JP2014173530A - Compression self-ignition type engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、本発明は、ガソリンを含有する燃料を自着火により燃焼させるCI燃焼が少なくとも一部の運転領域で実行可能な圧縮自己着火式エンジンに関する。 The present invention relates to a compression self-ignition engine in which CI combustion in which fuel containing gasoline is burned by self-ignition can be executed in at least a part of the operation region.
従来、ガソリンエンジンの分野では、点火プラグの火花点火によって混合気を強制的に燃焼させる火花点火燃焼を採用することが一般的であったが、近年、このような火花点火燃焼に代えて、いわゆる圧縮自己着火燃焼をガソリンエンジンに適用する研究が進められている。圧縮自己着火燃焼とは、ピストンの圧縮によりつくり出される高温・高圧の環境下で混合気を自着火により燃焼させることである。圧縮自己着火燃焼は、混合気が同時多発的に自着火する燃焼であり、火炎伝播により徐々に燃焼が拡がる火花点火燃焼に比べて燃焼期間が短く、より高い熱効率が得られるといわれている。なお、以下では、火花点火燃焼(Spark Ignition Combustion)のことを「SI燃焼」と略称し、圧縮自己着火燃焼(Compression Self-Ignition Combustion)のことを「CI燃焼」と略称する。 Conventionally, in the field of gasoline engines, it has been common to employ spark ignition combustion in which an air-fuel mixture is forcibly combusted by spark ignition of an ignition plug. In recent years, instead of such spark ignition combustion, so-called spark ignition combustion has been adopted. Research is underway to apply compression auto-ignition combustion to gasoline engines. The compression self-ignition combustion is combustion of the air-fuel mixture by self-ignition in a high temperature and high pressure environment created by compression of the piston. Compressed self-ignition combustion is combustion in which an air-fuel mixture is self-ignited at the same time, and is said to have a shorter combustion period and higher thermal efficiency than spark ignition combustion in which combustion gradually expands by flame propagation. Hereinafter, the spark ignition combustion is abbreviated as “SI combustion”, and the compression self-ignition combustion is abbreviated as “CI combustion”.
上記CI燃焼は、燃料噴射量が少なく熱発生量が少ないエンジンの低負荷域では起き難い。そこで、このような低負荷域でも確実にCI燃焼を起こさせるために、エンジン本体に導入される吸気を強制的に加熱する吸気加熱手段を設けることが提案されている。例えば、吸気加熱手段を備えた圧縮自己着火式エンジンとして、下記の特許文献1および特許文献2が知られている。
The CI combustion is difficult to occur in a low load region of an engine with a small fuel injection amount and a small amount of heat generation. Therefore, it has been proposed to provide intake air heating means for forcibly heating the intake air introduced into the engine body in order to cause CI combustion reliably even in such a low load region. For example, the following Patent Document 1 and
特許文献1には、排気ガスとの熱交換によって吸気を加熱する熱交換器を排気通路に設けたエンジンが開示されている。このエンジンの吸気通路と排気通路との間には、吸気通路から分岐して熱交換器を通った後に再び吸気通路へと戻されるバイパス通路が設けられている。バイパス通路の下流端部と吸気通路との接続部には、切換バルブが設けられており、この切換バルブの開度によって吸気の分岐流れが制御されるようになっている。具体的に、この特許文献1のエンジンでは、その部分負荷運転時に、バイパス通路への分岐流れを許容するように切換バルブが制御される。これにより、バイパス通路を通じて熱交換器に吸気が導入され、この熱交換器で加熱された吸気がエンジン本体に導入されることにより、CI燃焼が促進される。一方、この状態でエンジン負荷が増大するとノッキングの発生が懸念される。そこで、ノッキングが発生したと判定された場合には、バイパス通路への分岐流れを遮断するように切換バルブが制御され、吸気の加熱が停止される。さらに、エンジンの全負荷域では、吸気の加熱が停止される上に、燃焼形式がCI燃焼からSI燃焼に切り換えられる。 Patent Document 1 discloses an engine in which a heat exchanger that heats intake air by heat exchange with exhaust gas is provided in an exhaust passage. Between the intake passage and the exhaust passage of the engine, there is provided a bypass passage that branches from the intake passage, passes through the heat exchanger, and then returns to the intake passage again. A switching valve is provided at a connection portion between the downstream end portion of the bypass passage and the intake passage, and the branch flow of the intake air is controlled by the opening degree of the switching valve. Specifically, in the engine of Patent Document 1, the switching valve is controlled so as to allow a branch flow to the bypass passage during the partial load operation. Thus, intake air is introduced into the heat exchanger through the bypass passage, and intake air heated by the heat exchanger is introduced into the engine body, thereby promoting CI combustion. On the other hand, if the engine load increases in this state, there is a concern about the occurrence of knocking. Therefore, when it is determined that knocking has occurred, the switching valve is controlled so as to block the branch flow to the bypass passage, and the heating of the intake air is stopped. Furthermore, in the full load region of the engine, the heating of the intake air is stopped and the combustion mode is switched from CI combustion to SI combustion.
特許文献2には、吸気通路をバイパスするバイパス通路に吸気加熱手段としてのヒータを設けたエンジンが開示されている。バイパス通路の下流端部(吸気通路との接続部)には三方電磁弁が設けられており、この三方電磁弁の切換え制御により、ヒータを通じて加熱された高温の吸気がエンジン本体に導入される状態から、ヒータを通過しない未加熱の吸気がエンジン本体に導入される状態へと(またはその逆へと)切り換えられるようになっている。
上記特許文献1,2によれば、加熱手段により加熱された高温の吸気をエンジン本体に導入するか、未加熱の吸気をエンジン本体に導入するかを、エンジンの運転状態等に応じて切り換えることができるので、適正なCI燃焼が実行可能な領域を拡大できるという利点がある。
According to
しかしながら、加熱手段による加熱温度は、常に一定に維持されるとは限らない。特に、特許文献1のように、エンジンの排気ガスとの熱交換により吸気を加熱する熱交換器を加熱手段として設けた場合には、エンジンの暖機の進み具合や運転状態等に応じて排気ガスの温度が変動するので、これに伴って吸気の加熱温度も変動する。また、加熱手段を通過しない未加熱の吸気をエンジン本体に供給する場合でも、その未加熱の吸気の温度は外気温によって直接的に変動する。 However, the heating temperature by the heating means is not always maintained constant. In particular, as in Patent Document 1, when a heat exchanger that heats the intake air by exchanging heat with the exhaust gas of the engine is provided as a heating means, the exhaust gas is exhausted according to the progress of engine warm-up, the operating state, and the like. Since the gas temperature fluctuates, the heating temperature of the intake air fluctuates accordingly. Even when unheated intake air that does not pass through the heating means is supplied to the engine body, the temperature of the unheated intake air varies directly depending on the outside air temperature.
上記特許文献1,2では、いずれも、吸気通路から分岐したバイパス通路に加熱手段が設けられるとともに、バイパス通路の下流端部(吸気通路との接続部)に例えば三方電磁弁のような切換えバルブが設けられるため、基本的には、吸気を加熱手段により加熱するか否か(バイパス通路への分岐流れの有無)を切り換えることしかできない。このため、エンジン本体に導入される吸気の温度は、加熱手段の熱源(例えば排気ガス)の温度や外気温によって変動せざるを得ない。このことは、適正なCI燃焼を安定して実現することを難しくし、失火や異常燃焼を発生させる原因となる。
In the
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、異常燃焼を伴わない適正なCI燃焼を安定的に実現することが可能な圧縮自己着火式エンジンを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a compression self-ignition engine capable of stably realizing proper CI combustion without abnormal combustion. .
上記課題を解決するためのものとして、本発明は、ガソリンを含有する燃料により駆動されるエンジン本体と、エンジン本体に導入される吸気が流通する吸気通路と、エンジン本体から排出された排気ガスが流通する排気通路と、排気通路を流通する排気ガスの一部を吸気通路に還流するEGR装置と、全運転領域の少なくとも一部に設定されたCI領域で、上記燃料の自着火による燃焼であるCI燃焼を実行させる制御手段とを備えた圧縮自己着火式エンジンであって、上記吸気通路は、吸気を加熱する加熱手段が設けられた高温通路と、高温通路と並列に延び、かつ加熱手段が設けられない低温通路と、高温通路および低温通路が集合した集合部と、集合部と上記エンジン本体とを接続する下流側通路と、上記高温通路および低温通路をそれぞれ流通する吸気の流量を調節する流量調節手段とを有し、上記制御手段は、上記CI領域での運転時において外気温が予め定められた所定温度未満であるときには、上記高温通路からエンジン本体に導入される吸気の流量が上記低温通路からエンジン本体に導入される吸気の流量よりも多くなるように上記流量調節手段を制御し、さらに、上記CI領域における少なくとも高負荷側の一部では、所定量の排気ガスが上記吸気通路に還流されるように上記EGR装置を制御する、ことを特徴とするものである(請求項1)。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides an engine body driven by fuel containing gasoline, an intake passage through which intake air introduced into the engine body flows, and exhaust gas discharged from the engine body. Combustion by self-ignition of the fuel in the exhaust passage that circulates, the EGR device that recirculates part of the exhaust gas that circulates in the exhaust passage to the intake passage, and the CI region set as at least a part of the entire operation region A compression self-ignition engine comprising control means for performing CI combustion, wherein the intake passage extends in parallel with a high temperature passage provided with a heating means for heating intake air, and the heating means A low temperature passage that is not provided, a collecting portion in which the high temperature passage and the low temperature passage are gathered, a downstream passage that connects the gathering portion and the engine body, and the high temperature passage and the low temperature passage. Flow rate adjusting means for adjusting the flow rate of the intake air flowing through each of the control means, and when the outside air temperature is lower than a predetermined temperature during operation in the CI region, The flow rate adjusting means is controlled so that the flow rate of intake air introduced into the engine body is greater than the flow rate of intake air introduced into the engine body from the low temperature passage, and at least a part on the high load side in the CI region Then, the EGR device is controlled so that a predetermined amount of exhaust gas is recirculated to the intake passage (claim 1).
本発明によれば、外気温が比較的低い条件でCI燃焼が実行されるときに、高温通路から導入される高温の吸気の流量が低温通路から導入される低温の吸気の流量よりも多くされるので、高温通路および低温通路の下流側(集合部)で混合された後にエンジン本体に導入される吸気の温度を、外気温よりも大幅に上昇させて、確実に所望の温度範囲に収めることができる。一方、外気温が所定温度以上であるときには、上記の関係が逆転する(つまり高温通路の流量が低温通路の流量以下になる)ので、上記温度の上昇幅が抑えられ、やはり所望の温度範囲が実現される。このように、本発明によれば、エンジン本体に導入される吸気の温度を外気温にかかわらず一定範囲に維持できるので、外気温が多少変動しても、適正なタイミングで燃料が自着火する環境を確実につくり出すことができ、CI燃焼の安定性を高めることができる。 According to the present invention, when the CI combustion is performed under a condition where the outside air temperature is relatively low, the flow rate of the high-temperature intake air introduced from the high-temperature passage is made larger than the flow rate of the low-temperature intake air introduced from the low-temperature passage. Therefore, the temperature of the intake air introduced into the engine main body after being mixed on the downstream side (collecting portion) of the high temperature passage and the low temperature passage is significantly raised above the outside air temperature, and is surely kept within the desired temperature range. Can do. On the other hand, when the outside air temperature is equal to or higher than the predetermined temperature, the above relationship is reversed (that is, the flow rate of the high-temperature passage is equal to or less than the flow rate of the low-temperature passage). Realized. Thus, according to the present invention, the temperature of the intake air introduced into the engine body can be maintained within a certain range regardless of the outside air temperature, so that the fuel self-ignites at an appropriate timing even if the outside air temperature slightly varies. The environment can be created reliably, and the stability of CI combustion can be enhanced.
さらに、CI領域における高負荷側の一部では、EGR装置を通じて比較的低温の排気ガスが吸気通路に還流されるので、燃料の噴射量が多いCI領域の高負荷側において、CI燃焼が過度に急峻化するのを防止することができる。これにより、燃焼に伴う圧力の上昇率が過大になることが回避されるので、大きな燃焼騒音やノッキング等の異常燃焼の発生を効果的に防止することができる。 Furthermore, since a relatively low temperature exhaust gas is recirculated to the intake passage through the EGR device in a part on the high load side in the CI region, CI combustion is excessively performed on the high load side in the CI region where the fuel injection amount is large. Steepening can be prevented. As a result, it is possible to avoid an excessive increase rate of pressure due to combustion, and thus it is possible to effectively prevent occurrence of abnormal combustion such as large combustion noise and knocking.
本発明において、好ましくは、上記EGR装置は、上記排気通路から吸気通路に還流される排気ガスを冷却するEGRクーラを備える(請求項2)。 In the present invention, preferably, the EGR device includes an EGR cooler that cools the exhaust gas recirculated from the exhaust passage to the intake passage.
この構成によれば、EGRクーラにより充分に冷却された低温の排気ガスを還流できるので、上記CI領域での高負荷側で懸念される異常燃焼等の発生を確実に防止することができる。 According to this configuration, since the low-temperature exhaust gas sufficiently cooled by the EGR cooler can be recirculated, it is possible to reliably prevent the occurrence of abnormal combustion or the like that is a concern on the high load side in the CI region.
本発明において、好ましくは、上記制御手段は、上記CI領域における少なくとも低負荷側の一部において、上記エンジン本体の吸気弁および排気弁の少なくとも一方の開弁特性を制御することにより、エンジン本体の燃焼室に排気ガスを残留させる内部EGRを実行し、上記内部EGRにより残留させられる排気ガスの量と、上記EGR装置を通じて還流される排気ガスの量とを比較したとき、前者に対する後者の割合が、エンジン負荷が高まるほど増大される(請求項3)。 In the present invention, preferably, the control means controls the valve opening characteristics of at least one of the intake valve and the exhaust valve of the engine body at least at a part on the low load side in the CI region. When performing the internal EGR that causes the exhaust gas to remain in the combustion chamber and comparing the amount of the exhaust gas left by the internal EGR with the amount of the exhaust gas recirculated through the EGR device, the ratio of the latter to the former is The engine load increases as the engine load increases (claim 3).
この構成によれば、エンジンの低負荷域で内部EGRによる排気ガスを燃焼室に残留させることにより、ポンピングロスを低減して燃費性能の向上を図ることができる。一方、負荷が高くなれば、内部EGRによる排気ガスの残留量を減らしつつ、EGR装置を通じて還流される低温の排気ガスを増やすことにより、高負荷側で懸念される異常燃焼等の発生を効果的に防止することができる。 According to this configuration, exhaust gas from the internal EGR is left in the combustion chamber in a low load region of the engine, thereby reducing pumping loss and improving fuel efficiency. On the other hand, if the load increases, the amount of low-temperature exhaust gas recirculated through the EGR device is increased while reducing the residual amount of exhaust gas due to internal EGR, thereby effectively generating abnormal combustion or the like that is a concern on the high load side. Can be prevented.
本発明において、好ましくは、上記制御手段は、上記CI領域よりも高負荷側の領域を含む運転領域に設定されたSI領域で、火花点火による強制燃焼であるSI燃焼を実行させ、上記SI領域での運転時、上記高温通路の流量に対する低温通路の流量の割合が、上記CI領域のときと比べて増大される(請求項4)。 In the present invention, preferably, the control means executes SI combustion, which is forced combustion by spark ignition, in an SI region set in an operation region including a region on a higher load side than the CI region, and the SI region During the operation at, the ratio of the flow rate of the low temperature passage to the flow rate of the high temperature passage is increased as compared with that in the CI region.
この構成によれば、エンジン高負荷域でのSI燃焼の実行時に、燃焼室が無用に高温化することが回避されるので、ノッキング等の異常燃焼の発生を確実に防止することができる。 According to this configuration, when the SI combustion is performed in the engine high load region, the combustion chamber is prevented from being heated to an unnecessarily high temperature, so that abnormal combustion such as knocking can be reliably prevented.
上記構成において、より好ましくは、上記流量調節手段は、上記高温通路に設けられたバタフライ式の第1スロットル弁と、上記低温通路に設けられたバタフライ式の第2スロットル弁とを含み、上記第1スロットル弁のボア径が、上記第2スロットル弁のボア径よりも小さく設定される(請求項5)。 In the above configuration, more preferably, the flow rate adjusting means includes a butterfly first throttle valve provided in the high temperature passage and a butterfly second throttle valve provided in the low temperature passage. The bore diameter of one throttle valve is set smaller than the bore diameter of the second throttle valve.
この構成によれば、低温通路から多量の吸気を導入する必要のあるSI領域において、比較的ボア径の大きい第2スロットル弁を開くことにより、充分な量の低温の吸気をエンジン本体に導入することができ、高負荷域での出力を充分に確保することができる。 According to this configuration, a sufficient amount of low-temperature intake air is introduced into the engine body by opening the second throttle valve having a relatively large bore diameter in the SI region where it is necessary to introduce a large amount of intake air from the low-temperature passage. It is possible to ensure sufficient output in a high load range.
本発明において、好ましくは、上記低温通路には、その内部を流通する吸気を冷却する冷却手段が設けられる(請求項6)。 In the present invention, preferably, the low temperature passage is provided with a cooling means for cooling the intake air flowing through the inside thereof (Claim 6).
この構成によれば、低温通路を通過した後の吸気の温度が安定するので、低温通路および高温通路の下流側で混合される吸気の温度を、高い精度で所望の温度範囲に調節することができる。 According to this configuration, since the temperature of the intake air after passing through the low temperature passage is stabilized, the temperature of the intake air mixed on the downstream side of the low temperature passage and the high temperature passage can be adjusted to a desired temperature range with high accuracy. it can.
以上説明したように、本発明の圧縮自己着火式エンジンによれば、異常燃焼を伴わない適正なCI燃焼を安定的に実現することができる。 As described above, according to the compression self-ignition engine of the present invention, it is possible to stably realize proper CI combustion without abnormal combustion.
(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自己着火式エンジンの全体構成を示す図である。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サイクルのガソリンエンジンである。具体的に、このエンジンは、紙面に直交する方向に列状に並ぶ複数の気筒2(図1にはそのうちの1つの気筒のみを示す)を有するエンジン本体1と、エンジン本体1に空気を導入するための吸気通路20と、エンジン本体1で生成された排気ガスを排出するための排気通路30と、排気通路30を流通する排気ガスの一部を吸気通路20に還流するためのEGR装置40と、排気ガスのエネルギーにより駆動されるターボ過給機50とを備えている。
(1) Overall Configuration of Engine FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a compression self-ignition engine according to an embodiment of the present invention. The engine shown in the figure is a 4-cycle gasoline engine mounted on a vehicle as a power source for traveling. Specifically, this engine has an engine body 1 having a plurality of cylinders 2 (only one of which is shown in FIG. 1) arranged in a row in a direction orthogonal to the paper surface, and air is introduced into the engine body 1. An
エンジン本体1は、上記複数の気筒2が内部に形成されたシリンダブロック3と、シリンダブロック3の上部に設けられたシリンダヘッド4と、各気筒2に往復摺動可能に挿入されたピストン5とを有している。
The engine body 1 includes a
ピストン5の上方には燃焼室10が形成されており、この燃焼室10には、後述するインジェクタ11からの噴射によって燃料が供給される。そして、噴射された燃料が燃焼室10で燃焼し、その燃焼による膨張力で押し下げられたピストン5が上下方向に往復運動する。なお、当実施形態のエンジンはガソリンエンジンであるため、燃料としてはガソリンが用いられる。ただし、燃料の全てがガソリンである必要はなく、例えばアルコール等の副成分が燃料に含まれていてもよい。
A
ピストン5は、エンジン本体1の出力軸であるクランク軸15とコネクティングロッド16を介して連結されており、上記ピストン5の往復運動に応じてクランク軸15が中心軸回りに回転するようになっている。
The
各気筒2の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン5が下死点にあるときの燃焼室10の容積とピストン5が上死点にあるときの燃焼室10の容積との比は、ガソリンエンジンとしてはかなり高めの値である17以上23以下に設定されている。これは、ガソリンを自着火により燃焼させるCI燃焼を実現するために、燃焼室10を大幅に高温・高圧化する必要があるからである。
The geometric compression ratio of each
シリンダヘッド4には、吸気通路20から供給される空気(以下、吸気ともいう)を各気筒2の燃焼室10に導入するための吸気ポート6と、各気筒2の燃焼室10で生成された排気ガスを排気通路30に導出するための排気ポート7と、吸気ポート6の燃焼室10側の開口を開閉する吸気弁8と、排気ポート7の燃焼室10側の開口を開閉する排気弁9とが設けられている。
The
吸気弁8および排気弁9は、それぞれ、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18,19により、クランク軸15の回転に連動して開閉駆動される。
The
吸気弁8用の動弁機構18には、吸気弁8のリフト量を連続的に(無段階で)変更することが可能な可変機構18aが組み込まれている。このような構成の可変機構18aは、連続可変バルブリフト機構(CVVL)などとして既に公知であり、具体的な構成例として、吸気弁8駆動用のカムをカム軸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電気的に駆動することによって上記カムの揺動量(吸気弁8を押し下げる量と期間)を変更するステッピングモータとを備えたものを挙げることができる。
The
排気弁9用の動弁機構19には、吸気行程中に排気弁9を押し下げる機能を有効または無効にする切替機構19aが組み込まれている。すなわち、この切替機構19aは、排気弁9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9の開弁動作(いわゆる排気弁9の2度開き)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。
The
このような構成の切替機構19aは既に公知であり、その具体例として、排気弁9駆動用の通常のカム(排気行程中に排気弁9を押し下げるカム)とは別に吸気行程中に排気弁9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9に伝達されるのを有効または無効にするいわゆるロストモーション機構とを備えたものを挙げることができる。
The
上記切替機構19aのサブカムによる排気弁9の押し下げが有効にされると、排気弁9が排気行程だけでなく吸気行程中にも開弁させられるので、高温の排気ガスが排気ポート7から燃焼室10に逆流する、いわゆる内部EGRが実現され、燃焼室10の高温化が図られるとともに、燃焼室10に導入される吸気の量が低減される。
When the depression of the
シリンダヘッド4には、燃焼室10に向けて燃料(ガソリン)を噴射するインジェクタ11と、インジェクタ11から噴射された燃料と空気との混合気に対し火花放電による点火エネルギーを供給する点火プラグ12とが、各気筒2につきそれぞれ1組ずつ設けられている。
The
インジェクタ11は、ピストン5の上面を臨むような姿勢でシリンダヘッド4に設けられている。各気筒2のインジェクタ11にはそれぞれ燃料供給管13が接続されており、各燃料供給管13を通じて供給される燃料(ガソリン)が、インジェクタ11の先端部に設けられた複数の噴孔(図示省略)から噴射されるようになっている。
The
より具体的に、燃料供給管13の上流側には、エンジン本体1により駆動されるプランジャー式のポンプ等からなるサプライポンプ14が設けられているとともに、このサプライポンプ14と燃料供給管13との間には、全気筒に共通の蓄圧用のコモンレール(図示省略)が設けられている。そして、このコモンレール内で蓄圧された燃料が各気筒2のインジェクタ11に供給されることにより、各インジェクタ11からは、最大で120MPa程度の高い圧力の燃料が噴射可能となされている。
More specifically, a supply pump 14 including a plunger pump driven by the engine body 1 is provided on the upstream side of the
インジェクタ11から噴射される燃料の噴射圧力(以下、単に燃圧ともいう)は、サプライポンプ14から圧送された燃料の一部を燃料タンク側に戻す量(燃料の逃がし量)を増減させることにより調節可能である。すなわち、サプライポンプ14には、燃料の逃がし量を調節するための燃圧制御弁14a(図2参照)が内蔵されており、この燃圧制御弁14aを用いて燃圧を所定範囲内(例えば20〜120MPaの間)で調節することが可能とされている。
The injection pressure of the fuel injected from the injector 11 (hereinafter also simply referred to as fuel pressure) is adjusted by increasing or decreasing the amount (amount of fuel escape) that returns a part of the fuel pumped from the supply pump 14 to the fuel tank side. Is possible. That is, the supply pump 14 has a built-in fuel
吸気通路20は、1本の共通通路21と、共通通路21の下流端部(吸気の流れ方向下流側の端部)から2股状に分岐した高温通路22および低温通路23と、両通路22,23の各下流端部に接続された所定容積のサージタンク24と、サージタンク24から下流側に延びて各気筒2の吸気ポート6とそれぞれ連通する複数本の独立通路25(図1にはそのうちの1本のみを示す)とを有している。なお、サージタンク24は本発明にかかる「集合部」に相当し、独立通路25は本発明にかかる「下流側通路」に相当する。
The
高温通路22には、吸気を加熱するインターウォーマ26が設けられている。インターウォーマ26は、エンジン本体1を冷却する冷却水との熱交換によって吸気を加熱する熱交換器であり、本発明にかかる「加熱手段」に相当するものである。詳しい図示を省略するが、インターウォーマ26の内部には、吸気が流通可能な多数のチューブが配設されており、そのチューブの周囲領域にエンジンの冷却水が導入されるようになっている。高温通路22に流れ込んだ吸気は、インターウォーマ26内を上記多数のチューブに分かれて流通し、その過程で、エンジンの冷却水との熱交換によって加熱される。その結果、インターウォーマ26を通過した後の吸気の温度は、エンジンの冷却水の温度(暖機が完了した温間時で約75〜90℃)とほぼ同一の温度まで上昇させられる。
The
低温通路23には、吸気を冷却するインタークーラ27が設けられている。インタークーラ27は、車両のエンジンルームに導入される走行風との熱交換によって吸気を冷却する空冷式の熱交換であり、本発明にかかる「冷却手段」に相当するものである。詳しい図示を省略するが、インタークーラ27の内部には、吸気が流通可能な多数のチューブが配設されており、そのチューブの周囲領域に走行風が導入されるようになっている。低温通路23に流れ込んだ吸気は、インタークーラ27内を上記多数のチューブに分かれて流通し、その過程で、走行風との熱交換によって冷却される。これにより、吸気通路20の共通通路21を流れる過程で昇温した吸気、特にターボ過給機50で圧縮されることにより昇温した吸気が、インタークーラ27を経て再び外気と同程度の温度まで冷却される。
The
高温通路22におけるインターウォーマ26よりも下流側(インターウォーマ26とサージタンク24との間)には、高温通路22を流通する吸気の流量を調節する第1スロットル弁28が設けられている。同様に、低温通路23におけるインタークーラ27よりも下流側(インタークーラ27とサージタンク24との間)には、低温通路23を流通する吸気の流量を調節する第2スロットル弁29が設けられている。なお、これら第1スロットル弁28および第2スロットル弁29は、本発明にかかる「流量調節手段」に相当するものである。
A
詳細な図示を省略するが、第1、第2スロットル弁28,29は、ともに、円筒状のバルブボディと、バルブボディの内部に回転可能に設けられたディスク状の弁体と、弁体を回転させる駆動源としての電気モータとを備えた電動式のバタフライ弁である。高温通路22および低温通路23を流通する各吸気の流量は、電気モータにより回転駆動される弁体の回転角度(開度)に基づき調節される。また、弁体の駆動源が電気モータであるため、例えば機械式のスロットル弁(車両に備わるアクセルペダルとワイヤー等で連係されたもの)を用いた場合と異なり、アクセルペダルの開度とは関係なく自由に各スロットル弁28,29の開度を変更することが可能である。
Although not shown in detail, each of the first and
このように、当実施形態では、第1、第2スロットル弁28,29として同様の構造のバタフライ弁が用いられている。ただし、各弁のボア径、つまりディスク状の弁体が着座する部分におけるバルブボディの内径を比較すると、当実施形態では、高温通路22用の第1スロットル弁28のボア径の方が、低温通路23用の第2スロットル弁29のボア径よりも小さく設定されている。
Thus, in the present embodiment, butterfly valves having the same structure are used as the first and
排気通路30は、各気筒2の排気ポート7と連通する複数本の独立通路31(図1にはそのうちの1本のみを示す)と、独立通路31の各下流端部(排気ガスの流れ方向下流側の端部)が集合した排気集合部32と、排気集合部32から下流側に延びる1本の共通通路33とを有している。
The
EGR装置40は、排気通路30と吸気通路20とを互いに連通するEGR通路41と、EGR通路41の途中部に設けられたEGRクーラ42および低温EGR弁43と、EGR通路41から分岐するように設けられたバイパス通路45と、バイパス通路45に設けられた高温EGR弁46とを有している。
The
EGR通路41は、排気通路30を流通する排気ガスの一部を吸気通路20に還流するための通路であり、当実施形態では、排気通路30の排気集合部32と吸気通路20の独立通路25とを互いに連通している。なお、図示しないが、EGR通路41の下流部(吸気通路20側の端部)は、気筒2ごとに設けられた独立通路25の数に対応して複数本に分岐しており、各独立通路25と1対1で接続されている。
The
EGRクーラ42は、EGR通路41を流通する排気ガスを冷却するための水冷式の熱交換器である。すなわち、EGRクーラ42では、その内部に導入される冷却水との熱交換によって排気ガスが冷却される。EGRクーラ42で用いられる冷却水は、エンジン本体1を冷却するための冷却水(エンジン冷却水)と同じものを用いてもよいが、当実施形態では、より高い冷却効果を得るために、エンジン冷却水とは別の冷却水が用いられる。このため、当実施形態の車両のエンジンルームには、エンジン冷却水を外気との熱交換によって冷却するためのメインラジエータとは別に、EGRクーラ42用の冷却水を冷却するためのサブラジエータが設けられる(いずれも図示省略)。
The
低温EGR弁43は、EGR通路41におけるEGRクーラ42よりも下流側に設けられた電動式のバルブであり、その開閉動作に応じて、EGR通路41を通じて吸気通路20に還流される排気ガスの量が調節されるようになっている。
The low
バイパス通路45は、EGRクーラ42およびEGR弁43の双方をバイパスするように設けられており、EGR通路41におけるEGRクーラ42の上流側部位とEGR弁43の下流側部位とを互いに連通している。
The
高温EGR弁46は、バイパス通路45に設けられた電動式のバルブであり、その開閉動作に応じて、EGR通路41からバイパス通路45へ分岐する排気ガスの量が調節されるようになっている。
The high
以上のようなEGR装置40において、低温EGR弁43および高温EGR弁46の双方が閉じられると、EGR通路41またはバイパス通路45を流通する排気ガスの流れが遮断されて、吸気通路20へと還流される排気ガスの量は実質的にゼロになる。一方、低温EGR弁43が開かれて高温EGR弁46が閉じられたときには、排気ガスはEGR通路41のみを通って吸気通路20へと還流される。このため、吸気通路20に還流される排気ガスは、その全てが、EGRクーラ42によって冷却された低温の排気ガスとなる。この状態からさらに高温EGR弁46が開かれたとき、つまり低温EGR弁43および高温EGR弁46の双方が開かれたときには、排気ガスはEGR通路41およびバイパス通路45に分かれた後に吸気通路20へと還流される。このため、吸気通路20に還流される排気ガスは、EGRクーラ42によって冷却された低温の排気ガスと、EGRクーラ42によって冷却されない高温の排気ガスとが混合したものになる。
In the
ターボ過給機50は、排気通路30の共通通路33に設けられたタービン51と、吸気通路20の共通通路21に設けられたコンプレッサ52と、これらタービン51およびコンプレッサ52を互いに連結する連結軸53とを有している。エンジンの運転中、エンジン本体1の各気筒2から排気通路30に排気ガスが排出されると、その排気ガスがターボ過給機50のタービン51を通過することにより、タービン51が排気ガスのエネルギーを受けて高速で回転する。また、タービン51と連結軸53を介して連結されたコンプレッサ52がタービン51と同じ回転速度で回転させられることにより、吸気通路20を通過する吸気が加圧されて、エンジン本体1の各気筒2へと圧送される。
The
(2)制御系
次に、図2を用いて、エンジンの制御系について説明する。当実施形態のエンジンは、その各部がECU(エンジン制御ユニット)60によって統括的に制御される。ECU60は、周知のとおり、CPU、ROM、RAM等を含むマイクロプロセッサからなり、本発明にかかる「制御手段」に相当するものである。
(2) Control System Next, the engine control system will be described with reference to FIG. Each part of the engine of this embodiment is comprehensively controlled by an ECU (engine control unit) 60. As is well known, the
ECU60には、エンジンおよびこれを搭載する車両に設けられた複数のセンサから種々の情報が入力される。
Various information is input to the
具体的に、エンジンには、図1および図2に示すように、エンジン本体1のクランク軸15の回転速度を検出するエンジン速度センサSN1と、エンジン本体1の冷却水の温度を検出する水温センサSN2と、サージタンク24を通過する吸気の流量を検出するエアフローセンサSN3とが設けられている。また、車両には、外気温を検出する外気温センサSN4と、運転者により操作される図外のアクセルペダルの開度(アクセル開度)を検出するアクセル開度センサSN5とが設けられている。ECU60は、これらのセンサSN1〜SN5と電気的に接続されており、それぞれのセンサから入力される信号に基づいて、上述した各種情報(エンジンの回転速度、冷却水の温度‥‥など)を取得する。
Specifically, as shown in FIGS. 1 and 2, the engine includes an engine speed sensor SN1 that detects the rotational speed of the
また、ECU60は、上記各センサSN1〜SN5からの入力信号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。すなわち、ECU60は、インジェクタ11、点火プラグ12、燃圧制御弁14a、吸気弁8用の可変機構18a、排気弁9用の切替機構19a、第1スロットル弁28、第2スロットル弁29、低温EGR弁43、および高温EGR弁46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駆動用の制御信号を出力する。
Moreover, ECU60 controls each part of an engine, performing various calculations etc. based on the input signal from each said sensor SN1-SN5. That is, the
(3)運転状態に応じた制御
次に、図3および図4を用いて、運転状態に応じたエンジン制御の具体的内容について説明する。
(3) Control according to operation state Next, specific contents of engine control according to the operation state will be described with reference to FIGS. 3 and 4.
図3は、エンジンの負荷および回転速度を縦軸および横軸として表したエンジンの運転領域を燃焼形態の相違によって複数の領域に分けたマップである。このマップは、エンジンの高負荷域および高速域に設定されたSI領域Bと、SI領域Bを除く部分負荷の領域に設定されたCI領域Aとを含んでいる。さらに、CI領域Aは、第1CI領域A1と、第1領域A1よりも負荷の高い第2CI領域A2とに分けられる。 FIG. 3 is a map in which the engine operating region, in which the engine load and the rotational speed are represented as the vertical axis and the horizontal axis, is divided into a plurality of regions depending on the combustion mode. This map includes an SI area B set in the high load area and the high speed area of the engine, and a CI area A set in the partial load area excluding the SI area B. Further, the CI area A is divided into a first CI area A1 and a second CI area A2 having a higher load than the first area A1.
次に、図4のフローチャートを用いて、上述したエンジンの各領域A1,A2,Bにおいてエンジンがどのように制御されるかについて説明する。ただし、ここでは、図3のマップの各運転領域A1,A2,Bで実行される燃焼制御の大まかな内容と、高温通路22および低温通路23用の各スロットル弁28,29の開度制御について主に説明するに留め、これ以外の詳細な制御の内容については、後述する「(4)負荷方向の制御の具体例」の中で説明することとする。
Next, how the engine is controlled in each of the above-described regions A1, A2, and B of the engine will be described using the flowchart of FIG. However, here, the rough contents of the combustion control executed in each operation region A1, A2, B of the map of FIG. 3 and the opening control of the
図4のフローチャートに示す処理がスタートすると、ECU60は、各種センサ値を読み込む処理を実行する(ステップS1)。すなわち、ECU60は、エンジン速度センサSN1、水温センサSN2、エアフローセンサSN3、外気温センサSN4、およびアクセル開度センサSN5からそれぞれの検出信号を読み込み、これらの信号に基づいて、エンジンの回転速度、冷却水の温度、サージタンク24内の吸気の流量、外気温、およびアクセル開度といった各種情報を取得する。
When the process shown in the flowchart of FIG. 4 is started, the
次いで、ECU60は、上記ステップS1で水温センサSN2から取得した情報に基づいて、エンジンの冷却水の温度が所定値(例えば60℃)以上であるか否かを判定する処理を実行する(ステップS2)。
Next, the
上記ステップS2でYESと判定されて冷却水温が所定値以上であることが確認された場合、ECU60は、図3に示したマップに従った基本燃焼制御を実行するために、当該マップに対応するデータ(運転領域ごとの各種制御目標値など)を読み出す処理を実行する(ステップS3)。
When it is determined YES in step S2 and it is confirmed that the cooling water temperature is equal to or higher than the predetermined value, the
次いで、ECU60は、上記ステップS1で取得した情報に基づいて、図3のマップにおけるCI領域Aでエンジンが運転されているか否かを判定する処理を実行する(ステップS4)。すなわち、ECU60は、エンジン速度センサSN1、エアフローセンサSN3、およびアクセル開度センサSN5等から得られる情報に基づいて、エンジンの負荷および回転速度を特定するとともに、両者の値から求まるエンジンの運転ポイントが、図3に示したCI領域Aに含まれるか否かを判定する。
Next, the
上記ステップS4でYESと判定されてCI領域Aで運転されていることが確認された場合、ECU60は、さらに、CI領域Aの中でも低負荷側の第1CI領域A1でエンジンが運転されているか否かを判定する処理を実行する(ステップS5)。
When it is determined YES in step S4 and it is confirmed that the engine is operating in the CI area A, the
上記ステップS5でYESと判定されて第1CI領域A1で運転されていることが確認された場合、ECU60は、HCCIモードによる燃焼制御を実行する(ステップS6)。HCCIモードとは、燃料と空気とを予め混合して得た混合気(予混合気)を圧縮により自着火させる燃焼制御のことである。
When it is determined YES in step S5 and it is confirmed that the vehicle is operating in the first CI region A1, the
具体的に、HCCIモードでは、圧縮上死点よりも充分に早い段階で(例えば吸気行程中に)、インジェクタ11から燃焼室10に燃料が噴射される。噴射された燃料は、ピストン5が圧縮上死点に達するまでの間に空気と充分に混合され、それによって比較的均質な混合気が形成される。この混合気は、燃焼室10が充分に高温・高圧化する圧縮上死点の近傍で自着火し、燃焼する。ECU60は、このような燃焼が実現されるように、吸気弁8および排気弁9の開弁特性、第1スロットル弁28および第2スロットル弁29の開度、低温EGR弁43および高温EGR46の開度、さらにはインジェクタ11からの燃料の噴射時期および燃圧等をそれぞれ制御する。
Specifically, in the HCCI mode, fuel is injected from the
例えば、HCCIモードが選択される第1CI領域A1では、比較的エンジンの負荷が低いため、本来であれば、混合気が自着火し得る温度まで燃焼室10を昇温させることが難しい。そこで、HCCIモードの実行に伴い、ECU60は、吸気温調制御として、インターウォーマ26により加熱された吸気とインタークーラ27により冷却された吸気とが適切な割合で混合されるように第1、第2スロットル弁28,29の開度を調節する処理を実行する(ステップS7)。これにより、少なくとも一部の吸気が高温通路22を通過してインターウォーマ26により加熱されるので、外気温よりも高温な暖かい吸気がエンジン本体1の各気筒2へと導入されることになり、各気筒2での混合気の自着火が促進される。
For example, in the first CI region A1 where the HCCI mode is selected, since the engine load is relatively low, it is difficult to raise the temperature of the
図5は、図4のステップS7で実行される吸気温調制御の具体的内容を示すサブルーチンである。この吸気温調制御がスタートすると、ECU60は、後述するステップS21での判定の際に閾値として使用される所定温度Txを決定する処理を実行する(ステップS20)。この所定温度Txは、インターウォーマ26の加熱源であるエンジン冷却水の温度や、温調後の温度目標値(つまり、高温通路22および低温通路23からの各吸気がサージタンク24で混合したときに実現したい吸気の温度)等によって異なり得るが、例えば、エンジン冷却水の温度が77℃で、かつ温調後の温度目標値が50℃に設定されているような場合には、上記所定温度Txを約27℃に設定することができる。なお、当実施形態では、CI領域A(第1CI領域A1および第2CI領域A2)において、温調後の温度目標値が一律に50℃に設定されるものとする。このため、上記所定温度Txは、主にエンジン冷却水の温度によって変動し、その範囲は、概ね25〜30℃程度となる。
FIG. 5 is a subroutine showing specific contents of the intake air temperature control executed in step S7 of FIG. When the intake air temperature control is started, the
次いで、ECU60は、外気温センサSN4により検出された外気温が上記ステップS20で決定された所定温度Txを下回るか否かを判定する処理を実行する(ステップS21)。
Next, the
上記ステップS21でYESと判定されて外気温<Txであることが確認された場合、ECU60は、高温通路22を流通する吸気の流量が低温通路23を流通する吸気の流量よりも多くなるように第1、第2スロットル弁28,29の開度を調節する処理を実行する(ステップS22)。なお、図5のサブルーチンでは、高温通路22用の第1スロットル弁28を「HTV」、低温通路23用の第2スロットル弁29を「CTV」と表記している。
When it is determined YES in step S21 and it is confirmed that the outside air temperature <Tx, the
より具体的に、上記ステップS22では、温調後の吸気の温度、つまり高温通路22および低温通路23からの各吸気がサージタンク24で混合した後の吸気の温度が、所定の温度目標値(例えば50℃)もしくはその近傍に維持されるように、外気温が上記所定温度Txよりも低いほど、高温通路22用の第1スロットル弁28の開度が増大され、逆に低温通路23用の第2スロットル弁29の開度が低減される。すなわち、温調後の吸気の温度を一定の温度目標値に合わせるには、外気温が所定温度Txに比べて低いほど(つまりTxから外気温を差し引いた温度差が大きいほど)、高温通路22から導入される高温の吸気の流量を増やす必要があるので、これに対応して、第1スロットル弁28の開度を上記温度差が大きいほど増大させる。なお、ここでのスロットル弁28,29の開度は、例えば、Txと外気温との温度差をパラメータとした所定の演算式等によって決定することができる。
More specifically, in step S22, the temperature of the intake air after temperature adjustment, that is, the temperature of the intake air after the intake air from the high-
一方、上記ステップS21でNOと判定されて外気温≧Txであることが確認された場合、ECU60は、低温通路23の流量が高温通路22の流量以下となるように第1、第2スロットル弁28,29の開度を調節する処理を実行する(ステップS23)。
On the other hand, when it is determined as NO in step S21 and it is confirmed that the outside air temperature ≧ Tx, the
より具体的に、上記ステップS23では、温調後の吸気の温度が所定の温度目標値もしくはその近傍に維持されるように、外気温が上記所定温度Txよりも高いほど、高温通路22用の第1スロットル弁28の開度が低減され、逆に低温通路23用の第2スロットル弁29の開度が増大される。すなわち、温調後の吸気の温度を一定の温度目標値に合わせるには、外気温が所定温度Txに比べて高いほど(つまり外気温からTxを差し引いた温度差が大きいほど)、高温通路22から導入される高温の吸気の流量を減らす必要があるので、これに対応して、第1スロットル弁28の開度を上記温度差が大きいほど低減させる。なお、ここでのスロットル弁28,29の開度は、例えば、外気温とTxとの温度差をパラメータとした所定の演算式等によって決定することができる。
More specifically, in step S23, the higher the outside air temperature is higher than the predetermined temperature Tx, the higher the temperature of the intake air after temperature adjustment is maintained at or near the predetermined temperature target value. The opening degree of the
図6(a)(b)は、高温通路22および低温通路23の各流量をエンジン負荷との関係で示すグラフである。本図において、実線の波形は、高温通路22および低温通路23から導入されるそれぞれの吸気の流量を合計した値を表し、破線の波形は、高温通路22から導入される吸気の流量を表している。このため、低温通路23から導入される吸気の流量は、合計の流量(実線)から高温通路の流量(破線)を差し引いた値となる。図では、高温通路22から導入される吸気の流量を「高温吸気量Q1」、低温通路23から導入される吸気の流量を「低温吸気量Q2」と表記する。
FIGS. 6A and 6B are graphs showing the flow rates of the
まず、図6(a)に示すように、外気温が上記所定温度Txよりも低いときは、上述したステップS22(図5)の制御により、高温通路22の流量(高温吸気量)Q1が低温通路23の流量(低温吸気量)Q2よりも大きく設定される。この場合の各流量Q1,Q2の比率は、エンジン負荷が変わってもほぼ同一に保たれる。このため、高温通路22および低温通路23からの各吸気が混合した後の温度も、エンジン負荷にかかわらずほぼ同一となる。
First, as shown in FIG. 6A, when the outside air temperature is lower than the predetermined temperature Tx, the flow rate (high temperature intake air amount) Q1 of the
一方、図6(b)に示すように、外気温が上記所定温度Txよりも高いときは、上述したステップS23(図5)の制御により、高温通路22の流量(高温吸気量)Q1が低温通路23の流量(低温吸気量)Q2よりも小さく設定される。この場合の各流量Q1,Q2の比率は、エンジン負荷が変わってもほぼ同一に保たれる。このため、高温通路22および低温通路23からの各吸気が混合した後の温度も、エンジン負荷にかかわらずほぼ同一となる。
On the other hand, as shown in FIG. 6B, when the outside air temperature is higher than the predetermined temperature Tx, the flow rate (high temperature intake air amount) Q1 of the
再び図4に戻って、上記ステップS5でNOと判定された場合、つまり、エンジンが第2CI領域A2で運転されている場合の制御動作について説明する。この場合、ECU60は、リタードCIモードによる燃焼制御を実行する(ステップS8)。リタードCIモードとは、噴射すべき燃料の少なくとも一部を圧縮上死点の近傍で噴射し、その燃料を短時間で自着火に至らせる燃焼制御のことである。ECU60は、このような燃焼が実現されるように、吸気弁8および排気弁9の開弁特性、第1スロットル弁28および第2スロットル弁29の開度、低温EGR弁43および高温EGR46の開度、さらにはインジェクタ11からの燃料の噴射時期および燃圧等をそれぞれ制御する。
Returning to FIG. 4 again, the control operation when NO is determined in step S5, that is, when the engine is operated in the second CI region A2 will be described. In this case, the
例えば、リタードCIモードでは、サプライポンプ14の燃圧制御弁14aが駆動されてインジェクタ11からの燃料噴射圧力(燃圧)が高められた上で、圧縮上死点の近傍という遅めのタイミングでインジェクタ11から燃料が噴射される。このようなタイミング(燃焼室10が充分に昇温されるタイミング)で高圧噴射された燃料は、燃焼室10内で直ちに気化した後、圧縮上死点を過ぎた適宜のタイミングで自着火に至り、燃焼する。このように、第1CI領域A1よりも負荷の高い第2CI領域A2において、燃料噴射のタイミングを遅くするリタードCIモードが選択されるのは、仮に第1CI領域A1と同様のタイミングで燃料を噴射したとすると、混合気が自着火するタイミングが早くなり過ぎて、異常燃焼や過大な燃焼騒音が生じるおそれがあるためである。なお、リタードCIモードでは、噴射すべき燃料の全てを圧縮上死点の近傍で噴射する必要はなく、一部の燃料は吸気行程等で噴射してもよい。
For example, in the retarded CI mode, the fuel
上記リタードCIモードにおいても、先のHCCIモードのときと同様の態様で、高温通路22および低温通路23用の各スロットル弁28,29の開度が制御される(ステップS7)。すなわち、インターウォーマ26通過後の高温の吸気とインタークーラ27通過後の低温の吸気との混合割合が上記各スロットル弁28,29の開度制御によって調節されることにより、混合後の吸気の温度、つまりサージタンク24内の吸気の温度が所定の温度目標値(50℃)もしくはその近傍まで上昇させられる。
Also in the retard CI mode, the opening degree of the
次に、上記ステップS4でNOと判定された場合、つまり、エンジンがSI領域Bで運転されている場合の制御動作について説明する。この場合、ECU60は、リタードSIモードによる燃焼制御を実行する(ステップS9)。リタードSIモードとは、噴射すべき燃料の少なくとも一部を圧縮上死点の近傍で噴射し、その後間もなく行われる火花点火により強制燃焼させる制御のことである。ECU60は、このような燃焼が実現されるように、吸気弁8および排気弁9の開弁特性、第1スロットル弁28および第2スロットル弁29の開度、低温EGR弁43および高温EGR46の開度、インジェクタ11からの燃料の噴射時期および燃圧、さらには点火プラグ12による火花点火の時期等をそれぞれ制御する。
Next, the control operation when it is determined NO in step S4, that is, when the engine is operated in the SI region B will be described. In this case, the
例えば、リタードSIモードでは、サプライポンプ14の燃圧制御弁14aが駆動されてインジェクタ11からの燃料噴射圧力(燃圧)が高められた上で、圧縮上死点の近傍という遅めのタイミングでインジェクタ11から燃料が噴射される。さらに、その後間もないタイミングで点火プラグ12が駆動されて、火花点火による着火エネルギーが供給される。インジェクタ11からの燃料は、圧縮上死点の近傍というかなり遅めのタイミング(燃焼室10が充分に昇温されるタイミング)で高圧噴射されることにより、燃焼室10内で直ちに気化し、この気化した燃料は、その後の火花点火をきっかけに、圧縮上死点を過ぎた適宜のタイミングで燃焼を開始する。このときの燃焼形態は、上述したHCCIモードまたはリタードCIモードのときと異なり、火炎伝播により徐々に燃え広がる燃焼(SI燃焼)となるが、燃料が高圧噴射されて間もない高い乱流エネルギー下での燃焼となることから、その燃焼期間は充分に短くなり、熱効率の高い比較的急速なSI燃焼が実現される。また、燃料の噴射タイミングが充分に遅いため、高負荷のときに起き易いノッキングやプリイグニッション等の異常燃焼も回避される。なお、リタードSIモードでは、噴射すべき燃料の全てを圧縮上死点の近傍で噴射する必要はなく、一部の燃料は吸気行程等で噴射してもよい。
For example, in the retarded SI mode, the fuel
上記のように、リタードSIモードでの燃焼形態は、火花点火により混合気を強制燃焼させるSI燃焼であるため、燃焼室10の温度を故意に上昇させる必要はなくなる。そこで、リタードSIモードの実行に伴い、ECU60は、高温通路22用の第1スロットル弁28(HTV)を全閉にする処理を実行する(ステップS10)。これにより、高温通路22が遮断されるので、インターウォーマ26で加熱された高温の吸気はサージタンク24まで流入せず、その結果、エンジン本体1に導入される吸気は全てインタークーラ27で冷却された低温の(外気とほぼ同一温度の)吸気となる。
As described above, since the combustion mode in the retarded SI mode is SI combustion in which the air-fuel mixture is forcibly burned by spark ignition, it is not necessary to intentionally increase the temperature of the
次に、上記ステップS2でNOと判定された場合、つまり、エンジン冷却水の温度が上記所定値(例えば60℃)未満であった場合の制御動作について説明する。この場合、ECU60は、図3のマップによらない制御として、エンジンの全ての運転領域でSI燃焼を行う全域SI制御を実行する(ステップS11)。すなわち、エンジン冷却水の温度が低いときは、インターウォーマ26を用いて吸気を充分に加熱することができず、また、燃焼室10の壁面の温度も低いので、混合気を自着火させることが難しい。そこで、このような場合には、火花点火による強制燃焼、つまりSI燃焼をエンジンの全ての運転領域で実行する。
Next, the control operation when it is determined as NO in step S2, that is, when the temperature of the engine coolant is lower than the predetermined value (for example, 60 ° C.) will be described. In this case, the
(4)負荷方向の制御の具体例
次に、図3のマップに基づく基本燃焼制御(図4のステップS3〜S10)の実行時に、エンジンの各種状態量がどのように変化するかを、図7に基づいてより具体的に説明する。ここでは、図3のマップにおいてエンジンの運転ポイントが矢印Xのように変化した場合、つまり、第1CI領域A1、第2CI領域A2、SI領域Bの順に移動するように運転ポイントが負荷方向に変化した場合の各種状態量の推移を示している。図7において、Lminはエンジンの最低負荷、Lmaxはエンジンの最高負荷であり、両者の間に存在する負荷L1,L2,L3,L5,L6,L7は、何らかの制御の変更点となる負荷である。なお、第1CI領域A1(HCCIモード)に対応する負荷域はLminからL5までであり、第2CI領域A2(リタードCIモード)に対応する負荷域はL5からL6までであり、SI領域B(リタードSIモード)に対応する負荷域はL6からLmaxまでである。
(4) Specific Example of Load Direction Control Next, how the various state quantities of the engine change during execution of basic combustion control (steps S3 to S10 in FIG. 4) based on the map in FIG. This will be described more specifically based on FIG. Here, when the engine operating point changes in the map of FIG. 3 as indicated by an arrow X, that is, the operating point changes in the load direction so as to move in the order of the first CI area A1, the second CI area A2, and the SI area B. It shows the transition of various state quantities when In FIG. 7, Lmin is the minimum load of the engine, Lmax is the maximum load of the engine, and loads L1, L2, L3, L5, L6, and L7 existing between the two are loads that are some control change points. . The load area corresponding to the first CI area A1 (HCCI mode) is from Lmin to L5, the load area corresponding to the second CI area A2 (retarded CI mode) is from L5 to L6, and the SI area B (retarded). The load range corresponding to (SI mode) is from L6 to Lmax.
図7の(a)は、各気筒2の燃焼室10に導入される充填ガスの内訳、つまり、それぞれの負荷において燃焼室10に充填可能な最大充填量を100%としたときの充填ガスの成分比率を表している。本図において、「内部EGR」とは、排気弁9の2度開き(切替機構19aをONして排気弁9を排気行程だけでなく吸気行程でも開弁させること)により排気ポート7から排気ガスを逆流させる操作により燃焼室10に残留させられた高温の排気ガスのことである。また、「Hot−EGR」とは、EGR装置40のバイパス通路45を通って燃焼室10に還流された高温の排気ガスのことであり、「Cold−EGR」とは、EGR装置40のEGR通路41を通って(つまりEGRクーラ42により冷却された後に)燃焼室10に還流された低温の排気ガスのことである。さらに、「Hot−Air」とは、吸気通路20の高温通路22を通じて燃焼室10に導入された高温の吸気(新気)のことであり、「Cold−Air」とは、吸気通路20の低温通路23を通じて燃焼室10に導入された低温の吸気(新気)のことである。
FIG. 7 (a) shows the breakdown of the filling gas introduced into the
上記図7の(a)以外のグラフについては、それぞれ次のような状態量を表している。すなわち、(b)は吸気弁8の開時期(IVO)および閉時期(IVC)、(c)は排気弁9の開時期(EVO)および閉時期(EVC)、(d)は高温通路22用の第1スロットル弁28(HTV)の開度、(e)は低温通路23用の第2スロットル弁29(CTV)の開度、(f)は低温EGR弁43の開度、(g)は高温EGR弁46の開度、(h)はインジェクタ11からの燃料の噴射時期、(i)はインジェクタ11からの燃料の噴射圧力(燃圧)、(j)は燃焼室10内の空燃比を、それぞれ表している。なお、(j)の空燃比のうち、A/Fとは、燃焼室10に導入された吸気(新気)の質量を燃料の質量で割った値であり、G/Fとは、燃焼室10に導入された全ガス質量を燃料の質量で割った値(ガス空燃比)である。
The graphs other than (a) in FIG. 7 represent the following state quantities. That is, (b) is the opening timing (IVO) and closing timing (IVC) of the
図7(b)に示すように、吸気弁8については、エンジン負荷がLminからL1までの間、可変機構18aによって吸気弁8のリフト量が所定の小リフトに設定され、それに伴い吸気弁8の開弁期間(IVO〜IVCの期間)が短く設定される。一方、エンジン負荷がL1からL3までの間、吸気弁8のリフト量(開弁期間)は徐々に増大され、L3よりも高負荷側では最大値で一定とされる。
As shown in FIG. 7B, for the
図7(c)に示すように、排気弁9については、エンジン負荷がLminからL4までの間、切替機構19aがONされることにより、排気弁9が排気行程だけでなく吸気行程でも開かれる(2度開き)。一方、エンジン負荷がL4からLmaxまでの間は、切替機構19aがOFFされ、排気弁9の2度開きが停止される。
As shown in FIG. 7C, for the
図7(d)に示すように、高温通路22用の第1スロットル弁28の開度は、負荷LminからL6までの間、所定の中間開度(図5のステップS22またはS23で決定される開度)に設定される。負荷L6を超えると、第1スロットル弁28の開度は全閉(0%)まで低減され、負荷Lmaxまで全閉に維持される。
As shown in FIG. 7 (d), the opening degree of the
図7(e)に示すように、低温通路23用の第2スロットル弁29の開度は、負荷LminからL6までの間、所定の中間開度(図5のステップS22またはS23で決定される開度)に設定される。負荷L6を超えると、第2スロットル弁29の開度は全開(100%)まで増大され、負荷Lmaxまで全開に維持される。
As shown in FIG. 7 (e), the opening degree of the
図7(f)に示すように、低温EGR弁43の開度は、負荷LminからL1までの間、全閉(0%)に設定される。負荷L1を超えると、徐々に開度が増大されて、負荷L2で全開(100%)とされる。負荷L2からL5までの間、開度は全開(100%)に維持されるが、負荷L5を超えると、再び開度が低減されて、負荷Lmaxで全閉(0%)に戻される。
As shown in FIG. 7F, the opening degree of the low
図7(g)に示すように、高温EGR弁46の開度は、負荷LminからL4までの間、全閉(0%)に設定される。負荷L4を超えると、開度は一気に全開(100%)まで増大されるが、それ以降は徐々に低減されて、負荷L7で全閉(0%)とされる。さらに、負荷L7からLmaxまでは、一律に全閉(0%)とされる。
As shown in FIG. 7G, the opening degree of the high
図7(h)に示すように、インジェクタ11からの燃料の噴射時期は、負荷LminからL5までの間、吸気行程中の所定時期(BDCとTDCの間)に設定される。負荷L5を超えると、噴射時期は圧縮上死点(圧縮TDC)の近傍まで遅らされ、負荷Lmaxまで同様の時期に維持される。ただし、負荷L5よりも高負荷側での噴射時期は、より詳しくは、負荷Lmaxに近づくほど僅かずつ遅らされる。
As shown in FIG. 7H, the fuel injection timing from the
図7(i)に示すように、燃料の噴射圧力(燃圧)は、負荷LminからL5までの間、20MPa程度に設定される。負荷L5を超えると、燃圧は100MPa以上にまで増大され、負荷Lmaxまで同様の値に維持される。 As shown in FIG. 7 (i), the fuel injection pressure (fuel pressure) is set to about 20 MPa between the loads Lmin and L5. When the load L5 is exceeded, the fuel pressure is increased to 100 MPa or more, and the same value is maintained until the load Lmax.
以上のような負荷に応じた各種状態量の変化に基づき、燃焼室10内のガスの内訳は、次のように変化する。
Based on the change of various state quantities according to the load as described above, the breakdown of the gas in the
エンジン負荷がLminからL1までの間にあるとき、燃焼室10を占めるガスの種類は、高温通路22から導入される高温の吸気(Hot−Air)と、低温通路23から導入される低温の吸気(Cold−Air)と、排気弁9の2度開きにより残留させられる高温の排気ガス(内部EGR)との3種類とされる(図7(a))。中でも、内部EGRによる排気ガスが多くされ、燃焼室10の大半は高温の排気ガスで占められる。
When the engine load is between Lmin and L1, the types of gas occupying the
エンジン負荷がL1からL4までの間にあるとき、燃焼室10を占めるガスの種類は、高温通路22から導入される高温の吸気(Hot−Air)と、低温通路23から導入される低温の吸気(Cold−Air)と、EGR装置40のEGRクーラ42で冷却された後に導入される低温の排気ガス(Cold−EGR)と、排気弁9の2度開きにより残留させられる高温の排気ガス(内部EGR)との4種類とされる(図7(a))。吸気の量、つまり、高温の吸気と低温の吸気とが混合したトータルの新気の量は、負荷が上昇するにつれて徐々に増やされる。EGR装置40を通じて還流される排気ガスの量も、基本的には、負荷が上昇するにつれて徐々に増やされる(負荷L3よりも高負荷側ではほぼ一定量に維持される)。一方で、内部EGRによる排気ガスの量は、負荷が上昇するにつれて徐々に減らされる。このため、内部EGRによる排気ガスの量と、EGR装置40を通じて還流される排気ガスの量とを比較した場合、前者に対する後者の割合は、高負荷側ほど徐々に増大される。
When the engine load is between L1 and L4, the types of gas occupying the
エンジン負荷がL4からL6までの間にあるとき、燃焼室10を占めるガスの種類は、高温通路22から導入される高温の吸気(Hot−Air)と、低温通路23から導入される低温の吸気(Cold−Air)と、EGRクーラ42で冷却された後に導入される低温の排気ガス(Cold−EGR)と、EGRクーラ42で冷却されないまま導入される高温の排気ガス(Hot−EGR)との4種類とされる。負荷がL4からL6まで上昇するにつれて、高温の排気ガス(Hot−EGR)の量は徐々に減らされ、これに代わって吸気の量が増やされる。
When the engine load is between L4 and L6, the types of gas occupying the
エンジン負荷がL6からLmaxまでの間にあるとき、燃焼室10を占めるガスの種類は、基本的に、低温通路23から導入される低温の吸気(Cold−Air)と、EGRクーラ42で冷却された後に導入される低温の排気ガス(Cold−EGR)との2種類とされる。ただし、負荷L6に近い低負荷側の一部では、EGRクーラ42で冷却されない高温の排気ガス(Hot−EGR)がわずかに燃焼室10に導入される。EGRクーラ42で冷却された後に導入される低温の排気ガス(Cold−EGR)は、負荷がL6からLmaxまで上昇するにつれて徐々に減らされ、これに代わって吸気(ここでは全て低温の吸気)の量が徐々に増やされる。
When the engine load is between L6 and Lmax, the type of gas occupying the
そして、以上のように負荷ごとにつくり分けられる燃焼室10の環境を前提に、既に図4のフローチャートでも説明したように、当実施形態では、第1CI領域A1(負荷Lmin〜L5)でHCCIモードによる燃焼制御が実行され、第2CI領域A2(負荷L5〜L6)でリタードCIモードによる燃焼制御が実行され、SI領域B(負荷L6〜Lmax)でリタードSIモードによる燃焼制御が実行される。
And as already demonstrated also in the flowchart of FIG. 4 on the assumption of the environment of the
すなわち、第1CI領域A1では、高温通路22用の第1スロットル弁28と低温通路23用の第2スロットル弁29とがともに開かれることにより(図7(d)(e))、吸気の一部が高温通路22を通って加熱された上で燃焼室10に導入される。また、排気弁9の2度開きが実行されるか(図7(c))、または高温EGR弁43が開かれることにより(図7(g))、排気ポート7から逆流した高温の排気ガスか、またはEGRクーラ42を介さずに還流された高温の排気ガスが燃焼室10に導入される。これにより、燃焼室10の温度上昇が図られる。インジェクタ11からは吸気行程中に燃料が噴射され(図7(h))、そのときの燃圧は20MPa程度に設定される(図7(i))。噴射された燃料に基づく空燃比A/Fは、Lmin〜L2の負荷域では理論空燃比(=14.7)より大きいリーンな値に設定され、L2以上の負荷域では理論空燃比に設定される(図7(j))。これらの制御の結果、第1CI領域A1では、充分に混合された予混合気が圧縮上死点の近傍で自着火し、燃焼する(HCCIモード)。
That is, in the first CI region A1, the
第2CI領域A2では、上記第1CI領域A1内の高負荷域(負荷L4〜L5)と同様、高温通路22用の第1スロットル弁28と低温通路23用の第2スロットル弁29とがともに開かれ(図7(d)(e))、かつ高温EGR弁43が開かれることにより(図7(g))、燃焼室10の高温化が図られる。また、インジェクタ11からの燃料の噴射タイミングは圧縮上死点の近傍まで遅らされ(図7(h))、そのときの燃圧は100MPa以上にまで増大される(図7(i))。噴射された燃料に基づく空燃比A/Fは、理論空燃比(=14.7)に設定される(図7(j))。これらの制御の結果、第2CI領域A2では、噴射されて間もない燃料が圧縮上死点を過ぎたタイミングで自着火し、燃焼する(リタードCIモード)。
In the second CI region A2, the
SI領域Bでは、高温通路22用の第1スロットル弁28の開度が全閉(0%)に設定され、低温通路23用の第2スロットル弁29のみが開かれる(図7(d)(e))。これにより、インターウォーマ26により加熱された高温の吸気は燃焼室10に導入されなくなり、燃焼室10の温度低下が図られる。また、インジェクタ11からの噴射タイミングは圧縮上死点以降とされ(図7(h))、燃圧は100MPa以上とされる(図7(i))。さらに、図7では図示しないが、燃料が噴射された後の間もないタイミングで点火プラグ12による火花点火が行われる。噴射された燃料に基づく空燃比A/Fは、理論空燃比(=14.7)に設定される(図7(j))。これらの制御の結果、SI領域Bでは、噴射されて間もない燃料が圧縮上死点を過ぎたタイミングで火花点火により強制燃焼させられる(リタードSIモード)。
In the SI region B, the opening degree of the
(5)作用等
以上説明したとおり、当実施形態の圧縮自己着火式エンジンでは、燃料としてガソリンを含有する燃料が用いられ、エンジンの高負荷域かつ高速域を除いた一部の運転領域、つまりCI領域A(第1CI領域A1および第2CI領域A2)で、上記燃料を自着火により燃焼させるCI燃焼が実行される。このエンジンは、吸気通路20および排気通路30と、排気通路30を流通する排気ガスの一部をEGRクーラ42で冷却した後に吸気通路20に還流することが可能なEGR装置40と、エンジンの各部を統括的に制御するECU60(制御手段)とを備える。吸気通路20は、吸気を加熱するインターウォーマ26(加熱手段)が設けられた高温通路22と、高温通路22と並列に延び、かつ吸気を冷却するインタークーラ27(冷却手段)が設けられた低温通路23と、高温通路22および低温通路23が集合したサージタンク24(集合部)と、サージタンク24とエンジン本体1とを接続する独立通路25(下流側通路)と、高温通路22および低温通路23をそれぞれ流通する吸気の流量を調節する第1、第2スロットル弁28,29(流量調節手段)とを有する。CI領域Aでの運転時において外気温が予め定められた所定温度Tx未満であるとき、ECU60は、高温通路22からエンジン本体1に導入される吸気の流量が低温通路23からエンジン本体1に導入される吸気の流量よりも多くなるように、上記第1、第2スロットル弁28,29の開度を制御する(図5のステップS22)。さらに、CI領域Aにおける高負荷側の一部(図7の負荷L1〜L6の範囲)において、ECU60は、EGRクーラ42で冷却された低温の排気ガス(図7のCold−EGR)が吸気通路20に還流されるようにEGR装置40を制御する。このような構成によれば、異常燃焼等を伴わない適正なCI燃焼を安定的に実現することができるという利点がある。
(5) Operation, etc. As described above, in the compression self-ignition engine of the present embodiment, a fuel containing gasoline is used as the fuel, and a part of the operation region excluding the high load region and the high speed region of the engine, that is, In the CI region A (first CI region A1 and second CI region A2), CI combustion is performed in which the fuel is combusted by self-ignition. The engine includes an
すなわち、上記実施形態では、外気温が比較的低い条件でCI燃焼が実行されるときに、高温通路22から導入される高温の吸気の流量が低温通路23から導入される低温の吸気の流量よりも多くなるようにスロットル弁28,29が制御されるので、高温通路22および低温通路23の下流側(サージタンク24)で混合された後にエンジン本体1に導入される吸気の温度を、外気温よりも大幅に上昇させて、確実に所望の温度範囲(上記実施形態では50℃もしくはその近傍)に収めることができる。一方、外気温が所定温度Tx以上であるときには、上記の関係が逆転する(つまり高温通路22の流量が低温通路23の流量以下になる)ので、上記温度の上昇幅が抑えられ、やはり所望の温度範囲が実現される。このように、上記実施形態によれば、エンジン本体1に導入される吸気の温度を外気温にかかわらず一定範囲に維持できるので、外気温が多少変動しても、適正なタイミングで燃料が自着火する環境を確実につくり出すことができ、CI燃焼の安定性を高めることができる。
That is, in the above embodiment, when the CI combustion is performed under a condition where the outside air temperature is relatively low, the flow rate of the high temperature intake air introduced from the
さらに、CI領域Aにおける高負荷側の一部(図7の負荷L1〜L6)では、EGR装置40を通じて低温の排気ガス(EGRクーラ42で冷却された排気ガス)が吸気通路20に還流されるので、燃料の噴射量が多いCI領域Aの高負荷側において、CI燃焼が過度に急峻化するのを防止することができる。これにより、燃焼に伴う圧力の上昇率が過大になることが回避されるので、大きな燃焼騒音やノッキング等の異常燃焼の発生を効果的に防止することができる。
Further, in a part on the high load side in the CI region A (loads L1 to L6 in FIG. 7), low-temperature exhaust gas (exhaust gas cooled by the EGR cooler 42) is recirculated to the
また、上記実施形態では、CI領域Aにおける少なくとも低負荷側の一部(図7の負荷Lmin〜L4)において、排気弁9の2度開き(切替機構19aを用いて排気弁9を排気行程だけでなく吸気行程でも開弁させる操作)が行われることにより、燃焼室10に排気ガスを残留させる内部EGRが実現される。この内部EGRにより残留させられる排気ガスの量と、EGR装置40を通じて還流される排気ガスの量とを比較したとき、前者に対する後者の割合は、エンジン負荷が高まるほど増大される(図7(a))。このような構成によれば、エンジンの低負荷域で内部EGRによる排気ガスを燃焼室10に残留させることにより、ポンピングロスを低減して燃費性能の向上を図ることができる。一方、負荷が高くなれば、内部EGRによる排気ガスの残留量を減らしつつ、EGR装置40を通じて還流される低温の排気ガス(Cold−EGR)を増やすことにより、高負荷側で問題になり易い燃焼騒音の増大や異常燃焼の発生を効果的に防止することができる。
In the above embodiment, the
また、上記実施形態では、CI領域Aよりも高負荷側の領域を含むSI領域Bで、火花点火による強制燃焼であるSI燃焼が実行される。このSI領域Bでの運転時は、高温通路22内の吸気の流通が遮断され、エンジン本体1に導入される吸気は、基本的に全て低温通路23からの吸気とされる。このような構成によれば、エンジン高負荷域でのSI燃焼の実行時に、燃焼室10が無用に高温化することが回避されるので、ノッキング等の異常燃焼の発生を確実に防止することができる。
In the above embodiment, SI combustion, which is forced combustion by spark ignition, is executed in the SI region B including the region on the higher load side than the CI region A. During operation in the SI region B, the flow of intake air in the
また、上記実施形態では、高温通路22用の第1スロットル弁28と低温通路23用の第2スロットル弁29とが、ともにバタフライ式のスロットル弁からなり、第1スロットル弁28のボア径が、第2スロットル弁29のボア径よりも小さく設定されている。このような構成によれば、低温通路23から多量の吸気を導入する必要のあるSI領域Bにおいて、比較的ボア径の大きい第2スロットル弁29を開くことにより、充分な量の低温の吸気をエンジン本体1に導入することができ、高負荷域での出力を充分に確保することができる。
In the above embodiment, the
また、高温通路22用の第1スロットル弁28のボア径が比較的小さいため、当該スロットル弁28を全閉にしたときに生じる漏れ量を少なくすることができる。これにより、吸気の温度上昇がかえって燃焼安定性を阻害することになる運転領域、特にエンジンの最高負荷Lmax近傍の運転領域において、ノッキング等の異常燃焼が起きるのを効果的に防止することができる。
Further, since the bore diameter of the
なお、上記実施形態では、吸気を冷却するインタークーラ27を吸気通路20の低温通路23に設けたが、このインタークーラ27は必ずしも必須ではなく、省略してもよい。ただし、インタークーラ27を設けた方が、低温通路23を通過した後の吸気の温度が安定するので、低温通路23および高温通路22の下流側で混合される吸気の温度を、高い精度で所望の温度範囲に調節できるという点で有利である。
In the above-described embodiment, the
また、上記実施形態では、高温通路22および低温通路23の各流量を調節する流量調節手段として、高温通路22および低温通路23のそれぞれに独立したスロットル弁28,29を設けたが、これに代えて、高温通路22および低温通路23への吸気の分配割合を調節可能なロータリ式のバルブを、共通通路21の下流端部(高温通路22および低温通路23への分岐部)に設けてもよい。
In the above embodiment, as the flow rate adjusting means for adjusting the flow rates of the
また、上記実施形態では、EGR装置40として、排気ガスを冷却可能なEGRクーラ42を備えたものを設けたが、仮にEGRクーラが存在しなくても排気ガスを充分に冷却できる構造となっている場合には(例えばEGR装置40の経路長が充分に長かったり、走行風が充分に当たる位置にEGR装置40が配置されているような場合には)、EGRクーラ42を省略することも可能である。
In the above embodiment, the
また、上記実施形態では、排気弁9の動弁機構19に、排気弁9の吸気行程中の開弁(2度開き)をON/OFFする切替機構19aを設け、CI領域Aの低負荷側で内部EGRを実行する際には、この切替機構19aを用いて、排気弁9を排気行程だけでなく吸気行程でも開弁させ、それによって排気ポート7から燃焼室10に排気ガスを逆流させるようにしたが、内部EGRを実現する手段はこれに限られない。例えば、吸気弁8の動弁機構18と排気弁9の動弁機構19とに、バルブの開閉タイミングを変更可能な可変機構をそれぞれ設け、内部EGRの実行時には、吸気弁8および排気弁9の双方が開かない期間(いわゆるネガティブオーバーラップ期間)が比較的長く生じるように吸排気弁8,9の開閉タイミングを変更することが考えられる。このようにした場合でも、排気ガスの一部が燃焼室10に閉じ込められたままとなり、内部EGRが実現される。
Further, in the above embodiment, the
また、上記実施形態では、インターウォーマ26の加熱源としてエンジンの冷却水を用いるとともに、インタークーラ27の冷却源として外気(走行風)を用いたが、これら加熱源および冷却源は、吸気を加熱または冷却できるものであればよく、種々の代替が可能である。例えば、インターウォーマ26として電熱式のヒータを用いてもよく、インタークーラ27として水冷式の熱交換器を用いてもよい。
In the above embodiment, the engine cooling water is used as the heating source of the
また、上記実施形態では、SI燃焼が行われるSI領域Bでの運転時に、高温通路22用のスロットル弁28を一律に全閉にすることにより、加熱された高温の吸気がエンジン本体1に導入されるのを禁止するようにした(言い換えると、高温通路22の流量と低温通路23の流量との比率をほぼ0:100にした)が、例えばSI領域Bでの低負荷側では、比較的多くの排気ガスがEGR装置40を通じて燃焼室10に導入されるので(図7(a)参照)、燃焼が不安定化するおそれがある。そこで、SI領域Bでは、その低負荷側の一部(例えば負荷L6からL7までの間)に限って、高温通路22用のスロットル弁28を開弁させるようにしてもよい。ただしその場合でも、低温通路23から導入される低温の吸気の割合(高温通路22の流量に対する低温通路23の流量の割合)は、CI領域Aのときと比べれば増大されることが好ましい。
Further, in the above embodiment, the heated high-temperature intake air is introduced into the engine body 1 by uniformly closing the
また、上記実施形態では、エンジン本体1の各気筒2に1つずつ点火プラグ12を設けたが、各気筒2に複数個(例えば2つ)の点火プラグを設けてもよい。これにより、SI領域Bで実行されるSI燃焼の燃焼速度が速められるので、熱効率がより向上することが期待できる。
In the above-described embodiment, one
1 エンジン本体
20 吸気通路
22 高温通路
23 低温通路
24 サージタンク(集合部)
25 独立通路(下流側通路)
26 インターウォーマ(加熱手段)
27 インタークーラ(冷却手段)
28 第1スロットル弁(流量調節手段)
29 第2スロットル弁(流量調節手段)
40 EGR装置
42 EGRクーラ
60 ECU(制御手段)
A CI領域
B SI領域
1
25 Independent passage (downstream passage)
26 Interwarmer (heating means)
27 Intercooler (cooling means)
28 First throttle valve (flow rate adjusting means)
29 Second throttle valve (flow rate adjusting means)
40
A CI area B SI area
Claims (6)
上記吸気通路は、吸気を加熱する加熱手段が設けられた高温通路と、高温通路と並列に延び、かつ加熱手段が設けられない低温通路と、高温通路および低温通路が集合した集合部と、集合部と上記エンジン本体とを接続する下流側通路と、上記高温通路および低温通路をそれぞれ流通する吸気の流量を調節する流量調節手段とを有し、
上記制御手段は、上記CI領域での運転時において外気温が予め定められた所定温度未満であるときには、上記高温通路からエンジン本体に導入される吸気の流量が上記低温通路からエンジン本体に導入される吸気の流量よりも多くなるように上記流量調節手段を制御し、さらに、上記CI領域における少なくとも高負荷側の一部では、所定量の排気ガスが上記吸気通路に還流されるように上記EGR装置を制御する、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 An engine main body driven by fuel containing gasoline, an intake passage through which intake air introduced into the engine main body flows, an exhaust passage through which exhaust gas discharged from the engine main body flows, and an exhaust gas flowing through the exhaust passage Compressive self-ignition comprising an EGR device that recirculates part of the fuel to the intake passage, and control means for executing CI combustion, which is combustion by self-ignition of the fuel, in a CI region set as at least a part of the entire operation region An expression engine,
The intake passage includes a high-temperature passage provided with a heating means for heating intake air, a low-temperature passage extending in parallel with the high-temperature passage and not provided with a heating means, a collecting portion where the high-temperature passage and the low-temperature passage are gathered, A downstream passage connecting the engine and the engine body, and a flow rate adjusting means for adjusting the flow rate of the intake air flowing through the high temperature passage and the low temperature passage,
When the outside air temperature is lower than a predetermined temperature during operation in the CI region, the control means introduces the flow rate of the intake air introduced from the high temperature passage into the engine body through the low temperature passage. The flow rate adjusting means is controlled so as to be larger than the flow rate of the intake air, and further, at least at a part on the high load side in the CI region, the predetermined amount of exhaust gas is recirculated to the intake passage. A compression self-ignition engine characterized by controlling the device.
上記EGR装置は、上記排気通路から吸気通路に還流される排気ガスを冷却するEGRクーラを備える、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 The compression self-ignition engine according to claim 1,
A compression self-ignition engine characterized in that the EGR device includes an EGR cooler that cools exhaust gas recirculated from the exhaust passage to the intake passage.
上記制御手段は、上記CI領域における少なくとも低負荷側の一部において、上記エンジン本体の吸気弁および排気弁の少なくとも一方の開弁特性を制御することにより、エンジン本体の燃焼室に排気ガスを残留させる内部EGRを実行し、
上記内部EGRにより残留させられる排気ガスの量と、上記EGR装置を通じて還流される排気ガスの量とを比較したとき、前者に対する後者の割合が、エンジン負荷が高まるほど増大される、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 The compression self-ignition engine according to claim 1 or 2,
The control means controls the valve opening characteristics of at least one of the intake valve and the exhaust valve of the engine body at least in a part of the CI region at least on the low load side, so that exhaust gas remains in the combustion chamber of the engine body. Execute the internal EGR
When the amount of exhaust gas left by the internal EGR and the amount of exhaust gas recirculated through the EGR device are compared, the ratio of the latter to the former increases as the engine load increases. Compressed self-igniting engine.
上記制御手段は、上記CI領域よりも高負荷側の領域を含む運転領域に設定されたSI領域で、火花点火による強制燃焼であるSI燃焼を実行させ、
上記SI領域での運転時、上記高温通路の流量に対する低温通路の流量の割合が、上記CI領域のときと比べて増大される、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 The compression self-ignition engine according to any one of claims 1 to 3,
The control means executes SI combustion, which is forced combustion by spark ignition, in an SI region set in an operation region including a region on a higher load side than the CI region,
A compression self-ignition engine characterized in that, during operation in the SI region, a ratio of a flow rate in the low temperature passage to a flow rate in the high temperature passage is increased as compared with that in the CI region.
上記流量調節手段は、上記高温通路に設けられたバタフライ式の第1スロットル弁と、上記低温通路に設けられたバタフライ式の第2スロットル弁とを含み、
上記第1スロットル弁のボア径が、上記第2スロットル弁のボア径よりも小さく設定された、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 The compression self-ignition engine according to claim 4,
The flow rate adjusting means includes a butterfly first throttle valve provided in the high temperature passage, and a butterfly second throttle valve provided in the low temperature passage,
A compression self-ignition engine, wherein a bore diameter of the first throttle valve is set smaller than a bore diameter of the second throttle valve.
上記低温通路には、その内部を流通する吸気を冷却する冷却手段が設けられた、ことを特徴とする圧縮自己着火式エンジン。 The compression self-ignition engine according to any one of claims 1 to 5,
A compression self-ignition engine, wherein the low-temperature passage is provided with a cooling means for cooling intake air flowing through the low-temperature passage.
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