CN102374058B - 控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置 - Google Patents

控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置 Download PDF

Info

Publication number
CN102374058B
CN102374058B CN201110229054.1A CN201110229054A CN102374058B CN 102374058 B CN102374058 B CN 102374058B CN 201110229054 A CN201110229054 A CN 201110229054A CN 102374058 B CN102374058 B CN 102374058B
Authority
CN
China
Prior art keywords
temperature
low
burning
early stage
cylinder internal
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN201110229054.1A
Other languages
English (en)
Other versions
CN102374058A (zh
Inventor
金尚奎
志茂大辅
西本京太郎
角田良枝
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mazda Motor Corp filed Critical Mazda Motor Corp
Publication of CN102374058A publication Critical patent/CN102374058A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN102374058B publication Critical patent/CN102374058B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/004—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust drives arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/013—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/402—Multiple injections
    • F02D41/403—Multiple injections with pilot injections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/05—High pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust system upstream of the turbine and reintroduced into the intake system downstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/23—Layout, e.g. schematics
    • F02M26/25—Layout, e.g. schematics with coolers having bypasses
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Abstract

本发明提供了一种用于柴油发动机的控制装置。当发动机处于低发动机转速及部分发动机载荷的特殊运行范围内并处于压缩冲程末期时汽缸温度低于预定温度的低温状态下时，强制进气系统设置强制进气水平高于预定水平，该预定水平高于在汽缸温度高于预定温度的高温状态下的进气水平。至少在特殊运行范围内，喷射控制模块在压缩冲程的上止点或之前完成其中燃料喷射在压缩冲程的上止点处或之前开始以使得主燃烧主要包括扩散燃烧的主喷射，并且完成其中在主喷射前完成至少一次燃料喷射以在主燃烧开始之前产生前期燃烧的前期喷射。

Description

控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置
技术领域
本发明涉及控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置。
背景技术
在安装在车辆上的柴油发动机中，在发动机的一个循环内在汽缸内完成多次燃料喷射，以便，例如降低废气内所含的NOx和烟灰，减少噪音或振动，并且改善耗油量和转矩。例如，JP2009-293383A公开了一种带有涡轮增压器的柴油发动机，其中完成5次燃料喷射：产生转矩的主喷射；在主喷射之前完成的以便预热汽缸的前导喷射(pilot injection)；在前导喷射和主喷射之间完成的以抑制主喷射喷射燃料的点火延迟的预喷射；在主喷射后实施的以提高废气的温度的后喷射(after injection)；以及通过紧接在后喷射后将燃料直接引入排气系统而提高催化剂的温度的次后喷射(postinjection)。
而且，例如，JP2005-240709A公开了一项技术，其中，鉴于通过在主燃烧前的初步燃烧而提高汽缸内的温度，前导喷射的燃料喷射量将根据发动机载荷和发动机转速而变化。因此，汽缸内的温度将在完成主喷射时升高，以必然超过燃料能够压燃的温度，并且因此防止主喷射喷射的燃料不点火。
同时，在通过压缩而使供给汽缸的燃料压燃的柴油发动机中，设置了例如15∶1或更低几何压缩比的相对较低的压缩比，以便达到，例如，减少NOx排放的数量。低压缩比降低了每个汽缸内的燃烧并抑制NOx的产生。而且，由于发动机的较低的压缩比降低了机械阻力损失，其也有利于提高发动机的热效率。
通常，鉴于改善柴油发动机的耗油量和NVH性能，需要在接近压缩冲程的上止点处可靠地实现主要包括扩散燃料的主燃烧。然而，在喷射燃料后，如果燃烧开始之前的点火延迟变长，燃料的可控性下降，并且因此会变得，例如难以在临近压缩冲程的上止点处稳定地实现主燃烧。发明者已经发现在主喷射之前完成至少一次前期喷射使得在主燃烧开始前产生适当的前期燃烧，从而通过优化在主燃烧开始时汽缸内部温度和压强而相对缩短点火延迟，并有利于提高主燃烧的可控性，换句话说，改善耗油量和NVH性能。
不过，当发动机转速和发动机载荷较低时，发动机较低的压缩比会降低压缩冲程末期的温度和压强，并且因此为了提高汽缸内部温度和压强以提高主燃烧的可控性，需要通过前期喷射喷射大量的燃料。例如，尤其是，当发动机处于非预热状态中或外部气温较低(其中压缩冲程末期的温度降低)，或在高海拔环境下(其中压缩冲程末期的温度和压强均降低)，前期喷射的燃料喷射量需要大幅度提高。
发明内容
鉴于上述情况提出本发明，本发明提供用于柴油发动机的具有强制进气系统的控制装置，其通过优化主喷射开始时汽缸内部温度和压强的状态而提高主燃烧的可控性，并降低优化汽缸内部状态所需的前期喷射的燃料喷射量。
根据下面详细描述的本发明的发明者的研究，当通过连接其中燃料的点火延迟是恒定的温度-压强状态而在例如图6所示的以汽缸内部温度和压强为参数的温度-压强面上画出等时线时，在等时线的其中汽缸内部压强相对较低的区域(图6中相对靠左侧的区域)中，汽缸内部温度相对较高(下文中，等时线相应的部分被称为“高温区”)，并且在另一方面，在等时线的其中汽缸内部压强相对较高的区域(图6中相对靠右侧的区域)中，相比于相对较高的汽缸内部温度，汽缸内部温度相对较低(下文中，等时线该相应部分被称为“低温区”)。因此，发明者已经发现作为一个整体的等时线具有包括高温区和低温区的两阶段特征。这里，在图6的等值线图中，只画有实线和虚线两个等时线，其中实线等时线对应于0.2毫秒(msec)的点火延迟，而虚线所示出的等时线对应于1.5毫秒的点火延迟。需要注意的是，由虚线表示的等时线的高温区域存在一定范围内，在该范围内汽缸内部压强低于图6所示的汽缸内部压强范围。在这种等值线图中，朝向右侧或上侧的点火延迟较短，而朝向左侧或下侧的点火延迟较长。因此，当汽缸温度和压强的状态，例如处于实线等时线的右侧或上侧范围内时，点火延迟是等时线所示的点火延迟或更短。因此，考虑到需要缩短主喷射喷射燃料的点火延迟以提高主燃烧的可控性，在主喷射开始时的汽缸内部状态需要处于实线等时线的右侧或上侧范围内，如同例如，由图6中的带有符号C10和C11的白色圆圈所表示的。用于提高主燃烧的可控性的前期燃烧和前期喷射与提高汽缸内部温度和压强相一致，因此在图6中由带有符号C00或C01的黑方块表示的汽缸内状态变成由带有符号C10或C11的白色圆圈所表示的在主喷射开始时的状态。因此，通过穿过实线等时线，汽缸内温度和压强的状态可以从左侧或下侧的范围转变为等时线的右侧或上侧的范围。
这里，例如，具有几何压缩比ε约为14∶1的低压缩比的发动机，其在压缩冲程结束时基本具有较低的温度和压强。而且，当低压缩比发动机的运行范围在特殊的运行范围内时，其中发动机转速低且发动机载荷是部分的，同时结合压缩冲程结束时温度下降的环境条件，汽缸内部温度和压强的状态处于等时线中相对较左的范围内，如图6中带有符号C00的黑方块所示。因此，通过由前期喷射和由此产生的前期燃烧而提高汽缸内部温度和压强，汽缸内部温度和压强的状态需要如图6的点划线箭头所示的通过穿过等时线的高温区而转变为由带有符号C10的白色圆圈所表示的状态。不过，等值线图中的箭头长度对应于前期喷射的燃料喷射量，并且该喷射量随着箭头的长度变长而增大。因此，在具有低几何压缩比的发动机中，为了缩短主喷射燃料的点火延迟，需要由前期喷射喷射大量的燃料。
为了避免前期喷射所喷射的喷射量变大，发明者专注于：在图6所示的等时线中，关于点火延迟的等时线具有上面描述的包括两部分的两阶段特征，这两部分即温度相对较高的高温区和温度相对较低的低温区。也就是说，如图6的白色箭头所示，通过强行进气而显著提高压缩冲程结束时的压强，并且因此将汽缸内的状态转变为等值线图中较右侧的范围，如带有符号C01的黑方块所示，汽缸内的状态可以通过前期喷射和前期燃烧而穿过等时线的低温区，并且因此对应于燃料喷射量的箭头长度也大幅度缩短，如图6中的实心箭头所示。即，缩短主喷射开始时的点火延迟所需的前期喷射的燃料喷射量可以大幅度降低。
根据本发明的一个方面，提供了用于柴油发动机的带有强制进气系统的控制装置，其包括发动机主体，该主体具有15∶1或更低的几何压缩比，并且用于压缩供应至汽缸的燃料使其压燃；用于强行引导进气流进入汽缸的强制进气系统；燃料喷射阀，被设置为朝向汽缸并且用于将燃料直接喷射进汽缸；以及喷射控制模块，用于控制将燃料通过燃料喷射阀喷射入汽缸的模式。当发动机主体处于发动机转速低且发动机载荷是部分载荷的特殊运行范围内并且处于压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态下时，强制进气系统的强制进气水平设置为高于预定水平，该预定水平高于在汽缸温度高于预定温度的高温状态下的进气水平。至少在特殊运行范围内，喷射控制模块完成主喷射，主喷射的燃料喷射于压缩冲程的上止点或之前开始以产生主要包括扩散燃烧的主燃烧，并且喷射控制模块完成前期喷射，前期喷射中的燃料喷射在主喷射之前完成至少一次以在主燃烧开始之前产生前期燃烧。
这里，术语“强制进气系统”既包括机械操作的压缩机(如增压器)，又包括由排气涡轮运转的压缩机(也就是涡轮增压器)，而且机械操作的压缩机包括电辅助涡轮。
另外地，术语“发动机主体的其中发动机转速低并且发动机载荷是部分载荷的特殊运转范围”表示一种运转范围，其中，通常基本不实施强制进气，因为发动机转速低且发动机载荷是部分的，因此转矩需求(即，强制进气需求)基本上不存在。具体地，特殊运转范围包括，例如，当发动机转速分成低、中、高三个范围时的低的发动机转速范围，在发动机载荷处于路程-载荷线上或略微高于路程-载荷线的范围内。术语“在压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态下”对应于，例如由于发动机主体的温度(可能由发动机冷却液温度代表)和外部空气温度低于预定温度所造成的压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的情况，以及由于高海拔和空气密度低于预定值造成的压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的情况。
而且，发动机主体的几何压缩比的最下限可以是例如12∶1。
在上述构造中，基于有关点火延迟的等时线具有两阶段特征的知识，在通常不要求且基本上未实施强制进气的运转范围并且压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态下，确保预定的或更高的强制进气水平以增加低压缩比发动机的汽缸内部压强(和温度)。换句话说，该构造用于当有关点火延迟的温度条件和压强条件之间的温度条件不利时，通过实施强制进气以有利于压强条件而提高可燃性。
因此，通过在主喷射之前完成至少一次燃料喷射并且汽缸内部温度-压强状态穿过等时线的低温区从等时线左侧或下侧的范围转变为等时线右侧或上侧的范围的前期喷射，在主燃烧开始前产生前期燃烧。因此，如上所述，穿过等时线所需的前期喷射的喷射量能够降低。因此，术语“预定或更高的强制进气水平”可以解释为一种定义，即强制进气水平，根据该水平，汽缸内部状态能够在等值线图中移动接近对应于目标点火延迟的等时线低温区以便能够通过前期燃烧穿过低温区。即，低强制进气水平不能使汽缸内部温度移动接近等时线的低温区，并且汽缸内部状态无法通过前期燃烧穿过低温区。预定强制进气水平根据从汽缸内部温度和压强的状态到等时线的相对距离而设置。
因此，在主喷射开始时的汽缸内部状态与前期燃烧相结合处于等时线右侧或上侧的范围内。因此，点火延迟缩短为理想点火延迟，并且主要包括扩散燃烧的主燃烧能够在压缩冲程的上止点稳定地实现。即，在低压缩比发动机中，主燃烧可控性的提高有利于改善耗油量和NVH性能。
强制进气系统可以是二级涡轮增压器，其包括具有相对较小体积涡轮的第一涡轮增压器和具有相对较大体积涡轮的第二涡轮增压器，第一和第二涡轮增压器安装在发动机主体的排气通路内，并且当发动机主体至少处于特殊运转范围内和低温状态下时，通过操作第一涡轮增压器可以得到预定或更高的强制进气水平。
可选地，强制进气系统可以是可变几何涡轮增压器，其中安装在发动机主体的排气通路内的涡轮可以具有可动叶片，并且当发动机主体至少处于特殊运转范围内和低温状态下时，通过阻塞叶片的开启来操作涡轮增压器可得到预定或更高的强制进气水平。
两级涡轮增压器和可变几何涡轮增压器在发动机转速方面具有较宽的运转范围，因此通过在低发动机转速范围内操作二级涡轮增压器或可变几何涡轮增压器，可以得到通过增加增加汽缸内部压强来进行使得前期喷射的喷射量降低的效果。另一方面，通过在高发动机转速范围和高发动机载荷范围内操作两级涡轮增压器或可变几何涡轮增压器，可以得到增加转矩的效果。
柴油发动机还可以包括用过绕过强制进气系统的旁通路，和用于调整旁通路内流量的调节阀。当发动机主体至少处于特殊运转范围内和低温状态下时，可以通过降低旁通路内的流速来确保预定或更高的强制进气水平。
通过降低旁通路内的流速或停止旁通路内的流动并且操作强制进气系统，可以得到预定或更高的强制进气水平。
强制进气系统可以是可变几何涡轮增压器，其中在安装于发动机主体的排气通路内的涡轮上配置有可动叶片。旁通路可以绕过涡轮。当发动机主体至少处于特殊运转范围内和低温状态下时，通过降低旁通路内的流速并阻塞叶片的开启来操作强制进气系统，可以得到预定或更高的强制进气水平。
强制进气系统可以是两级涡轮增压器，其包括具有相对较小体积涡轮的第一涡轮增压器和具有相对较大体积涡轮的第二涡轮增压器，第一和第二涡轮增压器安装在发动机主体的排气通路内。旁通路可以绕过第一涡轮增压器的涡轮。当发动机主体至少处于特殊运转范围内和低温状态下时，通过降低旁通路内的流速可以得到预定或更高的强制进气水平。
降低旁通路内的流速(包括停止流动)和采用可变几何涡轮增压器或两级涡轮增压器的结合使用，可以在特殊运转范围内得到预定或更高的强制进气水平，该范围是指当处于压缩冲程末期温度低于预定温度的低温状态下时发动机转速低且发动机载荷是部分载荷的范围。
这里，前期燃烧在提高主燃烧的可控性上是重要的。如果前期喷射所喷射的燃料的点火延迟长，前期燃烧的可控性就降低，并且因此在主燃烧之前难于充分发生前期燃烧。因此，主燃烧开始时的汽缸内部温度和压强没有充分增长，并且主燃烧的可控性降低。
同时，决定点火延迟的因素不仅是汽缸内部温度和压强，当量比也是因素之一。通常，当当量比变得更高时点火延迟会缩短，而当当量比下降时点火延迟会延长。例如，当前期喷射的总喷射量是由单一燃料喷射供应时，喷射时间周期延长，并且因此所喷射的燃料立刻扩散开以导致汽缸内部状态超稀。因此，(局部)当量比降低且前期燃烧的点火延迟变长。
因此，考虑到通过缩短前期燃烧的点火延迟而提高前期燃烧的可控性，当发动机主体至少处于特殊运转范围内时，喷射控制模块可以在每次喷射所喷射的燃料到达安装在汽缸内的活塞的顶面中形成的腔内的时刻实施作为前期喷射的多次喷射。
通过实现类似前期喷射的多次喷射，每次喷射的喷射量降低，并且燃料不会立刻扩散开。被喷射的燃料基本上没有分散并且在附近飘浮，并且新喷射的燃料到达之前喷射的燃料，然后燃料集中为一体。因此，具有局部高当量比的混合气体生成了。结果，由前期喷射喷射的燃料的点火延迟被缩短，前期燃烧的可控性提高，并且主燃烧可以在接近压缩冲程的上止点处稳定地完成。
此外，在上述构造中，通过实现前期喷射使得多次喷射所喷射的燃料到达活塞顶面中形成的腔内，燃料被抑制防止扩散至腔外，并且在腔内形成了具有高当量比的混合气体。因此，前期燃烧的可控性进一步提高，并且有利于进一步稳定地完成前期燃烧。这里，术语“燃料到达腔内”既包括当活塞朝向压缩冲程的上止点升起时由燃料喷射阀喷射的燃料直接到达腔内的情况，也包括由燃料喷射阀喷射的燃料到达，例如腔的唇部并且流到腔外，但是然后又由于活塞移动接近压缩冲程的上止点而流入腔内的情况。即，前期喷射的提前极限(advance limit)也相应延伸。
在以汽缸内部温度和压强为参数的温度-压强面上，发动机主体可以具有包括高温区和低温区的两阶段特征，其中当连接其中由燃料喷射阀喷射到汽缸内的燃料的点火延迟恒定的温度-压强状态所画出的等时线处于汽缸内部压强相对较低的区域内时，汽缸内部温度相当高，而另一方面，当等时线位于汽缸内部压强较高时的区域内时，汽缸内部温度相当低。与发生的前期燃烧相结合，两级喷射至少可以增加汽缸内部温度以获得主燃烧开始时的汽缸内部温度-压强状态，使得点火延迟比预定点火延迟值短，并且前期燃烧可以对应于穿过与温度-压强面上的预定点火延迟相对应的等时线。当发动机主体处于特殊运转范围内和低温状态下时，通过强制进气系统可以获得预定或更高的强制进气水平而至少增加汽缸内部压强，使得在前期燃烧之前汽缸内部压强-温度状态达到接近具有两阶段特征的等时线的低温区，并且因此可以利用前期燃烧穿过等时线的低温区。
如上所述，当发动机主体处于特殊运转范围内和低温状态下时，可以通过强制进气系统得到预定或更高的强制进气水平而至少增加汽缸内部压强，从而使在前期燃烧之前汽缸内部压强-温度状态达到接近具有两阶段特征的等时线的低温区，并且因此能够利用前期燃烧穿过等时线的低温区。因此，通过在尽可能减少前期喷射所喷射的燃料喷射量的同时缩短主喷射所喷射燃料的点火延迟，可以提高主燃烧的可控性。
喷射控制模块可以控制前期喷射和主喷射的喷射模式，因此前期燃烧的放热率达到峰值，放热率开始下降，并且然后主燃烧的放热率开始提高。
在上述构造中，在一张图上示出了放热率的变化相对于曲轴角度的变化，最小值处于前期燃烧的相对较低的钟形曲线和主燃烧的相对较高的钟形曲线之间。即，前期燃烧的放热率的钟形曲线峰值产生于主燃烧的放热率开始上升之前。因此，通过利用从前期燃烧获得的能量，汽缸内部的温度和压强提高使得主燃烧开始时足以缩短点火延迟，同时避免主燃烧的燃烧声音的提高。因此，除了点火延迟被缩短外，前期喷射的喷射量也降低至所需的最小量，并且因此有利于改善耗油量。
喷射控制模块可以控制前期喷射和主喷射的喷射模式，从而通过增加汽缸内部温度和压强的前期燃烧使得从主喷射开始至主燃烧开始的点火延迟为0.1至0.3毫秒。
主燃烧的点火延迟超过0.3毫秒，产生了主燃烧的放热率的陡坡并降低了NVH性能。另一方面，主燃烧的点火延迟短于0.1毫秒过于缩短了点火延迟，并因此降低了控制的可靠性。
根据本发明的另一方面，提供一种利用强制进气系统控制柴油发动机的方法，该柴油发动机具有设置为15∶1或更低的几何压缩比，并且压缩被供给至汽缸的燃料以产生压燃。
控制方法包括：当柴油发动机处于发动机低转速且发动机载荷是部分载荷的特殊运转范围内并且处于压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态下时，控制强制进气系统的强制进气水平高于预定水平，该预定水平高于在汽缸温度大于预定温度时的高温状态下的进气水平。该方法还包括：至少在特殊运转范围内，实现其中在预定时刻实现至少一次燃料喷射以在主要包括扩散燃烧的主燃烧开始前产生前期燃烧的前期喷射。该方法还包括：在前期喷射之后，开始主喷射以在压缩冲程的上止点或之前发生主燃烧。
附图说明
图1是示出了具有根据实施例的强制进气系统柴油发动机的构造的示意图。
图2是关于柴油发动机控制的框图。
图3是张图，其中图a部分是示出了在特殊运转范围内的燃料喷射模式的示例的图，图b部分是示出了对应于燃料喷射模式的汽缸内放热率的历程的图。
图4A是示出了当局部当量比变化时点火延迟相对于局部温度的关系的示例的图，图4B是示出了当汽缸内压强变化时点火延迟相对于局部温度的关系的示例的图。
图5是关于在以压缩冲程末期时的温度和压强为参数形成的温度-压强面上的点火延迟的等值线图的示例。
图6是示出了由柴油发动机的控制装置实施的特殊控制的等值线图。
图7是示出了柴油发动机在被实施特殊控制时的运转范围的图。
图8是示出了VGT的正常运转特征(实线)和当实施特殊控制时VGT的特征(虚线)。
图9A至图9C示出了在彼此不同喷射模式情形下汽缸内的局部当量比的分布频率，其中图9A是在喷射孔的数量为8且实施一次喷射的喷射模式中，图9B是在喷射孔数量为8且实施三次喷射的喷射模式中，以及图9C是在喷射孔数量为12且实施三次喷射的喷射模式中。
图10是示出了在柴油发动机的进气系统中设置有增压器的构造的示例的图。
具体实施方式
下文中，将参照附图详细描述根据本发明的实施例的柴油发动机。应当注意的是，下面对优选实施例的描述仅是示意性的。图1和2示出了实施例的发动机(发动机主体)1的示意性构造。发动机1是安装在车辆中的柴油发动机，且其燃料的主要成分是柴油燃料。柴油发动机包括：汽缸体11，配备有多个汽缸11a(仅示出1个汽缸)；汽缸盖12，设置在汽缸体11上；以及设置在汽缸体11下方的装有润滑剂的油盘13。在发动机1的汽缸11a内安装有可往复移动的活塞14，并且分别地在活塞14的顶表面中形成部分地构成了凹形燃烧室14a的腔。每个活塞14与曲柄轴15通过连杆14b相连接。
在汽缸盖12内，构造有进气口16和排气口17，并且每个汽缸11a设置有用于开启和关闭位于燃烧室14a侧上的进气口16的进气门21，以及用于开启和关闭位于燃烧室14a侧上的排气口17的排气门22。
在发动机1的用于操作进气门21和排气门22的阀系统中，在排气门侧设置有用于在正常模式和特殊模式之间切换排气门22的操作模式的液压驱动切换机构71(如图2，以下被称作VVM，可变气门运动机构)。VVM71包括：两种具有彼此不同凸轮轮廓的凸轮，即具有一个凸轮凸部的第一凸轮和具有两个凸轮凸部的第二凸轮；以及用于将第一和第二凸轮之任一的运转状态选择性地传输至排气门22的空动机构。当空动机构将第一凸轮的运转状态传输至排气门22时，排气门22在正常模式下工作并在排气冲程中只开启一次。另一方面，当空动机构将第二凸轮的运转状态传输至排气门22时，排气门22在特殊模式下运行并在排气冲程期间以及进气冲程期间各开启一次，即排气门开启两次。
VVM71中正常与特殊模式之间的模式切换由被发动机操作的液压泵(未示出)所施加的液压来完成。特殊模式可用于有关内部废气再循环(EGR)的控制。应当注意的是，用于利用电磁驱动器操作排气门22的电磁阀系统适用于在正常模式和特殊模式之间切换。此外，内部EGR的实施不限于开启排气门22两次，并且它可通过开启进气门21两次而完成内部EGR控制来实现，或是通过在排气冲程和进气冲程期间将进气门21和排气门22都关闭，设置负重叠期使得燃烧废气留在燃烧室内而完成内部EGR控制来实现。应当注意的是，内部EGR控制由VVM71主要在发动机1的冷态下控制，在冷态下燃料的可燃性较低。
用于喷射燃料的喷油器18和用于在发动机1处于冷态时利用加热汽缸11a内的进气来提高燃料可燃性的电热塞19设置在汽缸盖12内。将喷油器18设置成使得其燃料喷口分别在燃烧室14a的顶部表面面对燃烧室14a，并且喷油器18通过主要在压缩冲程的上止点(TDC)附近直接喷射燃料的方式向燃烧室14a供给燃料。
进气通路30连接至发动机的一侧表面，以便与汽缸11a的进气口16连接。同时，用于从汽缸11a的燃烧室14a释放燃烧废气(即废气)的排气通路40连接于发动机1的另一侧表面。用于对进气(以下详细描述)进行涡轮增压的大涡轮增压器61和紧凑型涡轮增压器62安装在进气通路30和排气通路40内。
用于过滤进气的空气过滤器31设置在进气通路30的上游末端部分中。稳压罐33设置在进气通路30的下游末端附近。进气通路30的位于稳压罐33下游侧的部分被分支为包括向着相应汽缸11a延伸的独立通路，并且这些独立通路的下游端连接至汽缸11a的进气口16。
大涡轮增压器51的压缩机61a、紧凑型涡轮增压器62的压缩机62a、用于冷却被压缩机61a和62a压缩的空气的中冷器35，以及用于调节注入汽缸11a的燃烧室14a的进气量的节流阀36设置在空气过滤器31和稳压罐33之间的进气通路30内。节流阀36基本上全部打开，当发动机停止时它完全关闭以防止震动。
排气通路40的在上游侧的部分建造有排气歧管，其具有朝向汽缸11a分支并与排气口17的外端连接的独立通路，以及这些独立通路合并为一体的合并部分。
在排气通路40的位于排气歧管的下游的部分中，紧凑型涡轮增压器62的涡轮62b、大涡轮增压器61的涡轮61b、用于净化包含在废气内的有害成分的废气排放控制装置41、以及消音器42以这种次序从上游依次设置。
废气排放控制装置41包括氧化催化剂41a和柴油微粒过滤器41b(下文中称作过滤器)，并且这些部件以这种次序从上游依次设置。氧化催化剂41a和过滤器41b容纳在容器内。氧化催化剂41a具有携带有例如白金或添加有钯的白金的氧化催化剂，并促进通过氧化废气内包含的CO和HC产生CO2和H2O的反应。过滤器41b捕捉来自发动机1的废气内所含的例如烟尘等的微粒。应当注意的是，过滤器41b可以涂覆氧化催化刘。
进气通路30的在稳压罐33和节流阀36之间的部分(即，在紧凑型涡轮增压器62的紧凑型压缩机62a的下游的部分)和排气通路40的位于排气歧管和紧凑型涡轮增压器62的紧凑型涡轮62b(即紧凑型涡轮增压器62的紧凑型涡轮62b的上游部分)之间的部分，与用于将废气部分地再循环至进气通路30的废气再循环通路50相连接。废气再循环通路50包括：主通路51，其配备有废气再循环阀51a以用于调节进入进气通路30的再循环的废气量；以及EGR冷却器52，用于利用发动机冷却液使废气冷却；以及用于绕过EGR冷却器52的冷却旁通路53。用于调节经过冷却旁通路53的废气的流速的冷却旁通阀53a设置在冷却旁通路53内。
大涡轮增压器61具有设置在进气通路30中的大压缩机61a和设置在排气通路40中的大涡轮61b。大压缩机61a设置在进气通路30中并位于空气过滤器31和中冷器35之间。大涡轮61b设置在排气通路中并位于排气歧管和氧化催化剂41a之间。
紧凑型涡轮增压器62具有设置在进气通路30内的紧凑型压缩机62a和设置在排气通路40内的紧凑型涡轮62b。紧凑型压缩机62a设置在进气通路30内并位于大压缩机61a的下游。紧凑型涡轮62b设置在排气通路40内并位于大涡轮61b的下游。
也就是说，大压缩机61a和紧凑型压缩机62a从上游依次串联设置在进气通路30内，并且紧凑型涡轮62b和大涡轮61b从上游依次串联设置在排气通路40内。大涡轮61b和紧凑型涡轮62b被废气流转动，并且与大涡轮61b和紧凑型涡轮62b相连接的大压缩机61a和紧凑型压缩机62a，分别被大涡轮61b和紧凑型涡轮62b的转动而驱动。
相比较之下紧凑型涡轮增压器62较小，而大涡轮增压器61较大。也就是说，大涡轮增压器61的大涡轮61b的惯性大于紧凑型涡轮增压器62的紧凑型涡轮62b的惯性。
这里，紧凑型涡轮增压器62是可变几何涡轮增压器(VGT)，其能够根据发动机1的运转状态调节流进紧凑型涡轮62b的废气的流速，并且在紧凑型涡轮62b的进口处安装有用于废气输入流调节的可动叶片62c。VGT详细说明被省略，因为它的结构众所周知。废气经过喷嘴流道(每个喷嘴流道形成在可动叶片62c之间)流进涡轮刀片，并且喷嘴流道的开启量(即叶片的开启角度)随着由其支持轴可转地支撑的可动叶片62c的转动而变化。减小喷嘴流道的开启量，尤其是当发动机1的转速低时，增加流进涡轮的废气的流速并当其流动方向是涡轮62b的切线方向(即涡轮62b的圆周方向)时，将提高涡轮增压的效率。值得注意的是，在这种情况下，由于压缩涡轮62b的上游的排气压强上升，排气阻力也在上升。
另一方面，增加喷嘴流道的开启量，尤其当发动机1的转速高时，会得到高流速并提高涡轮增压效率。而且，涡轮62b上游的排气压强降低，并且排气阻力也降低。
用于绕过小压缩机62a的小进气旁通路63与进气通路30相连接。用于调节流进小进气旁通路63的空气量的小进气旁通阀63a设置在小进气旁通路63内。当没有电功率分配给它时，小进气旁通路63完全关闭(即正常关闭)。
用于绕过小涡轮62b的小排气旁通路64和用于绕过大涡轮61b的大排气旁通路65与排气通路40相连接。用于调节流进小排气旁通路64的废气量的小调节阀64a设置在小排气旁通路64内，而用于调节流进大排气旁通路65的废气量的排气泄压阀65a设置在大排气旁通路65内。在没有电功率分配给它们时，调节阀64a和排气泄压阀65a都是完全开启(即正常开启)。
大的和紧凑型涡轮增压器61和62以及进气和排气通路30和40的设置有涡轮增压器的部分被结合构成涡轮增压机组60。涡轮增压机组60与发动机1相连。
具有上述构造的柴油机1由动力总成控制模块10(下文中称作PCM)控制。PCM 10由CPU、存储器、计数器组、界面、和带有用于连接这些单元的通道的微处理器构成。PCM 10构成控制装置。如图2所示，PCM 10被输入探测信号，探测信号来自于用于探测发动机冷却液的温度的流体温度传感器SW1、与稳压罐33相连并用于探测要输入至燃烧室14a的空气的压强的涡轮增压压力传感器SW2、用于探测进气流温度的进气温度传感器SW3、用于探测曲轴15的旋转角度的曲柄角度传感器SW4、用于探测对应于车辆油门踏板(未示出)角度的油门开启量的油门位置传感器SW5、以及用于探测废气内氧气浓度的氧气传感器SW6。PCM 10根据探测信号完成各种运算，以便确定发动机1和车辆的状态，并且根据所确定的状态进一步向喷油器18、电热塞19、气门系统的VVM71、以及阀36、51a和53a输出控制信号。
此外，PCM 10根据发动机的运行状态控制大的和紧凑型涡轮增压器61和62的运行。具体地，PCM 10将紧凑型进气旁通阀63a、调节阀64a和排气泄压阀65a的开启量控制成根据发动机1的运行状态设定的值。即，当发动机1处于预热状态，在发动机转速及发动机载荷较低的预定运转范围内，PCM 10将紧凑型进气旁通阀63a和调节阀64a的开启量控制成除了全开状态下之外的开启量，将排气泄压阀控制为全闭状态，并且因此操作大涡轮增压器61和紧凑型涡轮增压器62。另一方面，在发动机转速和载荷都高的预定运转范围内，由于紧凑型涡轮增压器62产生排气阻力，PCM10将紧凑型进气旁通阀63a和调节阀64a控制为全开状态并且将排气泄压阀65a控制成关闭至全闭状态以便绕过紧凑型涡轮增压器62，并因而仅使大涡轮增压器61运转起来。值得注意的是，排气泄压阀65a被设置为稍微开启一点以防止大涡轮增压器61的过度旋转。
PCM 10根据发动机1的运转状态通过驱动器(未示出)来改变紧凑型涡轮增压器(VGT)62的可动叶片62c的开启量。
因此，发动机1被构造成具有相对较低的压缩比，其中它的几何压缩比处于12∶1至低于15∶1(如14∶1)的范围内，并且因此，废气排放性能和热效率被提升。由于发动机1降低的压缩比，当发动机1在非预热状态和预定运转范围(具体地，是发动机转速低且发动机载荷为部分载荷时的范围)内时，PCM 10完全关闭紧凑型进气旁通阀63a和调节阀64a，将可动叶片62c的节流量设置为大，并且因此驱使紧凑型涡轮增压器62以确保涡轮增压的预定或更高水平(下面将详细描述)。
(发动机燃烧控制的描述)
基于通过PCM 10对发动机1的基本控制，目标转矩(也就是发动机载荷)主要根据油门开启量来确定，通过控制喷油器18的启动来实现对应于目标转矩的燃料喷射量及喷射时刻。当油门开启量变得更大或发动机转速变得更高时，目标转矩也设置得更大。燃料的喷射量基于目标转矩和发动机转速设置。当目标转矩变得更大或发动机转速变得更高时，喷射量也设置得更大。此外，废气进入汽缸11a的再循环率通过控制节流阀36和废气再循环阀51a(即外部EGR控制)并控制VVM 71(即内部EGR控制)而控制。
图3中，图a部分示出了在非预热状态下的发动机1的燃料喷射模式，图b部分是示出了对应于燃料喷射模式的汽缸11a内的放热率的历程的示例的图。PCM 10根据流体温度传感器SW1的探测结果确定发动机1是处于预热状态还是非预热状态。具体地，当发动机冷却液的温度为预定温度(如80℃)或高于该预定温度时PCM 10判定发动机1处于预热状态。当发动机冷却液温度低于该预定温度时，PCM 10判定发动机1处于非预热状态。而且，当发动机1处于非预热状态时，PCM 10在相对接近压缩冲程的TDC的时刻处以相对较短的时间间隔完成三次预喷射(前期喷射)，而且进一步在接近压缩冲程的TDC完成一次主喷射，如图3所示。也就是说，一共完成四次燃料喷射。完成三次预喷射产生了具有充分放热率的预燃烧(对应于前期燃烧)，使得在压缩冲程的TDC之前的预定时刻产生放热率的峰值。换句话说，预燃烧在主燃烧开始之前完成以提高主喷射开始时的汽缸内部温度和压强。因此，主喷射所喷射的燃料的点火延迟τmain被缩短。因此，虽然如图3的a部分所示的，主喷射在压缩冲程的TDC或之前的预定时刻开始，由于较短的点火延迟τmain，由主喷射导致的主燃烧在压缩冲程的TDC或之前开始，其有利于提高热效率，并且因此改善了耗油量。这里，在图3b部分所示的示例中，用于主燃烧的点火延迟τmain被定义为从主喷射开始时至主燃烧的放热率开始上升时。这里进一步，预喷射和主喷射的喷射模式被设置成使得预燃烧的放热率达到峰值，该放热率开始减小，并且接着主燃烧的放热率开始增加，并且该放热率的最小值在预燃烧和主燃烧的钟形曲线之间。用于主燃烧的点火延迟τmain可以定义为从主喷射的开始点至该最小值点的范围。
上述燃烧降低了主燃烧的放热率的增长，并且因此有利于减少燃烧噪音以改善NVH性能。也就是说，由于所导致的预喷射和预燃烧而增加了主燃烧的可控性，在期望的时刻发生主燃烧，并且因此有利于改善油耗和NVH性能。
进一步，预燃烧的放热率的钟形曲线峰值在主燃烧的放热率开始上升前产生。因此，利用从预燃烧获得的能量，汽缸内部温度和压强上升足以在主燃烧开始时缩短点火延迟，同时避免了主燃烧的燃烧噪音的增大。因此，除了点火延迟被缩短外，预喷射的喷射量也降低至所需的最低限度，并且因此有利于改善油耗。
这里，将喷射量分成三份来完成预喷射有利于提高预燃烧的可控性。也就是说，预喷射的总喷射量是基于预燃烧期望产生的热量来确定的，换句话说，如下面详细描述的，就是获取主喷射开始时所期望的汽缸内部温度和压强所需要的热量。如果将如此确定的总喷射量通过单次预喷射供应至汽缸11a，燃料会在汽缸内广泛扩散开来，并且混合气体的(局部)当量比是较低的，因为相对较大数量的燃料被连续喷射较长时间。当量比的下降延长了预燃烧的点火延迟τpre。另一方面，通过完成多次预喷射来喷射所需总喷射量，降低了每单次预喷射的喷射量，并且因此抑制了燃料的扩散。因此，被喷射的燃料到达并包含在混合气体内，由于燃料的扩散被抑制，先前喷射的燃料只在附近漂浮，混合气体在局部较浓，并且因此可以形成局部较浓(如2∶1至3∶1的当量比)的混合气体。因此，用于预燃烧的点火延迟τpre被缩短，并且因此完成预燃烧的时刻可以被精确地控制。即，如上所述，预燃烧的放热率的峰值能够精确地发生在压缩冲程TDC之前的预定定时。这使得能够可靠地在期望时刻产生主喷射并且有利于降低主燃烧的燃烧噪音。
图9A至9C示出了在彼此不同的喷射模式的情形下的汽缸11a内局部当量比的分布频率。图9A示出了当喷油器18的全部喷射孔数量为8且只完成一次喷射时的局部当量比的分布频率。局部当量比为1∶1或更高时的频率在4.4％(是低的)。在这种情况下，可燃性质量是低的并且点火延迟较长。而且，为了获得期望的热量，由于较低的可燃性因此燃料喷射量需要增大。
图9B示出了当通过8个喷射孔完成三次喷射时的局部当量比的分布频率。局部当量比为1∶1或更高时的频率为48.6％，并且通过增加喷射的数量提高了可燃性。
图9C示出了当喷油器18的总喷射孔数量增加至12且完成三次喷射时的局部当量比的分布频率。在这种情况下，1∶1或更高的局部当量比的频率为60.4％，并且因此通过增加喷射孔也提高了可燃性。
因此，考虑到通过预喷射增加局部当量比使得预燃烧的可控性提高，喷射数量的增加是更有利的；然而，可以预计的是如果预喷射的数量过大，将无法获得充分的喷射时间间隔，并且当量比也不能充分上升。因此，预喷射的数量最好是以3为上限。值得注意的是，在有利于提高可燃性的条件下，例如增加发动机载荷，预喷射数量可以减少。而且，考虑到通过预喷射增加局部当量比使得预燃烧的可控性提高，喷油器18的喷射孔数量的增加是更有利的；然而，由于每个孔的较小直径使得喷射孔的数量变大，导致喷射的到达距离变短，喷油器的喷射孔数量最好为8至12之间。
在每个汽缸中，三次预喷射在每次预喷射的所有喷射的燃料到达腔(即在燃烧室14a)内的时刻完成，其中。时刻包括喷油器18喷射的燃料直接到达腔内同时活塞14朝向压缩冲程的TDC上升的时刻，还有喷油器18喷射的燃料到达，例如腔的唇部并流到腔外但接着又在活塞14到达压缩冲程的TDC附近时流回腔内的时刻。因此，由于腔内形成了具有高当量比的混合气体，预燃烧的点火延迟τpre进一步缩短，并且因此进一步提高了预燃烧的可控性。
值得注意的是，可以在外部空气温度为0℃或更低的条件下，和/或在海拔1000米或更高的条件下完成这种燃烧控制，其中汽缸11a内的可燃性降低，另外的/可选的条件是发动机1处于非预热状态。可以通过外部空气温度传感器探测外部空气温度，通过海拔传感器探测海拔。换句话说，可以在压缩冲程末期的温度低于预定温度的条件(以下称为低温状态)下完成燃烧控制。
而且，在实现预喷射和主喷射的这种柴油发动机1中，由于较低的压缩比且发动机处于低温状态导致压缩冲程末期汽缸内部温度和压强变低，产生了一个问题，即需要通过预喷射喷射大量的燃料。因此，为了解决这个问题，通过利用涡轮增压增加柴油发动机1的控制装置内的汽缸内部压强(和温度)来降低预喷射的燃料喷射量。下文，将参照附图详细描述燃料喷射量的减少。
图4A和4B示出了利用化学反应模拟软件分析汽缸内部压缩点火(低温下的压燃)现象的模拟结果的示例。图4A示出了在预定汽缸内部压强(例如，4MPa)下，当混合气体的局部当量比分别地从低中 并至高变化时，点火延迟变化相对于混合气体的局部温度变化的关系图。绘制在图4A中的局部温度区域对应于700至1200K的范围。如图4A所示，随着局部当量比变低点火延迟变长，而随着局部当量比变高时点火延迟变短。另外，基本上，当当量比恒定时，随着局部温度变高(朝向图4A左方)点火延迟变短，并且随着局部温度变低(朝向图4A右方)点火延迟变长。然而，点火延迟并不是对应于局部温度的变化而一致地变化，并且存在一个温度区域，在该区域中当局部温度从低温侧向高温侧变化时点火延迟变长。
此外，图4B示出了在预定局部当量比的条件下，当汽缸内部压强分别从低(P＝2MPa)、中(P＝3MPa)至高(P＝4MPa)变化时，点火延迟变化相对于混合气体的局部温度变化的关系图。绘制在图4B上的局部温度区域还是对应于700至1200K的范围。如图4B所示，随着汽缸内部压强变低点火延迟变长，而随着汽缸内部压强变高点火延迟就短。此外，基本上，当汽缸内部压强恒定时，随着局部温度变高(朝向图4B左方)点火延迟变短，而随着局部温度变低(朝向图4B右方)点火延迟变长。然而，点火延迟并不是对应局部温度的变化而一致地变化，并且存在一个温度区域，在该区域中当局部温度从低温侧向高温侧变化时点火延迟变长。
点火延迟不是对应于混合气体的局部温度的变化而一致地变化的原因可以从以下几点考虑。即，当在低温压燃时，产生伴随着发热的热焰和低温火焰(其被称为冷火焰并产生于热焰之前)，并且存在低温火焰反应活跃的温度范围。即，在低温火焰反应活跃的温度区域内，低温火焰长期持续，并且然后在其后产生热焰反应，并且因此在产生热焰反应之前的时间段是较长的，换句话说，在汽缸内的点火延迟变长。
基于图4A和图4B的这种模拟结果，可以制成如图5所示的等值线图，其包括通过连接温度-压强状态而绘出的等时线，其中在温度-压强面上点火延迟保持恒定，温度-压强面的纵轴代表汽缸内部温度，而横轴代表汽缸内部压强。图5中实线表示的等时线对应于，例如局部当量比 点火延迟τ＝0.2毫秒，而图5中虚线表示的等时线对应于，例如局部当量比点火延迟τ＝1.5毫秒。在等值线图中，等时线位置的变化对应于局部当量比(未示出)的变化。具体地，当局部当量比变低时等时线在更右或上侧的位置上，各个等时线左侧或下侧的范围变大，而当局部当量升高时等时线的位置更靠左或下方，且各个等时线的左侧或下侧的范围变小。此外，由图5中等值线图的点划线箭头和点划线表示的作为示例的，当点火延迟变短时等时线的位置进一步靠右或上方。因此，当汽缸内部状态，例如在由实线表示的等时线的右方或上方区域内时，点火延迟短于0.2毫秒，并且在另一方面，当汽缸内部温度-压强状态，例如是处于由实线表示的等时线的左方或下方区域时，点火延迟大于0.2毫秒。例如，为了缩短主喷射所喷射的燃料的点火延迟以提高主燃烧的可控性，在主喷射开始时汽缸内部温度-压强状态需要处于由图5中实线所示的等时线的右方或上方区域内，并且因此图5中由实线所示出的等时线能够定义为用于例如将关于主喷射的点火延迟τmain设置为τ1(＝0.2毫秒)的等时线。这里，τ1的等时线最好适当地设置以便使当量比至1∶3且τ1＝0.1至0.3毫秒。大于0.3毫秒的点火延迟产生了主燃烧的放热率的陡坡并降低了NVH性能。另一方面，小于0.1毫秒的点火延迟缩短了被喷射燃料的穿透距离并难于形成混合气体，并且因此降低了废气排放性能。
图5中用虚线示出的等时线可以定义为用于将有关例如预喷射的点火延迟τpre设置为τ0(＝1.5毫秒)的等时线。当在预喷射开始时的汽缸内部温度-压强状态处于图5中以虚线标示的等时线的左方或下方的范围内，预喷射所喷射的燃料的点火延迟过长而不能在压缩冲程的TDC之前的预定时刻处产生预燃烧。可以设置τ0的等时线使得当量比至1∶3且τ0≤1.5毫秒。因此，在压缩冲程的TDC之前能进一步稳定地产生预燃烧的放热率峰值，并且有利于提高主燃烧的可控性。
预燃烧是用于因为汽缸内部温度和压强的增长而将温度-压强状态从图5中由黑色方块标示的状态转换成由图5中白色圆圈标示的状态的燃烧。如上所述，由于在主喷射开始时汽缸内部温度和压强的状态需要处于图5中由实线标示的等时线的右方或上方的范围内，预燃烧可以被解释成用于汽缸内部状态如图5中实线箭头标示的穿过(多条)等时线以便从等时线的左方或下方区域的范围移动到其右方或上方的范围的燃烧。
这里，如上面参照图4A和图4B所述，由于点火延迟的变化并不是与汽缸内温度变化线性对应，等时线具有两阶段特征，其中在汽缸内部压强相对较低的区域(图5中相对左侧的区域)中汽缸内部温度相对较高(下文中，等时线的对应部分称为“高温区”)，并且，另一方面，与高温区相比，在汽缸内部压强相对高的区域内(图5中相对较右的区域)汽缸内部温度相当低(下文中，等时线的对应区域被称为“低温区”)。等时线具有反向的S曲线形状。
当发动机1的几何压缩比被设置地较低，图5中黑色方块标示了当几何压缩比ε分别在13∶1至19∶1的范围内变化时，在预定运行条件下(发动机转速＝1000转/分钟，没有发动机载荷，发动机冷却液温度＝10℃，外部气温＝-25℃，并且海拔较低，这是低外部气温、低冷却液温度和低发动机载荷所代表的条件的例子，这往往会造成点火的不稳定)的发动机的压缩冲程末期的温度-压强状态(即运行状态下的温度和压强)。在图5中，随着几何压缩比ε被设置地更低，温度-压强状态进一步位于下左方的位置，而随着几何压缩比ε被设置得较高，温度-压强状态进一步位于右上方的位置。关于与预燃烧相关联的穿过(多条)等时线使黑色方块朝向白色圆圈转换，由于当几何压缩比ε相对较低(13∶1、14∶1和15∶1)时黑色方块位于图5中相对左侧，通过穿过等时线的高温区黑色方块被转换成白色圆圈，而由于当几何压缩比ε相对较高(16∶1、17∶1、18∶1和19∶1)时黑色方块位于图5中相对左侧，通过穿过等时线的低温区黑色方块被转换成白色圆圈。这里，连接黑色方块和白色圆圈的箭头的长度，分别对应于预喷射所喷射的燃料喷射量，并且随着箭头的长度变得较长燃料喷射量变得较大，而随着箭头的长度变得较短燃料的喷射量也变得较小。因此，在几何压缩比ε为16∶1或更高的较高压缩比发动机中，预喷射所喷射的燃料喷射量变少，因为黑色方块可以通过预燃烧穿过等时线的低温区；而在几何压缩比ε为15∶1或更低(ε＝13∶1、14∶1或15∶1)的较低压缩比发动机中，预喷射所喷射的燃料喷射量变得相当大，因为黑色方块需要通过预燃烧穿过等时线的高温区。
因此，在发动机1中，如上所述，每个汽缸11a内部的压强(和温度)由于涡轮增压而上升，从而减少了预喷射所需的喷射量。具体地，如图6中白色箭头所示，通过实现涡轮增压，在预燃烧之前每个汽缸内部的状态向右上方向移动，在温度-压强平面上从带有标记C00的黑色方块移动至带有标记C01的黑色方块。因此，预燃烧之前的汽缸内部温度-压强状态能够移动至低温区附近，通过预燃烧穿过等时线的低温区，并且转换为带有标记C11的白色圆圈。因此，对比通过穿过等时线的高温区使带有标记C00的黑色方块转换成带有标记C10的白色圆圈的情况，预喷射的燃料喷射量显著降低。因此，降低了预喷射喷射的燃料喷射量，同时通过利用预燃烧优化主喷射开始时的汽缸内部温度-压强状态来缩短用于主燃烧的点火延迟也提高了主燃烧的可控性。
如图7的阴影区域所示，当发动机1处于非预热状态时，如此特殊的控制是在发动机转速低且发动机载荷是局部的范围内实现的，更具体地，例如，当发动机转速的范围被分割为低、中和高三个范围时，如此特殊的控制是在低的发动机转速范围内实现的，以及如此特殊的控制是在发动机载荷略高于图7所示的示范性的路径-载荷线(R/L line)的范围内实施的。即，实施对应于获得预定或更高水平的涡轮增压并增加汽缸内部压强(和温度)的特殊控制，使得在运转范围内等时线的低温区能够通过预燃烧被穿过，在所述运转范围内，通常地，因为发动机1的转速低所以基本上不实施涡轮增压并且由于发动机载荷低所以基本上不需要转矩。
也就是说，柴油发动机1中的特殊控制在通常不需要涡轮增压的范围内实现预定或更高水平的涡轮增压，是为了降低预喷射喷射的喷射量的目的，而不是为了根据有关点火延迟的等时线具有两阶段特征(反向的S曲线特征)的知识来提高转矩，如图5和图6所示，这两阶段特征包括温度-压强平面上的等值线图中的高温区和低温区。因此，在特殊控制中，PCM10完全关闭紧凑型进气旁通阀63a和调节阀64a。值得注意的是，调节阀64a可以不完全关闭，而是设置为开启一定量，其中紧凑型排气旁通路64内的流速被降低使得紧凑型涡轮增压器62充分运转以增加涡轮增压水平。因此，通过紧凑型涡轮增压器62的可动叶片62c的控制，可以得到所需的涡轮增压水平。如图8所示，在发动机1的正常运行状态中，可动叶片62c的阻塞量被控制成具有如下特征：其中可动叶片62c的阻塞量通常一致地对应于废气流速的增长而增加(见图8的实线)，并且当发动机1处于非预热状态时，在其中发动机转速低且发动机载荷是部分的以及其中涡轮增压通常基本未被实施且特殊控制被实施的运转范围内，可动叶片62c的阻塞量进一步增加(见图8的虚线)。例如，可动叶片62c的可转角度可以加宽，使得可动叶片62c的阻塞量能够进一步大于常规可动叶片的设置。因此，当发动机1的转速低且废气流速慢时，通过操作紧凑型涡轮增压器62可以得到预定或更高水平的涡轮增压。
术语“预定或更高水平的涡轮增压”是指，例如，图6所示等值线图内的白色箭头的长度，并且可以被定义为能够使汽缸内状态移动至接近与目标点火延迟相对应的等时线的低温区并能够进一步通过预燃烧穿过低温区的涡轮增压的水平。也就是说，当涡轮增压水平低时，换句话说，白色箭头的长度短时，由例如带有标记C00的黑色方块所表示的汽缸内部状态无法移动至等时线的低温区附近，并且也无法通过预燃烧穿过低温区。因此，需要预定或更高水平的涡轮增压以降低预喷射的燃料喷射量，涡轮增压的预定水平可以根据从汽缸内部温度和压强的状态至对应于目标点火延迟的等时线的相对距离来设置。
应当注意的是，尽管通过增加可动叶片62c的阻塞量增加了排气阻力，但是在实施特殊控制的运转范围内燃烧可靠性仍然相对较低，因为基本上发动机载荷低而且燃料喷射量也小。因此，由于排气阻力的增加而使燃料喷射量增加有利于提高燃烧稳定性。
此外，在发动机载荷高于被实施特殊控制的运转范围内的载荷的范围内，由于发动机载荷增加导致的总燃料喷射量的增加，因此预喷射的喷射量增加，并且因此甚至可以利用预喷射来穿过等时线的高温区，并且在发动机转速高于被实施特殊控制的运转范围内的转速的范围内，由于发动机转速增加导致涡轮增压水平上升，因此汽缸内的状态自动达到了等值线图相对右侧的压强区域，并且因此预喷射的喷射量相对减少。
而且，在发动机1处于非预热状态时实施特殊控制。如上所述，附加于/替代上述条件，这种特殊控制可以在外部气温为0℃或更低的条件下和/或海拔在1000米或更高的条件下实施，其中汽缸11a内的可燃性下降。发动机1处于非预热状态且外部气温低的这些条件对应于表示预燃烧前汽缸内状态的黑色方块的位置在图5和图6所示的等值线图中通常下移，并且空气密度低的条件对应于黑色方块的位置通常左移或下移，这两种都是离开等时线的方向。因此，当发动机1的运行状态处于发动机转速低且发动机载荷是部分载荷的范围内，且处于压缩冲程末期的发动机1内部温度低于预定温度的低温状态时，确保涡轮增压的预定或更高水平有利于减少预喷射的燃料喷射量。相反，当处于压缩冲程末期的温度等于或高于预定温度的高温状态下时，在没有太多地增加涡轮增压的情况下，通过具有相对较小量燃料的预喷射能够缩短主燃烧的点火延迟。
应当注意的是，由于柴油发动机1的控制，可以实现一种控制，即在图5或6示出的等值线图可以被预先作为图谱存储在PCM 10内，然后通过探测各种参数估计出汽缸内部温度-压强状态(黑色方块)，并且因此根据黑色方块的位置设定涡轮增压的水平和预喷射量。可替代地，还可以实现一种控制，其中替代将等值线图作为图谱存储，可以将有关点火延迟的模式存储在PCM 10内，基于检测的各种参数和模式估计出汽缸内部温度-压强状态(黑色方块)和等时线，然后因此确定出涡轮增压量和预喷射量。
此外，在上述构造中，关于涡轮增压器的构造，VGT是作为两级涡轮的紧凑型涡轮增压器使用；然而，涡轮增压器的构造也可以是另一种两级涡轮，其中紧凑型涡轮增压器是正常的涡轮增压器而不是VGT(大型涡轮增压器也是正常涡轮增压器)，或者涡轮增压器的构造是又一种两级涡轮增压器，其中紧凑型和大型涡轮增压器都是VGT。可替代地，涡轮增压器的构造也可以是单一涡轮而不是两级涡轮。
关于涡轮增压器的构造，在特殊控制下，当采用任何一种两级涡的构造时，用于绕过紧凑型涡轮增压器的紧凑型涡轮的紧凑型排气旁通路内的废气流速可以通过调节阀的控制而降低(降至基本为0)，并且，当采用VGT的单一涡轮的结构时，用于绕过VGT的旁通路内的废气流速可以通过阀控制降低(降至基本为0)，并且VGT的叶片控制可以同时完成。
此外，如图10所示，机械操作的压缩机，例如由发动机1操作的增压器81，可以替代涡轮增压器设置在进气通路30内。在这种构造中，可以形成用于绕过增压器81的旁通路82，并且可以在旁通路82内放入用于调整流速的调节阀83。在特殊控制下，通过如下方式得到所需增压水平：通过利用调节阀83的控制来降低旁通路82内的流速(降至基本为0)以及通过操作增压器81。此外，可以连接使用涡轮轴连接有电机的电动辅助涡轮(未示出)以替代增压器81，并且在特殊控制下，电动辅助涡轮可以被强制运行。
应当理解的是，这里的实施例是示例性的而并非用于限制，本发明的保护范围是通过所附权利要求进行限定的，而不是通过前面的描述进行限定，落入权利要求边界和范围的变化、或该边界和范围的等同物均被视为包含在该权利要求中。
关于参考标号的说明
1柴油发动机(发动机组)
10PCM(动力总成控制模块/喷射控制模块)
11a汽缸
18喷油器(燃料喷射阀)
61大涡轮增压器
62小涡轮增压器
62c可动叶片

Claims (9)

1.一种用于柴油发动机的控制装置，包括：
发动机主体，具有15：1或更低的几何压缩比，并用于压缩向汽缸供应的燃料以导致压燃；
强制进气系统，用于将进气流强行吸入所述汽缸；
燃料喷射阀，其被设置成朝向所述汽缸并且用于将所述燃料直接喷射进所述汽缸，以及
喷射控制模块，用于控制通过所述燃料喷射阀向所述汽缸喷射所述燃料的模式；
其中，当所述发动机主体处于发动机转速低且发动机载荷是部分载荷的特殊运转范围内，且处于压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态时，所述强制进气系统的强制进气水平被设置成高于预定水平，所述预定水平高于在所述汽缸温度高于所述预定温度的高温状态下的进气水平；以及
其中，至少在所述特殊运转范围内，所述喷射控制模块完成主喷射并完成前期喷射，所述主喷射的燃料喷射开始于所述压缩冲程的上止点或之前以产生主要包括扩散燃烧的主燃烧，所述前期喷射的燃料喷射在所述主喷射之前至少完成一次以在所述主燃烧开始前产生前期燃烧；
其中，在以汽缸内部温度和压强为参数的温度－压强面上，所述柴油发动机具有包括高温区和低温区的两阶段特征，当通过连接其中被喷射入所述汽缸的燃料的点火延迟恒定的温度－压强状态所绘出的等时线处于所述汽缸内部压强相对较低的区域内时，所述汽缸内部温度相对较高，而在另一方面，当所述等时线处于所述汽缸内部压强较高的区域内时，所述汽缸内部温度相对较低；
其中当所述柴油发动机处于所述特殊运行范围并处于所述低温状态下时，通过所述强制进气系统得到预定或更高的强制进气水平，以至少增加所述汽缸内部压强而使在所述前期燃烧之前所述汽缸内部压强－温度状态移动至带有所述两阶段特征的所述等时线的低温区附近；以及
其中，通过完成所述前期燃烧，所述汽缸内部温度－压强状态穿过所述等时线的所述低温区；
其中，由所述强制进气系统得到的预定或更高的强制进气水平，可根据从所述前期燃烧之前的汽缸内部压强-温度状态至对应于所述预定点火延迟等时线的低温区的相对距离来设置。
2.根据权利要求1所述的控制装置，其中所述强制进气系统是两级涡轮增压器，包括具有相对较小体积涡轮的第一涡轮增压器和具有相对较大体积涡轮的第二涡轮增压器，所述第一和第二涡轮增压器被安装在所述发动机主体的排气通路内，并且，当所述发动机主体至少处于所述特殊运行范围内和所述低温状态下时，可以通过操作所述第一涡轮增压器得到所述预定或更高的强制进气水平。
3.根据权利要求1所述的控制装置，进一步包括用于绕过所述强制进气系统的旁通路，和用于调节所述旁通路内流速的调节阀；
其中，当所述发动机主体至少处于所述特殊运行范围内和所述低温状态下时，通过降低所述旁通路内的流速可以得到所述预定或更高的强制进气水平。
4.根据权利要求3所述的控制装置，其中所述强制进气系统是可变几何涡轮增压器，其中安装于所述发动机主体的排气通路内的涡轮具有可动叶片；
其中所述旁通路绕过所述涡轮；以及
其中，当所述发动机主体至少处于所述特殊运行范围内和所述低温状态下时，通过降低所述旁通路内的流速并通过阻塞所述叶片的开启来操作所述强制进气系统而得到所述预定或更高的强制进气水平。
5.根据权利要求3所述的控制装置，其中所述强制进气系统是两级涡轮增压器，包括具有相对较小体积涡轮的第一涡轮增压器和具有相对较大体积涡轮的第二涡轮增压器，所述第一和第二涡轮增压器安装在所述发动机主体的排气通路内；
其中所述旁通路绕过所述第一涡轮增压器的涡轮；以及
其中，当所述发动机主体至少处于所述特殊运行范围内和低温状态下时，通过降低所述旁通路内的流速得到所述预定或更高的强制进气水平。
6.一种控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法，柴油发动机中几何压缩比被设置为15：1或更低，并且向汽缸供应的燃料被压缩以导致压燃，所述方法包括：
当所述柴油发动机处于发动机转速低且发动机载荷是部分载荷的特殊运转范围内并处于压缩冲程末期的汽缸温度低于预定温度的低温状态下时，控制所述强制进气系统的强制进气水平高于预定水平，所述预定水平高于在所述汽缸温度高于所述预定温度的高温状态下的进气水平；
至少在所述特殊运行范围内，实现其中在预定时刻完成至少一次燃料喷射以在主要包括扩散燃烧的主燃烧开始前发生前期燃烧的前期喷射；以及
在所述前期喷射后，开始用于导致所述主燃烧发生在所述压缩冲程上止点或之前的主燃烧；
其中，在以汽缸内部温度和压强为参数的温度－压强面上，所述柴油发动机具有包括高温区和低温区的两阶段特征，当通过连接其中被喷射入所述汽缸的燃料的点火延迟恒定的温度－压强状态所绘出的等时线处于所述汽缸内部压强相对较低的区域内时，所述汽缸内部温度相对较高，而在另一方面，当所述等时线处于所述汽缸内部压强较高的区域内时，所述汽缸内部温度相对较低；
其中当所述柴油发动机处于所述特殊运行范围并处于所述低温状态下时，通过所述强制进气系统得到预定或更高的强制进气水平，以至少增加所述汽缸内部压强而使在所述前期燃烧之前所述汽缸内部压强－温度状态移动至带有所述两阶段特征的所述等时线的低温区附近；以及
其中，通过完成所述前期燃烧，所述汽缸内部温度－压强状态穿过所述等时线的所述低温区；
其中，由所述强制进气系统得到的预定或更高的强制进气水平，可根据从所述前期燃烧之前的汽缸内部压强-温度状态至对应于所述预定点火延迟等时线的低温区的相对距离来设置。
7.根据权利要求6所述的方法，其中当所述柴油发动机至少处于所述特殊运行范围内时，在每次喷射所注入的燃料到达形成在安装于所述汽缸内的活塞的上表面的腔内的时刻实施作为所述前期喷射的多次喷射。
8.根据权利要求6所述的方法，其中确定所述前期喷射和所述主喷射的喷射模式，使得所述前期燃烧的放热率达到峰值，所述放热率开始下降，并且然后所述主燃烧的放热率开始上升。
9.根据权利要求6至8中任一项所述的方法，其中确定所述前期喷射和所述主喷射的喷射模式，以使得能够通过增加所述汽缸内部温度和压强的前期燃烧使从所述主喷射开始至所述主燃烧开始的点火延迟为0.1至0.3毫秒。
CN201110229054.1A 2010-08-20 2011-08-10 控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置 Expired - Fee Related CN102374058B (zh)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010185433 2010-08-20
JP2010-185433 2010-08-20
JP2011090030A JP5589941B2 (ja) 2010-08-20 2011-04-14 過給機付ディーゼルエンジンの制御装置及び制御方法
JP2011-090030 2011-04-14

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN102374058A CN102374058A (zh) 2012-03-14
CN102374058B true CN102374058B (zh) 2015-07-15

Family

ID=45557504

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201110229054.1A Expired - Fee Related CN102374058B (zh) 2010-08-20 2011-08-10 控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置

Country Status (4)

Country Link
US (1) US8667952B2 (zh)
JP (1) JP5589941B2 (zh)
CN (1) CN102374058B (zh)
DE (1) DE102011109315B4 (zh)

Families Citing this family (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102822485B (zh) * 2010-03-26 2015-07-08 丰田自动车株式会社 内燃机的燃烧控制装置
JP5786679B2 (ja) * 2011-11-25 2015-09-30 マツダ株式会社 圧縮自己着火式エンジンの始動制御装置
JP5887877B2 (ja) * 2011-11-25 2016-03-16 マツダ株式会社 圧縮自己着火式エンジンの始動制御装置
JP5978662B2 (ja) * 2012-03-09 2016-08-24 マツダ株式会社 ターボ過給機付きディーゼルエンジンの制御装置
JP5835462B2 (ja) 2012-03-14 2015-12-24 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの制御装置及び制御方法
DE112013004385T5 (de) * 2012-09-07 2015-05-21 Mazda Motor Corporation Fremdzündungsmotor
CN105308295B (zh) * 2013-06-10 2018-07-24 丰田自动车株式会社 内燃机控制装置
US9874182B2 (en) 2013-12-27 2018-01-23 Chris P. Theodore Partial forced induction system
JP6287740B2 (ja) * 2014-09-30 2018-03-07 マツダ株式会社 エンジンの燃料制御装置
JP6128091B2 (ja) 2014-09-30 2017-05-17 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンおよびその製造方法
JP6225938B2 (ja) * 2015-04-03 2017-11-08 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US10415513B2 (en) * 2015-05-26 2019-09-17 Tenneco Gmbh EGR system with particle filter and wastegate
US10060341B2 (en) * 2015-07-14 2018-08-28 Ford Global Technologies, Llc Methods and systems for boost control
DE102016203436B4 (de) * 2016-03-02 2017-11-30 Continental Automotive Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Ermitteln eines Einspritzzeitpunkts zum Einspritzen eines Kraftstoffs
DE102016203433B4 (de) * 2016-03-02 2017-12-07 Continental Automotive Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Ermitteln eines Einspritzmodus zum Einspritzen eines Kraftstoffs in einen Brennraum eines Zylinders einer Brennkraftmaschine
JP2018193914A (ja) * 2017-05-17 2018-12-06 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6432668B1 (ja) * 2017-12-12 2018-12-05 マツダ株式会社 過給機付エンジン
JP6477846B1 (ja) * 2017-12-12 2019-03-06 マツダ株式会社 過給機付エンジン
JP6558431B2 (ja) * 2017-12-15 2019-08-14 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
CN111663994A (zh) * 2020-06-17 2020-09-15 中车大连机车研究所有限公司 一种可调喷嘴控制方法
CN113217211B (zh) * 2021-04-20 2022-08-23 潍柴动力股份有限公司 柴油机、柴油机启动的控制系统及方法

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6161519A (en) * 1998-03-03 2000-12-19 Nissan Motor Co., Ltd. Combustion control device for diesel engine
CN1479006A (zh) * 2002-08-27 2004-03-03 净化空气合伙公司 具有最大引导点火强度的、供给气体燃料的压燃式发动机
JP2009264335A (ja) * 2008-04-28 2009-11-12 Toyota Motor Corp 内燃機関用多段過給システム
CN102022214A (zh) * 2010-11-23 2011-04-20 天津大学 通过控制排温实现重型柴油机低排放的方法及实施装置

Family Cites Families (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3678042B2 (ja) * 1998-03-03 2005-08-03 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの燃焼制御装置
JP3817977B2 (ja) * 1999-07-06 2006-09-06 株式会社日立製作所 圧縮着火式エンジンの制御方法
JP2001082232A (ja) * 1999-09-09 2001-03-27 Nissan Motor Co Ltd 直噴式ディーゼルエンジン
US6378487B1 (en) * 2000-09-01 2002-04-30 International Truck And Engine Corporation Method and apparatus for pre-pilot fuel injection in diesel internal combustion engines
JP4161529B2 (ja) * 2000-10-02 2008-10-08 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置
DE60212079T2 (de) * 2001-02-20 2006-12-07 Isuzu Motors Ltd. Verfahren zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung für Dieselmotoren und Regenerationssteuerungsverfahren für Abgasnachbehandlungsvorrichtung
JP4069711B2 (ja) * 2002-03-28 2008-04-02 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃焼制御装置
WO2004022959A1 (ja) * 2002-09-09 2004-03-18 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha 内燃機関の制御装置
JP4251123B2 (ja) * 2003-11-04 2009-04-08 株式会社デンソー 内燃機関
JP2005240709A (ja) 2004-02-27 2005-09-08 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置
WO2006023079A2 (en) * 2004-08-20 2006-03-02 Southwest Research Institute Method for rich pulse control of diesel engines
JP4779975B2 (ja) * 2007-01-10 2011-09-28 株式会社デンソー エンジン制御装置
DE102008000916B4 (de) * 2007-04-02 2021-12-16 Denso Corporation Verbrennungssteuerungsvorrichtung für direkt einspritzende Kompressionszündungskraftmaschine
JP4428405B2 (ja) * 2007-06-12 2010-03-10 株式会社デンソー 燃料噴射制御装置及びエンジン制御システム
JP4315218B2 (ja) * 2007-06-12 2009-08-19 トヨタ自動車株式会社 燃料噴射制御装置
JP2009167821A (ja) * 2008-01-11 2009-07-30 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2009209887A (ja) * 2008-03-06 2009-09-17 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2009293383A (ja) * 2008-06-02 2009-12-17 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置および内燃機関の自動適合装置
JP4404154B2 (ja) * 2008-06-09 2010-01-27 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP5482715B2 (ja) * 2010-06-30 2014-05-07 マツダ株式会社 ディーゼルエンジン及びディーゼルエンジンの制御方法
JP5585246B2 (ja) * 2010-06-30 2014-09-10 マツダ株式会社 自動車搭載用ディーゼルエンジン
JP5327267B2 (ja) * 2010-06-30 2013-10-30 マツダ株式会社 自動車搭載用ターボ過給機付ディーゼルエンジン及びディーゼルエンジンの制御方法
JP5482716B2 (ja) * 2010-08-20 2014-05-07 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの制御装置及びディーゼルエンジンの制御方法

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6161519A (en) * 1998-03-03 2000-12-19 Nissan Motor Co., Ltd. Combustion control device for diesel engine
CN1479006A (zh) * 2002-08-27 2004-03-03 净化空气合伙公司 具有最大引导点火强度的、供给气体燃料的压燃式发动机
JP2009264335A (ja) * 2008-04-28 2009-11-12 Toyota Motor Corp 内燃機関用多段過給システム
CN102022214A (zh) * 2010-11-23 2011-04-20 天津大学 通过控制排温实现重型柴油机低排放的方法及实施装置

Also Published As

Publication number Publication date
JP2012062879A (ja) 2012-03-29
CN102374058A (zh) 2012-03-14
DE102011109315B4 (de) 2014-08-21
US8667952B2 (en) 2014-03-11
JP5589941B2 (ja) 2014-09-17
US20120042849A1 (en) 2012-02-23
DE102011109315A1 (de) 2012-02-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN102374058B (zh) 控制具有强制进气系统的柴油发动机的方法和装置
CN102312739B (zh) 具有涡轮增压器的车载柴油发动机及其控制方法
CN102374059B (zh) 控制柴油机的方法及装置
CN102312745B (zh) 柴油发动机及控制该柴油发动机的方法
CN102933825B (zh) 用于汽车的柴油引擎、控制装置和控制方法
CN102650242B (zh) 火花点火式汽油发动机的控制装置及控制方法
CN102312744B (zh) 用于车辆的柴油发动机
CN103670872B (zh) 火花点火式直喷发动机
CN101046176B (zh) 双燃烧模式发动机
CN103670753B (zh) 火花点火式直喷发动机
CN102207038B (zh) 带涡轮增压器的柴油发动机的控制装置
CN101171411A (zh) 内燃机用控制系统
CN103114920A (zh) 柴油发动机的发动机系统
JP5445394B2 (ja) 圧縮自着火エンジンの制御装置
CN104196617B (zh) 全可变气门增压柴油机及其控制方法
JP5327163B2 (ja) 圧縮自着火エンジンの制御装置
CN107061064A (zh) 一种基于混合气稀释的当量燃烧系统及其控制方法
CN111379634A (zh) 稀薄燃烧发动机及汽车
EP2405120B1 (en) Combustion controller for internal combustion engine
JP2018204470A (ja) 圧縮着火式エンジン及び圧縮着火式エンジンの制御方法
US11230981B2 (en) Supercharger-equipped engine
WO2012140696A1 (ja) 排気還流装置およびこの排気還流装置が組み込まれた内燃機関の運転制御方法

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20150715

Termination date: 20210810

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee