し下げるカム）とは別に吸気行程中に排気弁１２を押し下げるサブカムと、このサブカムの駆動力が排気弁１２に伝達されるのをキャンセルするいわゆるロストモーション機構とを含んだものとすることができる。
　これらリフト可変機構１３および開閉切替機構１４が設けられることにより、当実施形態のエンジンでは、気筒２に既燃ガスを残留させる操作である内部ＥＧＲが実現可能であり、また、この内部ＥＧＲによって導入される既燃ガスが気筒２内の全ガス量中に占める割合であるＥＧＲ率が調整可能である。すなわち、排気弁１２の吸気行程中の開弁が有効になるように開閉切替機構１４が駆動されると、気筒２から排気ポート１０に排出された既燃ガスの一部が気筒２に逆流する。これにより、排気通路２９に排出される前の高温の既燃ガスが気筒２に引き戻され（つまり実質的に気筒２に残留し）、内部ＥＧＲが実現される。また、リフト可変機構１３によって吸気弁１１のリフト量／バルブタイミングが変更され、それに伴い気筒２に導入される空気（新気）の量が変更されることにより、ＥＧＲ率が調整される。このように、リフト可変機構１３および開閉切替機構１４は、内部ＥＧＲを実行しかつそのＥＧＲ率を調整するためのバルブ可変機構であり、請求項にいう「ＥＧＲ装置」の一例に該当するものである。
　　（１－２）制御系統
　以上のように構成されたエンジンは、その各部がＥＣＵ（エンジン制御ユニット）５０により統括的に制御される。ＥＣＵ５０は、周知のとおり、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサであり、請求項にいう「燃焼制御部」に相当するものである。
　ＥＣＵ５０には、エンジンに設けられた各種センサから種々の情報が入力される。すなわち、ＥＣＵ５０は、上述した水温センサＳＮ１およびクランク角センサＳＮ２と電気的に接続されており、これら各センサＳＮ１，ＳＮ２からの入力信号に基づいて、エンジン水温、クランク角、エンジン回転数等の種々の情報を取得する。
　また、車両の各部には、例えば車両の走行速度（車速）やアクセルペダルの開度（アクセル開度）といった各種情報を検出するための車載センサＳＮ３が設けられており、この車載センサＳＮ３もＥＣＵ５０と電気的に接続されている。ＥＣＵ５０は、車載センサＳＮ３からの入力信号に基づいて、車速やアクセル開度といった、車両に関する種々の情報を取得する。
　ＥＣＵ５０は、上記各センサＳＮ１～ＳＮ３から得られる情報に基づいて種々の演算等を実行しつつ、エンジンの各部を制御する。具体的に、ＥＣＵ５０は、リフト可変機構１３、開閉切替機構１４、燃料噴射弁１５、点火プラグ１６、およびスロットル弁３０等と電気的に接続されており、上記演算の結果等に基づいて、これらの機器にそれぞれ制御用の信号を出力する。
　ＥＣＵ５０が有するより具体的な機能について説明する。エンジンの運転中、ＥＣＵ５０は、例えば、水温センサＳＮ１により検出されるエンジン水温に基づいて、ＨＣＣＩ燃焼およびＳＩ燃焼のいずれを実行すべきかを決定する。すなわち、エンジン水温が所定値未満である場合（冷間時）にはＳＩ燃焼を選択し、エンジン水温が所定値以上である場合（温間時）にはＨＣＣＩ燃焼を選択する。
　また、ＥＣＵ５０は、車載センサＳＮ３により検出される車速やアクセル開度等に基づいてエンジン負荷（要求トルク）を特定するとともに、クランク角センサＳＮ２により検出されるクランク角の変化に基づいてエンジン回転数を特定する。そして、上述した燃焼形式の選択結果（ＨＣＣＩ燃焼またはＳＩ燃焼）と、特定したエンジン負荷および回転数とに基づいて、各気筒２に燃料噴射弁１５から噴射すべき燃料の目標噴射量および目標噴射タイミングを決定し、その決定に従って各気筒２の燃料噴射弁１５を制御する。すなわち、目標噴射量と同量の燃料を、目標噴射タイミングと同じタイミングで燃料噴射弁１５から噴射させる。また、ＥＣＵ５０は、スロットル弁３０の開度が、上述した各種条件に基づき設定される目標開度と一致するようにスロットル弁３０を制御する。なお、ＨＣＣＩ燃焼が選択された場合、スロットル弁３０の開度は、エンジン負荷／回転数によらず全開相当の高開度に維持される。
　さらに、ＥＣＵ５０は、上述した燃焼形式の選択結果およびエンジン負荷／回転数に基づいて、気筒２に既燃ガスを残留（逆流）させる操作である内部ＥＧＲの実行の要否と、内部ＥＧＲにより気筒２に導入される既燃ガスの割合である目標ＥＧＲ率とを決定し、その決定に従ってリフト可変機構１３および開閉切替機構１４を制御する。すなわち、ＥＣＵ５０は、内部ＥＧＲの実行が要である場合に、排気弁１２の吸気行程中の開弁が有効になるように開閉切替機構１４を駆動して内部ＥＧＲを実行するとともに、リフト可変機構１３により吸気弁１１のリフト量／バルブタイミングを調整し、目標ＥＧＲ率に対応する量の空気（新気）および既燃ガスを気筒２に導入させる。
　　（１－３）負荷に応じた内部ＥＧＲの制御
　次に、上記内部ＥＧＲに関する制御の具体例について、図２の制御マップを参照しつつ説明する。なお、この制御マップは、燃焼形式としてＨＣＣＩ燃焼が選択された場合に適用されるものである。ＳＩ燃焼が選択された場合は基本的に内部ＥＧＲが不要であるため、ＳＩ燃焼が選択された場合の制御については説明を省略する。
　当実施形態のエンジンは、国内で市販されているレギュラーガソリン相当のオクタン価（例えば８９～９３ＲＯＮ）を有する燃料が供給されることを前提として設計されている。このような燃料が供給された場合に適正なＨＣＣＩ燃焼が実現されるように、ＥＣＵ５０は、内部ＥＧＲの目標ＥＧＲ率、つまり内部ＥＧＲにより導入される既燃ガスが気筒２内の全ガス量中に占める割合であるＥＧＲ率の目標値を、図２のマップに従って設定する。このマップは、エンジン回転数が一定値（例えば１０００ｒｐｍ）である場合にエンジン負荷に応じて設定すべき目標ＥＧＲ率を示している。なお、エンジン回転数が異なる場合でも、目標ＥＧＲ率の数値（％）や負荷の閾値（Ｘ）が異なるだけで、傾向自体は同じである。
　図２に示されるように、目標ＥＧＲ率は、アイドリング運転に対応する最低負荷Ｙからこれよりも高い閾値負荷Ｘまでの範囲において、負荷が高いほど目標ＥＧＲ率が大きくなるように設定される（区間Ｐ参照）。具体的に、図２の例では、最低負荷Ｙでの目標ＥＧＲ率が０％に設定されるとともに、閾値負荷Ｘでの目標ＥＧＲ率が４０％に設定されている。最低負荷Ｙから閾値負荷Ｘまでの間では、０～４０％の範囲において、負荷に比例して徐々に目標ＥＧＲ率が大きくなるように設定される。一方、閾値負荷Ｘから最高負荷Ｚまでの範囲では、目標ＥＧＲ率は一律に４０％に設定される（区間Ｑ参照）。
　（２）本発明の基礎となる研究
　以上説明したとおり、上記実施形態では、ＨＣＣＩ燃焼時に内部ＥＧＲが実行されるとともに、そのＥＧＲ率が、高負荷を除く負荷域（最低負荷Ｙから閾値負荷Ｘまでの範囲）において負荷に比例して漸増されるようになっている。この実施形態に代表される本発明は、燃料成分の相違がＨＣＣＩ燃焼に及ぼす影響を調べるために本願発明者が行った研究に基づいてなされたものである。以下、この研究の内容について詳しく説明する。
　　（２－１）実験方法および供試燃料
　　　（ａ）実験方法
　本研究の実験に用いたエンジンの仕様と運転条件を図３の表に示す。ＨＣＣＩ燃焼を容易に行うため、幾何学的圧縮比が通常のエンジンよりも高い２０とされた実験用のエンジンを用意し、当該エンジンを１０００ｒｐｍにて自然吸気で運転した。また、この実験用のエンジンは、上記実施形態と同じく、気筒に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、吸排気弁のバルブ特性を変更可能なバルブ可変機構（上記実施形態のリフト可変機構１３および開閉切替機構１４に相当するもの）とを有している。バルブ可変機構は油圧駆動式であり、このバルブ可変機構により吸排気弁のバルブ特性を変更することにより、内部ＥＧＲのＥＧＲ率を、０％，４０％，６０％，８０％の間で可変的に設定し、気筒の圧縮開始温度を変化させた。なお、実験の評価にあたっては、運転条件の指標として、新気と内部ＥＧＲガスを含む気筒内の全作動ガス量と燃料量との比であるＧ／Ｆ（ガス燃料比）を用いる。また、燃料の連鎖分岐反応の開始時期をＨＣＣＩ燃焼の着火時期として捉えるために、熱発生率の二階微分が最大値となる時点を着火時期として定義した。
　　　（ｂ）供試燃料
　図４に示すように、実験に用いる燃料として、ほぼ同一のオクタン価を有する複数の供試燃料を作製した。具体的には、市場のガソリン規格であるＲＯＮを基準に、オクタン価がいずれも約９０ＲＯＮである７種類の供試燃料（Ｐａｒａ９０、Ａｒｏｍ３０、Ａｒｏｍ２０、Ａｒｏｍ３０－Ｏｌｅ２０、Ａｒｏｍ３０－Ｎａｐｈ２０、ＥＴＢＥ２０、ＥｔＯＨ２０）を作製した。図４および図５に示すように、Ｐａｒａ９０は、ベース燃料であるパラフィン系炭化水素（ノルマルパラフィンおよびイソパラフィン）のみで構成された燃料であり、Ａｒｏｍ３０は、パラフィン系炭化水素に加えて約３０ｖｏｌ％（ｖｏｌ％は体積割合）のアロマ系炭化水素を含有した燃料であり、Ａｒｏｍ２０は、パラフィン系炭化水素に加えて約２０ｖｏｌ％のアロマ系炭化水素を含有した燃料であり、Ａｒｏｍ３０－Ｏｌｅ２０は、パラフィン系炭化水素に加えて約３０ｖｏｌ％のアロマ系炭化水素と約２０ｖｏｌ％のオレフィン系炭化水素とを含有した燃料であり、Ａｒｏｍ３０－Ｎａｐｈ２０は、パラフィン系炭化水素に加えて約３０ｖｏｌ％のアロマ系炭化水素と約２０ｖｏｌ％のナフテン系炭化水素とを含有した燃料であり、ＥＴＢＥ２０は、パラフィン系炭化水素に加えて約２０ｖｏｌ％のＥＴＢＥ（エチルtert－ブチルエーテル）を含有したバイオ系燃料であり、ＥｔＯＨ２０は、パラフィン系炭化水素に加えて約２０ｖｏｌ％のエタノールを含有したバイオ系燃料である。これら７種類の供試燃料は、いずれもオクタン価が約９０ＲＯＮになるように調製されている。また、実験用のエンジンは直噴式であるため、燃料による混合気形成の差異が生じないように、エタノールが混合されたＥｔＯＨ２０以外の各供試燃料においては、蒸発や微粒化に関係する動粘度、表面張力、および蒸留特性（図６）が同等となるように調製した。
　さらに、図４には示していないが、比較のために、オクタン価が約９０ＲＯＮの上記７種の供試燃料に加えて、国内で市販されているレギュラーガソリンも用意した。レギュラーガソリンのオクタン価は約９１ＲＯＮであった。このように、図４の供試燃料（７種）とレギュラーガソリンとは、いずれも同等のＲＯＮを有する燃料である。
　　（２－２）実験結果および考察
　　　（ａ）実験結果
　上記各燃料（合計８種）を用いて、４つの異なるＥＧＲ率（０％、４０％、６０％、８０％）の条件下でＨＣＣＩ燃焼による運転を試みた。その結果を図７および図８に示す。なお、いずれのケースでもＧ／Ｆは８０に設定されている。
　まず、アロマ系、オレフィン系、ナフテン系の各成分の影響を調べるために、Ｐａｒａ９０、Ａｒｏｍ２０、Ａｒｏｍ３０、Ａｒｏｍ３０-Ｏｌｅ２０、およびＡｒｏｍ３０-Ｎａｐｈ２０の各燃料を用いた場合の熱発生率をそれぞれ測定し、図７のグラフを得た。この図７における（ａ）（ｂ）（ｃ）（ｄ）の各グラフは、それぞれＥＧＲ率を０％、４０％、６０％、８０％に設定した場合のものである。図７のグラフ（ａ）に示すように、ＥＧＲ率が０％の場合、上記５種類の燃料の着火時期は、ＲＯＮがほぼ同一であるにも関わらず互いに異なっている。例えば、上記５種類の燃料の中では、パラフィン系成分のみからなるＰａｒａ９０の着火時期が最も早く、アロマ系成分およびナフテン系成分を含むＡｒｏｍ３０-Ｎａｐｈ２０の着火時期が最も遅い。これら各燃料の着火時期の相違は、ＥＧＲ率が大きくなるほど縮小し、ＥＧＲ率が８０％に達すると（グラフ（ｄ））、燃料による着火時期の差はほぼ認められなくなった。
　次に、バイオ系燃料に含まれる代表的な成分の影響、および市販ガソリンの成分の影響を調べるために、ＥｔＯＨ２０、ＥＴＢＥ２０、およびレギュラーガソリン（９１ＲＯＮ）の各燃料を用いた場合の熱発生率を測定し、図８のグラフを得た。この図８における（ａ）（ｂ）（ｃ）（ｄ）の各グラフは、それぞれＥＧＲ率を０％、４０％、６０％、８０％に設定した場合のものである。各グラフでは、比較のために、Ｐａｒａ９０を用いた場合の熱発生率も併せて示している。図８のグラフ（ａ）に示すように、ＥＧＲ率が０％の場合には、筒内温度の不足により、レギュラーガソリンは着火しにくい特性を示し、その着火時期が大幅に遅角した。ＥＧＲ率が４０％の場合（グラフ（ｂ））は、レギュラーガソリンの着火時期がＰａｒａ９０とほぼ同じ着火時期となった。また、図７のケースと同様、ＥＧＲ率が８０％に達すると（グラフ（ｄ））、燃料による着火時期の差はほぼ認められなくなった。
　上記燃焼試験（図７、図８）の結果に基づいて、試験に用いられた８種全ての燃料の着火時期、図示燃料消費率（ＩＳＦＣ）、および図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）の変動率を、ＥＧＲ率との関係において調べ、それぞれ図９のグラフ（ａ）～（ｃ）を得た。
　図９のグラフ（ａ）に示すように、ＥＧＲ率が０％の条件では、上記８種の燃料の間で、着火時期が最大で約６ｄｅｇ異なっている。このような大きな着火時期のばらつきが生じるのは、図７のグラフ（ａ）および図８のグラフ（ａ）に示すように、圧縮行程の途中で低温酸化反応が起きているためと考えられる（破線で囲んだ符号Ｗの部分参照）。なお、低温酸化反応とは、燃料が激しく酸化する反応（火炎の発生を伴う反応）である高温酸化反応が起きる前の比較的低温の環境下で起きる緩慢な酸化反応のことである。低温酸化反応は、燃料の分子構造が少しずつ壊れるような緩慢な反応であるため、燃料成分（分子構造）の相違による影響を受け易い。このような低温酸化反応が事前に起きたことが、高温酸化反応に影響を及ぼし、大きな着火時期の相違を生み出したものと考えられる。
　一方、ＥＧＲ率が４０％まで上昇すると、上記８種の燃料の着火時期は全体的に進角するとともに、これらの着火時期の差が約２ｄｅｇ以内に収まるようになる。この傾向はＥＧＲ率がさらに上昇した場合でも同様であり、ＥＧＲ率が８０％の条件では着火時期の差は２ｄｅｇ未満にまで小さくなっている。つまり、同等のＲＯＮを有する上記８種の燃料の間では、ＥＧＲ率を４０％以上にすることにより、燃料成分の相違が着火時期に及ぼす影響をほぼ解消できるということが分かった。これは、内部ＥＧＲによる気筒内の高温化の影響で、低温酸化反応が十分に抑制されたためであると考えられる。なお、図９のグラフ（ａ）によると、ＥＧＲ率が６０％から８０％まで上昇すると全体的に着火時期が遅角しているが、これは、ＥＧＲ率の増加に伴い筒内ガスの比熱比が低下し、圧縮端温度が低下したためである。
　また、ＩＳＦＣおよびＩＭＥＰ変動率（図９のグラフ（ｂ）（ｃ））も、着火時期の変化と同様であり、ＥＧＲ率が４０％以上になると燃料成分による影響がほぼ認められなくなった。
　　　（ｂ）Ｇ／Ｆによる影響
　Ｇ／Ｆの相違による影響を明らかにするために、オクタン価がいずれも約９０ＲＯＮである７種の燃料（Ｐａｒａ９０、Ａｒｏｍ３０、Ａｒｏｍ２０、Ａｒｏｍ３０－Ｏｌｅ２０、Ａｒｏｍ３０－Ｎａｐｈ２０、ＥＴＢＥ２０、ＥｔＯＨ２０）を用いて、種々のＧ／Ｆの条件下でＨＣＣＩ燃焼による運転を試みた。そして、Ｐａｒａ９０を基準とした着火時期の差分（ΔＩｇ）を調べ、図１０に示す等値線グラフを得た。なお、Ｇ／Ｆが小さいほど気筒内への燃料の供給量が多いことになるので、Ｇ／Ｆが小さいことはエンジン負荷が高いことを意味し、Ｇ／Ｆが大きいことはエンジン負荷が低いことを意味する。また、ＥＧＲ率が８０の条件では、Ｇ／Ｆが８０になると空気過剰率λが1に達した。そのため、このＧ／Ｆ８０相当の負荷よりも高負荷側では運転できなかった。そこで、図１０では、λが1未満になる運転不能な領域（「Ｏｖｅｒ　Ｒｉｃｈ」と記す領域）を空白としている。このことは、後述する図１１、図１３、図１４のグラフでも同様である。
　図１０に示すように、Ｇ／Ｆが１６０以上の負荷の低い運転条件では、ＥＧＲ率によらず着火時期の差は±１ｄｅｇ以内に収まり、燃料成分の相違による影響は小さいことが分かる。しかしながら、Ｇ／Ｆが１６０よりも小さくなる（つまり負荷が高くなる）と着火時期の差が±１ｄｅｇよりも大きくなる領域（つまり燃料成分の相違による影響が大きい領域）が現れ始める。着火時期の差が「１．０」の等値線から理解されるように、着火時期の差を±１ｄｅｇ以内に抑えるためには、Ｇ／Ｆが１００の条件ではＥＧＲ率を２０％以上にする必要があり、Ｇ／Ｆが８０以下の条件ではＥＧＲ率を４０％以上にする必要がある。
　図１０のような特性が見られるメカニズムを理解するために、吸気弁の閉時期（ＩＶＣ）での筒内温度を調べ、図１１に示す等値線グラフを得た。なお、この図１１のグラフには、図１０より得られた着火時期差±１ｄｅｇの等値線も併せて示している。図１１に示すように、着火時期の差（ΔＩｇ）が±１ｄｅｇよりも大きくなる運転条件は、Ｇ／Ｆが小さく（つまり燃料濃度が高く）、かつ筒内温度が低い運転条件であることが分かる。このことより、着火時期の差が低温酸化反応の影響によって生じていることが示唆される。
　　　（ｃ）燃料成分による影響
　燃料成分がＨＣＣＩ燃焼の着火時期に及ぼす影響を調べるために、オクタンインデックス（ＯＩ）を用いた解析を行った。すなわち、運転条件ごとに下式（１）に示す係数Ｋを同定することにより、着火時期のＲＯＮとＭＯＮへの依存度合を調べた。
　ＯＩ＝（１－Ｋ）×ＲＯＮ＋Ｋ×ＭＯＮ　‥‥（１）
　周知のとおり、ＲＯＮはリサーチオクタン価であり、ＭＯＮはモータオクタン価である。
　上記両オクタン価はいずれも燃料の着火性（耐ノック性）を示す指標であるが、測定条件が異なっている。この測定条件の相違より、ＲＯＮは比較的低い温度条件での着火性を表す指標であるということができ、ＭＯＮは比較的高い温度条件での着火性を表す指標であるということができる。さらにいえば、ＲＯＮは低温酸化反応を伴う燃焼条件下での燃料の着火性を表す指標であり、ＭＯＮは低温酸化反応を伴わない燃焼条件下での燃料の着火性を表す指標である。
　図９のグラフ（ａ）に示した各燃料の着火時期、つまりＧ／Ｆが８０一定でかつＥＧＲ率が変化した場合の各燃料の着火時期の変化に基づいて、ＥＧＲ率ごとに、上記式（１）の係数Ｋを最小二乗法により同定し、図１２のグラフを得た。なお、係数Ｋの同定にあたっては、図９のグラフ（ａ）の着火時期の測定に使用した８種の燃料だけでなく、オクタン価が８０ＲＯＮになるように調製された別の供試燃料の着火時期と、国内で市販されているハイオクガソリン（１００ＲＯＮ）の着火時期とを測定し、そのデータも利用した。
　ここで、係数Ｋを運転条件ごとに同定することは、ＲＯＮとＭＯＮのどちらが着火時期との相関性が高いのかを運転条件ごとに調べることを意味する。すなわち、ある運転条件において同定されたＫが大きい場合、その運転条件は、着火時期がＭＯＮの値による影響を受け易い（つまり着火時期とＭＯＮとの相関性が高い）運転条件であるということができる。このことは、低温酸化反応の影響が小さい運転条件であることを意味する。一方、ある運転条件において同定されたＫが小さい場合、その運転条件は、着火時期がＲＯＮの値による影響を受け易い（つまり着火時期とＲＯＮとの相関性が高い）運転条件であるということができる。このことは、低温酸化反応の影響が大きい運転条件であることを意味する。なお、係数Ｋが１の場合、式（１）はＯＩ＝ＭＯＮとなるので、オクタンインデックスはＭＯＮそのものである。また、係数Ｋが０の場合、式（１）はＯＩ＝ＲＯＮとなるので、オクタンインデックスはＲＯＮそのものである。
　図１２によれば、係数Ｋは、ＥＧＲ率８０％の条件では１より大きく、ＥＧＲ率４０％の条件ではゼロにほぼ等しくなっており、ＥＧＲ率が小さくなるにつれて比例的に係数Ｋが小さくなっている。このことは、ＥＧＲ率８０％の条件では低温酸化反応の影響を無視できること、および、ＥＧＲ率が８０％より小さくなるほど低温酸化反応の影響が徐々に大きく現れることを示唆している。つまり、図１２に示す係数Ｋの変化は、燃料成分が着火時期に及ぼす影響の特性をよく説明できているといえる。なお、図１０によれば、ＥＧＲ率が４０％以上の範囲では、ほとんどのＧ／Ｆの場合で着火時期の差が約±１ｄｅｇ以下となっている。このことと図１２の結果より、ＨＣＣＩ燃焼において燃料成分による影響を十分に抑制するためには、係数Ｋが０以上であることが求められるといえる。逆に、係数Ｋが０より小さいと、低温酸化反応の影響が非常に大きくなって、燃料成分の相違によりＨＣＣＩ燃焼の着火時期が大きくばらつくことになる。したがって、このようなことを避けつつ適正なＨＣＣＩ燃焼を行うには、オクタンインデックスの係数Ｋが０以上となる運転条件、つまり低温酸化反応の影響が相対的に小さい運転条件を用いることが重要である。
　　（２－３）ＨＣＣＩ燃焼制御の指針検討
　　　（ａ）各種の運転制約の検討
　ＨＣＣＩ燃焼を試みる場合、従来のＳＩ燃焼（火花点火燃焼）に比べて考慮すべき制約が多いことが知られている。例えば、エンジンの高負荷域では、急峻な燃焼の進行によって大きな燃焼騒音が発生することが懸念されるので、高負荷域で燃焼騒音が増大しないようにＨＣＣＩ燃焼を制御しなければならないという制約がある。そこで、このような制約も考慮した上で、燃料成分による影響を最小にするための燃焼制御の指針を検討した。
　レギュラーガソリン（９１ＲＯＮ）を用いてＨＣＣＩ燃焼を行った場合の燃焼騒音について調べ、図１３のグラフ（ａ）を得た。具体的に、図１３のグラフ（ａ）は、ＥＧＲ率およびＧ／Ｆに応じた最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）の変化を示す等値線グラフである。また、図１３のグラフ（ｂ）として、ＥＧＲ率およびＧ／Ｆに応じたオクタンインデックスの係数Ｋがの変化を示す等値線グラフを作成した。なお、最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）は、クランク角に応じて変化する筒内圧力の上昇率の最大値であり、燃焼騒音の指標となるパラメータである。
　燃料成分の影響を弱めつつ燃焼騒音を抑制する観点から、ここでは、最大圧力上昇率の上限値を７００ｋＰａ／ｄｅｇ（５ＭＰａ／ｓｅｃに相当）とし、係数Ｋの下限値を０とする。グラフ（ａ）に示すように、最大圧力上昇率は、高負荷側の一部の領域において上限値（７００ｋＰａ／ｄｅｇ）を超えているが、ＥＧＲ率が低いと着火時期が遅角することから、ＥＧＲ率が低い範囲（約２０％未満）ではいずれの負荷でも最大圧力上昇率が上限値以下に抑えられている。グラフ（ｂ）に示すように、係数Ｋは、ＥＧＲ率が低くかつ負荷が高い一部の領域において下限値（０）を下回っている。これは、ＥＧＲ率が低くかつ負荷が高いと、低温の気筒内に高濃度の燃料が存在することになり、低温酸化反応の影響を受け易くなるからである。
　　　（ｂ）各運転制約を考慮した燃焼制御指針
　図１３のグラフ（ａ）（ｂ）に示した最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）および係数Ｋの各許容値を、図示燃料消費率（ＩＳＦＣ）の等値線に重ねることにより、図１４のグラフを得た。この図１４のグラフを用いて、燃焼騒音の増大を回避しつつ低負荷から高負荷まで適正なＨＣＣＩ燃焼を行うための制御指針について検討する。なお、図１４には、最大圧力上昇率および係数Ｋが許容範囲外になる領域、つまりｄｐ／ｄθ＞７００ｋＰａの領域と、Ｋ＜０の領域とを、それぞれグレーで着色して示しており、以下ではこれらをＮＧ領域と称する。
　ここで、最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）のＮＧ領域は、レギュラーガソリンを用いた場合のものであるが、既に説明したとおり、オクタン価が同等であれば、係数Ｋが０以上となる運転条件をつくり出すことにより、たとえ燃料成分が異なる燃料を用いた場合でも同様の着火特性が得られることが分かっている。このため、燃料のオクタン価がレギュラーガソリン（９１ＲＯＮ）と同等であることが保障されている場合には、最大圧力上昇率および係数Ｋの各ＮＧ領域をいずれも避けるように運転条件を調整することにより、燃料成分によらず低騒音で安定したＨＣＣＩ燃焼を実現できると考えられる。
　そこで、図１４に示す矢印ｐ，ｑに沿ってＥＧＲ率を制御することが提案される。すなわち、まず矢印ｐに示すように、最大圧力上昇率のＮＧ領域（ｄｐ／ｄθ＞７００ｋＰａの領域）よりも負荷の低い領域において、負荷が高まるほど（Ｇ／Ｆが小さくなるほど）ＥＧＲ率を大きくする。ＥＧＲ率は、係数ＫのＮＧ領域（Ｋ＜０の領域）の外側の近傍を通過するような値に設定し、負荷に応じて０％から４０％まで徐々に増大させる。負荷が圧力上昇率のＮＧ領域の境界に対応する値に近づくと、それ以上ＥＧＲ率が上昇しないように、矢印ｑに示すように、ＥＧＲ率を一定値（４０％）に維持しながら負荷を上昇させる。
　矢印ｐは、最大圧力上昇率および係数Ｋの各ＮＧ領域から外れているため、この矢印ｐに沿ってＥＧＲ率を制御することにより、燃料成分によらず低騒音なＨＣＣＩ燃焼を実現することが可能になると考えられる。一方、矢印ｑは圧力上昇率のＮＧ領域内に存在するため、燃焼騒音を抑えるための別の対策を講じる必要がある。例えば、燃料の噴射タイミングを通常よりもリタードさせて故意に着火時期を遅らせるなどの対策を採ることが考えられる。
　（３）実施形態の作用効果等の説明
　次に、本願発明者による上述した研究の成果に基づいて、図１および図２に示した実施形態の作用効果等について説明する。
　上記実施形態では、ＨＣＣＩ燃焼による運転時に、図２に示した制御マップに定められた目標ＥＧＲ率に沿って内部ＥＧＲの制御が実行される。この図２の制御マップに従ったＥＧＲ率の設定は、上述した研究で得られた図１４の制御指針に適合した制御であるということができる。すなわち、図２の制御マップにおける区間Ｐは、図１４の矢印ｐに沿ってＥＧＲ率を設定することに対応しており、同制御マップにおける区間Ｑは、図１４の矢印ｑに沿ってＥＧＲ率を設定することに対応している。このような態様でＥＧＲ率が設定される上記実施形態によれば、ＨＣＣＩ燃焼による運転時に着火時期がばらつくのを燃料成分によらず抑制できるという利点がある。
　具体的に、上記実施形態では、最低負荷Ｙから閾値負荷Ｘまでの負荷域において、負荷が高くなるほど（言い換えるとＧ／Ｆが小さくなるほど）ＥＧＲ率が大きくされる。これにより、気筒２の燃料濃度が高くなる条件であるほど筒内温度が高くされるので、低温酸化反応の発生を抑制することができ、燃料の着火時期が燃料成分によりばらつくのを抑制することができる。例えば、負荷が高く燃料濃度が高い条件において仮に筒内温度が低くなっていると、低温酸化反応が起き易くなり、その低温酸化反応の影響により、高温酸化反応の開始時期、つまり燃料の着火時期が燃料成分により大きくばらつくことが懸念される。これに対し、上記実施形態では、燃料濃度が高くなる高負荷側ほどＥＧＲ率が大きくされるので、多量の内部ＥＧＲによる気筒２の高温化によって低温酸化反応が起きない（もしくは起き難い）環境がつくり出される結果、燃料成分の相違が着火時期に及ぼす影響を十分に抑制することができる。これにより、燃料成分によらず同様のタイミングで燃料を着火させることができ、成分の異なる種々の燃料の使用を許容しながら適正なＨＣＣＩ燃焼を実現することができる。
　また、上記実施形態では、最低負荷Ｙから閾値負荷Ｘまでの負荷域において、ＥＧＲ率が図２の制御マップに示すような値に設定されることにより、図１４のグラフに矢印ｐとして示したように、オクタンインデックスの係数Ｋおよび最大圧力上昇率（ｄｐ／ｄθ）を、それぞれ許容範囲内に抑えることができる。これにより、燃料成分の相違による着火時期のばらつき、および燃焼騒音の増大をそれぞれ抑制することができ、燃料成分によらず適正なＨＣＣＩ燃焼を実現することができる。
　なお、上記実施形態では、エンジンの全ての負荷域において、オクタンインデックスの係数Ｋが０以上になるようにＥＧＲ率を設定したが、図１５において矢印ｐ’，ｑ’として示すように、着火時期の差（ΔＩｇ）が±１ｄｅｇを超える領域を避けるようにＥＧＲ率を設定してもよい。このようにすれば、ΔＩｇが±１ｄｅｇ以下に抑えられるので、やはり燃料成分の相違による着火時期のばらつきを抑制することができる。なお、図１５における着火時期差のＮＧ領域（ΔＩｇ＞１．０ｄｅｇの領域）の境界は、図１０に示したΔＩｇ＝１．０の等値線を重ねることにより得たものである。
　また、上記実施形態では、排気弁１２を吸気行程中に開弁させる（それに伴い既燃ガスを気筒２に逆流させる）ことにより内部ＥＧＲを実現したが、これに代えて、吸気弁および排気弁の双方が閉じるネガティブオーバーラップ期間を設けることにより内部ＥＧＲを実現してもよい。あるいは、内部ＥＧＲに代えて、吸気通路と排気通路とを短距離で結ぶＥＧＲ通路を通じて既燃ガスを還流する外部ＥＧＲを実行してもよい。ただしこの場合、ＥＧＲ通路には、既燃ガスを冷却するためのＥＧＲクーラを設けないようにする。これは、ＥＧＲクーラが備わっていない短距離のＥＧＲ通路を通じて、気筒から排出された既燃ガス（排気ガス）を高温のまま気筒２に還流するためである。いずれにしても、本発明におけるＥＧＲ装置は、既燃ガスを高温のまま気筒内に導入するＥＧＲ（高温ＥＧＲ）が実現できるものであればよく、その限りにおいてＥＧＲ装置は種々の改変が可能である。
　（４）実施形態のまとめ
　前記実施形態をまとめると以下のとおりである。
　前記実施形態の圧縮着火式ガソリンエンジンは、ピストンが往復動可能に収容された気筒と、ガソリンを主成分とする燃料を前記気筒に噴射する燃料噴射弁と、前記気筒で生成された既燃ガスを高温のまま気筒に導入する高温ＥＧＲを実行可能なＥＧＲ装置と、前記燃料噴射弁から噴射された燃料が気筒内で自着火するＨＣＣＩ燃焼が起きるように前記燃料噴射弁およびＥＧＲ装置を制御する燃焼制御部とを備える。前記燃焼制御部は、少なくともＨＣＣＩ燃焼が行われる部分負荷の運転領域において、気筒内の全ガス量と燃料量との比であるＧ／Ｆが小さくなる高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくなるように前記ＥＧＲ装置を制御する。
　この構成によれば、ＨＣＣＩ燃焼による運転時に、Ｇ／Ｆが小さくなる（言い換えると燃料濃度が高くなる）高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくされるので、ＥＧＲ率の増大に伴う気筒内の高温化によって低温酸化反応の発生を抑制することができ、燃料の着火時期が燃料成分によりばらつくのを抑制することができる。例えば、負荷が高く燃料濃度が高い条件において仮に筒内温度が低くなっていると、低温酸化反応が起き易くなり、その低温酸化反応の影響により、高温酸化反応の開始時期、つまり燃料の着火時期が燃料成分により大きくばらつくことが懸念される。これに対し、前記構成では、燃料濃度が高くなる高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくされるので、多量の高温ＥＧＲによる気筒の高温化によって低温酸化反応が起きない（もしくは起き難い）環境がつくり出される結果、燃料成分の相違が着火時期に及ぼす影響を十分に抑制することができる。これにより、燃料成分によらず同様のタイミングで燃料を着火させることができ、成分の異なる種々の燃料の使用を許容しながら適正なＨＣＣＩ燃焼を実現することができる。
　好ましくは、前記燃焼制御部は、下式（１）で表されるオクタンインデックスの係数Ｋを所定値以上にすることが可能なＥＧＲ率が実現されるように前記ＥＧＲ装置を制御する。
　ＯＩ＝（１－Ｋ）×ＲＯＮ＋Ｋ×ＭＯＮ　‥‥（１）
　ここに、ＲＯＮはリサーチオクタン価、ＭＯＮはモータオクタン価である。
　このように、オクタンインデックスの係数Ｋが比較的大きくなるようにＥＧＲ率を設定した場合には、着火時期とＲＯＮとの相関性が低く低温酸化反応の影響が小さい運転条件をつくり出すことができ、燃料成分の相違による着火時期のばらつきを効果的に抑制することができる。
　あるいは、同様の効果を奏する別の態様として、前記燃焼制御部は、燃料成分の相違による着火時期のばらつきを所定値以下に抑制可能なＥＧＲ率が実現されるように前記ＥＧＲ装置を制御するものであってもよい。
　前記気筒の幾何学的圧縮比は、１８以上２２以下に設定されることが好ましい。
　この構成によれば、ＨＣＣＩ燃焼を実現可能な高温・高圧の筒内環境を適正につくり出すことができる。
　好ましくは、前記ＥＧＲ装置は、前記高温ＥＧＲとして、前記気筒で生成された既燃ガスを気筒に残留させる内部ＥＧＲを実行可能なバルブ可変機構である。
　この構成によれば、高温の既燃ガスを気筒に残留させることにより筒内温度を確実に上昇させることができる。

Claims (5)

  1. 　ピストンが往復動可能に収容された気筒と、
    　ガソリンを主成分とする燃料を前記気筒に噴射する燃料噴射弁と、
    　前記気筒で生成された既燃ガスを高温のまま気筒に導入する高温ＥＧＲを実行可能なＥＧＲ装置と、
    　前記燃料噴射弁から噴射された燃料が気筒内で自着火するＨＣＣＩ燃焼が起きるように前記燃料噴射弁およびＥＧＲ装置を制御する燃焼制御部とを備え、
    　前記燃焼制御部は、少なくともＨＣＣＩ燃焼が行われる部分負荷の運転領域において、気筒内の全ガス量と燃料量との比であるＧ／Ｆが小さくなる高負荷条件では低負荷条件に比べてＥＧＲ率が大きくなるように前記ＥＧＲ装置を制御する、ことを特徴とする圧縮着火式ガソリンエンジン。
  2. 　請求項１に記載の圧縮着火式ガソリンエンジンにおいて、
    　前記燃焼制御部は、下式（１）で表されるオクタンインデックスの係数Ｋを所定値以上にすることが可能なＥＧＲ率が実現されるように前記ＥＧＲ装置を制御する、ことを特徴とする圧縮着火式ガソリンエンジン。
    　ＯＩ＝（１－Ｋ）×ＲＯＮ＋Ｋ×ＭＯＮ　‥‥（１）
    　ここに、ＲＯＮはリサーチオクタン価、ＭＯＮはモータオクタン価である。
  3. 　請求項１に記載の圧縮着火式ガソリンエンジンにおいて、
    　前記燃焼制御部は、燃料成分の相違による着火時期のばらつきを所定値以下に抑制可能なＥＧＲ率が実現されるように前記ＥＧＲ装置を制御する、ことを特徴とする圧縮着火式ガソリンエンジン。
  4. 　請求項１～３のいずれか１項に記載の圧縮着火式ガソリンエンジンにおいて、
    　前記気筒の幾何学的圧縮比が１８以上２２以下に設定された、ことを特徴とする圧縮着火式ガソリンエンジン。
  5. 　請求項１～４のいずれか１項に記載の圧縮着火式ガソリンエンジンにおいて、
    　前記ＥＧＲ装置は、前記高温ＥＧＲとして、前記気筒で生成された既燃ガスを気筒に残留させる内部ＥＧＲを実行可能なバルブ可変機構である、ことを特徴とする圧縮着火式ガソリンエンジン。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020062738A1 (zh) * 2018-09-26 2020-04-02 广州汽车集团股份有限公司 发动机及燃料缸内分层压燃方法

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3969738A1 (en) 2019-05-15 2022-03-23 Clearflame Engines, Inc. Cold-start for high-octane fuels in a diesel engine architecture
MX2022010464A (es) 2020-02-26 2022-12-13 Clearflame Engines Inc Motor agnostico de encendido por compresion de combustible.
JP2023533965A (ja) 2020-07-09 2023-08-07 クリアフレーム エンジンズ，インコーポレイテッド 高温混合制御エンジンにおける気筒休止のシステム及び方法
JP7468307B2 (ja) * 2020-11-13 2024-04-16 マツダ株式会社 エンジンシステム

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001003800A (ja) * 1999-06-23 2001-01-09 Hitachi Ltd エンジン制御システム及び制御方法
JP2004076736A (ja) * 2002-07-31 2004-03-11 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 圧縮自己着火内燃機関とその燃焼制御方法
JP2005061323A (ja) * 2003-08-13 2005-03-10 Honda Motor Co Ltd 圧縮着火内燃機関の制御装置
JP2014047643A (ja) 2012-08-29 2014-03-17 Mazda Motor Corp 火花点火式エンジン
JP2015001156A (ja) * 2013-06-13 2015-01-05 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の熱発生率波形作成装置及び燃焼状態診断装置
JP2016044670A (ja) * 2014-08-27 2016-04-04 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4645456B2 (ja) 2006-01-23 2011-03-09 株式会社豊田自動織機 予混合圧縮自着火燃焼機関の制御装置
JP4928512B2 (ja) 2008-08-04 2012-05-09 本田技研工業株式会社 内燃機関の制御装置
JP5392165B2 (ja) * 2010-03-31 2014-01-22 マツダ株式会社 ガソリンエンジンの制御装置
US20130213349A1 (en) 2010-10-26 2013-08-22 Delphi Technologies, Inc High-Efficiency Internal Combustion Engine and Method for Operating Employing Full-Time Low-Temperature Partially-Premixed Compression Ignition with Low Emissions
JP5998751B2 (ja) 2012-08-29 2016-09-28 マツダ株式会社 火花点火式直噴エンジン
JP6056273B2 (ja) * 2012-08-29 2017-01-11 マツダ株式会社 火花点火式直噴エンジン
JP6268861B2 (ja) * 2013-09-25 2018-01-31 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001003800A (ja) * 1999-06-23 2001-01-09 Hitachi Ltd エンジン制御システム及び制御方法
JP2004076736A (ja) * 2002-07-31 2004-03-11 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 圧縮自己着火内燃機関とその燃焼制御方法
JP2005061323A (ja) * 2003-08-13 2005-03-10 Honda Motor Co Ltd 圧縮着火内燃機関の制御装置
JP2014047643A (ja) 2012-08-29 2014-03-17 Mazda Motor Corp 火花点火式エンジン
JP2015001156A (ja) * 2013-06-13 2015-01-05 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の熱発生率波形作成装置及び燃焼状態診断装置
JP2016044670A (ja) * 2014-08-27 2016-04-04 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020062738A1 (zh) * 2018-09-26 2020-04-02 广州汽车集团股份有限公司 发动机及燃料缸内分层压燃方法

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