CN102374059B - 控制柴油机的方法及装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种控制柴油发动机的方法。该方法包括：在O2浓度逐渐增大而高于所述预定载荷时，根据发动机的载荷调节EGR率，使得随着发动机载荷的增大，汽缸内的O2浓度逐渐下降到预定载荷；在包括所述汽缸内的O2浓度最低时的所述预定载荷的低载荷运转区域，使所述发动机在预混合燃烧模式下运转，在此之后，所述燃油点火并燃烧，其中，在该预混合燃烧模式中，燃油喷射在压缩冲程的上止点之前结束；以及，在所述载荷高于所述预混合燃烧模式中的所述载荷并且所述O2浓度相对高的运转区域，在扩散燃烧模式下运转，在该扩散燃烧模式中，所述燃油喷射与所述燃油的所述点火和燃烧并行实施。

Description

控制柴油机的方法及装置
技术领域
本发明涉及一种控制柴油机(或柴油发动机)的方法及装置。
背景技术
为了降低排气中的NOx和煤烟，减小噪音和振动，改善耗油率和扭矩，安装于车辆中的柴油机在一次发动机循环期间可以两次或更多次喷射燃油到汽缸内。例如，日本专利申请公开公报JP2009-293383A公开了一种带有涡轮增压器的柴油机，在这种柴油机中进行五次燃油喷射。该五次燃油喷射为：为产生扭矩而执行的主喷射、为了预热汽缸在该主喷射之前执行的前导喷射(pilotinjection)、在该前导喷射和主喷射之间为了抑制该主喷射的点火延迟的预喷射、在该主喷射之后为了提高排气温度而执行的后喷射(afterinjection)、为了在该后喷射之后把燃油直接引入到排气系统中和提高催化剂温度而执行的次后喷射(postinjection)。
同时，在日本专利申请公开公报JP2009-293383A中公开的燃油喷射模式中，在压缩冲程的上止点附近进行喷射的主喷射与扩散燃烧相关联，在此扩散燃烧中，燃油喷射及燃油的点火和燃烧是并行执行的。不同于这样的扩散燃烧，已知在预混合压缩点火(PCI)燃烧(下文简称为“预混合燃烧”)模式中，在被喷射的燃油和空气完全混合后，该混合气体被点火并在该压缩冲程的上止点附近燃烧。这样的预混合燃烧模式抑制了煤烟和NOx的产生，它作为具有燃烧的减速效果、在NVH(噪声，振动，舒适性)性能方面表现出色的燃烧模式被加以利用。例如，该燃烧模式在相对低载荷的运转区域内实施，能够确保从燃油喷射到燃油在汽缸内被点燃为止有一个长的延迟时间(点火延迟期)。
然而，当发动机载荷增加且燃油喷射量上升时，点火延迟期渐渐地缩短。尤其在带有涡轮增压器的发动机内，增压量随着载荷的增加而增加，而在压缩冲程末端，温度和压强上升，由此点火延迟期进一步变短。因此，不能确保足够长的点火延迟期，预混合燃烧不能被建立起来。即，能够进行对排放性能和NVH性能有利的预混合燃烧模式的运转区域局限于低载荷侧区域的一部分，因而是不利的，因为该运转区域相对狭窄。
发明内容
本发明是鉴于上述情况而作出的，它提供一种柴油发动机的控制装置，该发动机的能够实施预混合燃烧的运转区域扩展到了载荷较高一侧。
根据发明人的研究，发明人已经发现，如图7所示，在发动机的预定运转状态下，当在以汽缸内的温度和压强(汽缸内部温度和压强)为参数的温度-压强平面上，将燃油的点火延迟期为常数的温度-压强关系连接起来而画出等时线时，该等时线具有反S形曲线特征。详细情况将在下文描述。
这里，在图7所示的等值线图中，点火延迟期随着向右、向上而变短，另一方面，点火延迟期随着向左、向下而变长。因此，当汽缸内部温度-压强关系在，例如，由实线表示的等时线右侧且高于该等时线的区域时，点火延迟期变为比该等时线上的点火延迟期短。另一方面，当汽缸内部温度-压强关系在由该实线表示的该等时线左侧且低于该等时线的区域时，点火延迟期变为比该等时线上的点火延迟期长。
这里，假设对应于该等时线的点火延迟期τ和燃油喷射期(脉冲宽度P/W)相等(τ＝P/W)。在该假设中，当汽缸内部温度-压强关系在由该实线表示的该等时线右侧且高于该等时线的区域时，由于点火延迟期比该燃油喷射期短，所以燃油在燃油喷射到汽缸的中途就点火并燃烧。即，将处于主要引起扩散燃烧的燃烧模式。另一方面，当汽缸内部温度-压强关系在由该实线表示的该等时线左侧且低于该等时线的区域时，由于点火延迟期比该燃油喷射期长，所以燃油在燃油被喷射到汽缸内之后点火并燃烧，即，将处于主要引起预混合燃烧的燃烧模式。
柴油发动机中预混合燃烧能够被实施的相对窄的运转区域，对应于，例如，如图7中的点划线所示，与预混合燃烧能够建立起来狭窄的点火延迟期τ对应的等时线左侧且低于该等时线的区域。这样，从通过将等时线向右上侧移动以便扩展能够实施预混合燃烧的运转区域，从而扩展等时线左侧且低于该等时线的区域来说，在与点火延迟期相关的各种参数中，发明人把注意力集中在汽缸内的O2浓度(汽缸内部O2浓度)上。即，如图7中的实线所示，利用汽缸中O2浓度的变化改变等时线的位置，通过降低汽缸内部O2浓度，等时线被向右且向上移动。
根据本发明的一个方面，提供一种具有控制装置的柴油发动机。该具有控制装置的柴油发动机可以包括发动机单元，该发动机单元具有被设定为15∶1或更小的几何压缩比。该发动机单元可以被构成为能够使供给到汽缸内的燃油压缩压燃，并且可以包含燃油喷射阀，该燃油喷射阀被布置为面向所述汽缸的内部，并且该燃油喷射阀用于将所述燃油直接喷射到所述汽缸内。该具有控制装置的柴油发动机可以进一步包含：喷射控制模块，该喷射控制模块用于控制通过所述燃油喷射阀进入到所述汽缸内的所述燃油的喷射模式；和EGR率控制系统，该EGR率控制系统通过调节与被引入到所述汽缸内的EGR气体体积的调节有关的EGR率来调节汽缸内的O2浓度
当所述O2浓度逐渐增大而高于所述预定载荷时，所述EGR率控制系统根据所述发动机单元的载荷以如下方式调节所述EGR率，即，伴随着所述发动机单元的载荷增大，所述汽缸内的所述O2浓度逐渐下降到预定载荷。在包括所述预定载荷(其中，所述汽缸内的所述O2浓度最低)在内的低载荷运转区域，所述喷射控制模块设定为预混合燃烧模式(在该预混合燃烧模式中，燃油喷射在压缩冲程的上止点之前结束)，在此之后，所述燃油点火并燃烧，而在较之所述预混合燃烧模式中所述运转区域的所述载荷高并且所述汽缸内的所述O2浓度相对高的运转区域，所述喷射控制模块设定为扩散燃烧模式，在该扩散燃烧模式中，所述燃油喷射与所述燃油的所述点火和燃烧并行实施。
这里，可以将所述发动机单元的所述几何压缩比设定为12∶1到15∶1。另外，EGR率(％)等于EGR气体的质量(g)/(新鲜空气的质量(g)+EGR气体的质量(g))，并且该EGR率能够按如下公式计算：
EGR率(％)＝(进气通道中的CO2浓度(％)-大气中的CO2浓度(％))/(排气中的CO2浓度(％)-大气中的CO2浓度(％))。
在传统的发动机控制中，EGR率调节系统根据发动机载荷的增加而逐渐减小EGR率(例如，随着发动机载荷的增加而使之线性减小)从而提高新鲜空气的比例。但是，在上述本发明的构成中，EGR率控制系统，例如，针对发动机单元中载荷的增加，保持相对高的EGR率，从而使得汽缸中的O2浓度逐渐下降，降至所述预定载荷。另一方面，高于预定载荷，针对发动机单元中载荷的增加，EGR率控制系统线性减少EGR率，从而所述O2浓度逐渐增大。
这样，与传统的发动机控制相比，即便是相对高的载荷也保持高EGR率，使得汽缸中的O2浓度低，尤其是当发动机载荷区域被分为高、中、低三个区域时的低载荷到中载荷区域。如上所述，这就将等时线向右上移动而扩展了等值线图中该等时线左侧且低于该等时线的区域。即，EGR气体含有分子量相对大(大比热)的CO2和H2O，并且把引入到汽缸中的一部分气体置换成EGR气体增大了汽缸中气体的热容并抑制了温度上升。这被认为是使燃油的点火延迟期变长，换言之，是使等时线移动的因素之一。
作为向右上方移动等时线而扩展等时线左侧且低于该等时线的区域的结果，即使随着发动机单元的载荷的增加汽缸内温度和/或压强上升时，汽缸内温度和/或压强关系与该等时线之间的间隔也被分离开。因此，能够稳定地实施预混合燃烧模式。这等于将预混合燃烧模式在排放性能方面表现突出的区域扩展到了载荷较高一侧。
另一方面，在比实施预混合燃烧模式的区域载荷更高的区域，发动机单元被设定成扩散燃烧模式，因为难以确保长的点火延迟期以稳定地获得高扭矩。因此，这对油耗性能的改进是有利的。
在一个实施方式中，EGR率控制系统可以通过对冷EGR装置进行控制而调节EGR率来改变O2浓度，其中，该冷EGR装置用于将低温EGR气体再循环至发动机单元的进气通道。
如上所述，EGR率上升而汽缸中的O2浓度降低。这使得在等值线图中将等时线向右上移动成为可能。但是，例如，如图7的等值线图中的白色圆圈所示，当将热的EGR气体再循环到进气系统中时，汽缸内温度变高。这样，即使等时线发生了移动，汽缸内的温度-压强关系与等时线之间的间隔也会是短的。这有碍于稳定的预混合燃烧。因此，当降低汽缸中的O2浓度以向右上方移动等时线时，优选通过用于将低温EGR气体再循环至进气系统的冷EGR装置调节EGR率。这里，例如，冷EGR装置可以包含将EGR冷却器插入在排气再循环通道中的结构。
在一个实施方式中，所述EGR率控制系统可以包括高压EGR系统和低压EGR系统，该高压EGR系统从所述发动机单元的排气通道中涡轮增压器的涡轮的上游位置分出支路并将所述EGR气体再循环到所述发动机单元的所述进气通道，该低压EGR系统在所述涡轮的下游位置分出支路并将所述EGR气体再循环至所述发动机单元的所述进气通道。所述EGR率控制系统可以通过对所述低压EGR系统进行控制而调节所述EGR率来改变所述汽缸内的所述O2浓度。
由于低压EGR系统将在排气通道中涡轮下游位置分岔出来的EGR气体再循环回到进气系统，高压EGR系统将在所述涡轮上游位置分岔出来的EGR气体再循环回到进气系统，所以，与高压EGR系统相比，低压EGR系统能够以相对低的温度将EGR气体再循环回到进气系统。因此，如上所示，它有利于使预混合燃烧稳定化。
另外，在带有涡轮增压器的柴油发动机中，用于冷却被压缩了的空气的中冷器一般设在进气通道中。但是，低压EGR系统在该中冷器的上游位置将EGR气体再循环回到进气通道。由于这个原因，该中冷器也对EGR气体进行冷却。这进一步抑制了汽缸内温度的上升并且延长了点火延迟期。因此，它变得更加有利于获得稳定的预混合燃烧。
在一个实施方式中，在所述扩散燃烧模式中，所述喷射控制模块可以实施主喷射和两次或更多次前期喷射，其中，该主喷射进行用于执行主要引发扩散燃烧的主燃烧的燃油的喷射，该前期喷射在所述主喷射之前的时刻进行用于执行所述主燃烧之前的前期燃烧的燃油的喷射。所述喷射控制模块可以以下述方式对所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式进行控制：在缘于所述前期燃烧的放热速率到达峰值并且在该放热速率继而开始下降之后，缘于所述主燃烧的放热速率开始上升。
即，所述发动机单元的几何压缩比被设定为15∶1或更低的相对低的压缩比，由于压缩冲程末端的温度和压强变低所致，在发动机载荷相对高的扩散燃烧模式中点火延迟期也相对较长。长的点火延迟期使得主燃烧的放热速率斜率(＝dQ/dθ；这里，Q为热量，θ为曲轴角)变陡。即，燃烧声音变大，NVH性能下降。
因此，在扩散燃烧模式中，在主喷射之前的时刻进行两次或两次以上前期喷射。前期喷射的实施引发了前期燃烧，汽缸内(换言之，燃烧室内)的温度和压强上升。点火延迟期主要取决于汽缸内的温度和压强，随着温度变高压强变高，点火延迟期变短。即，通过前期喷射汽缸内的温度和压强上升，使得随后的主燃烧的点火延迟期变短。结果，由于放热速率的值也受到抑制，主燃烧放热速率的斜率不是变陡而是变缓。因此，它有利于NVH性能的改善。
特别是，由于上述构成，前期喷射的喷射模式和主喷射的喷射模式被设定为使得：在前期燃烧的放热速率到达峰值并且该放热速率开始下降之后，缘于主燃烧的放热速率的升高才开始。这意味着，就曲轴角的变化而言，在表示放热速率变化的曲线中，局部最小值出现在缘于前期燃烧的相对低的峰值和缘于主燃烧的相对高的峰值之间。即，由于缘于前期燃烧的放热速率峰值移到了缘于主燃烧的放热速率开始升高之前，所以通过前期燃烧获得的能量使汽缸内主燃烧开始时的温度和压强升高到了足以缩短点火延迟期的状态。这使得点火延迟期变短，也使前期喷射的喷射量最少，因此，它有利于油耗的改善。
这里，点火延迟期不仅出现在主燃烧中，它也出现在前期燃烧中。前期燃烧的长点火延迟期使得前期燃烧的可控性变劣。尤其是，由于前期喷射是在压缩冲程期间汽缸内的温度和压强并不那么高的情况下实施的，所以就点火延迟期而言，前期燃烧比主燃烧更为不利。
因此，由于上述构成，前期燃烧的点火延迟期通过执行两次或两次以上的前期喷射而被缩短。即，点火延迟期不仅取决于温度和压强，也取决于当量比，点火延迟期随着当量比变高而变短。这里，前期喷射的总喷射量由为主燃烧创造理想环境(即，汽缸内的理想温度和压强)所需的热量而决定。如果前期喷射所需要的总喷射量通过一次单一的燃油喷射被供给到汽缸，则由于喷射期间变长所致，燃油会持续扩散，这使汽缸内部成为高空燃(over-lean)状态。因此，前期燃烧的点火延迟期会变长。另一方面，如果前期喷射所需要的总喷射量通过两次或更多次的燃油喷射被供给，则前期喷射每次喷射的喷射量会减少。因此，燃油不是持续扩散。另外，由于两次或更多次的燃油喷射是间歇式地实施的，所以后来喷射的雾化燃油与先前喷射的雾化燃油碰撞，能够制造出当量比局部高的燃气混合物(air-fuelmixture)。即，两次或更多次的前期喷射制造出具有局部高当量比的燃气混合物，并且缩短了前期燃烧的点火延迟期。当前期燃烧的点火延迟期变短时，引发前期燃烧的时刻的可控性得到改善。通过在扩散燃烧模式中两次或更多次的前期喷射与主喷射的组合，提高了对改善NVH性能的控制力度。
在一个实施方式中，在所述扩散燃烧模式中，所述喷射控制模块可以实施主喷射和两次或更多次前期喷射，其中，该主喷射进行用于执行主要引发扩散燃烧的主燃烧的燃油的喷射，该前期喷射在所述主喷射之前的多个时刻进行用于执行所述主燃烧之前的前期燃烧的燃油的喷射。所述喷射控制模块可以以下述方式对所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式进行控制：通过所述前期燃烧提高所述汽缸内的温度和压强，使从所述主喷射开始到所述主燃烧开始的点火延迟期成为0.1毫秒到0.3毫秒。
由于该构成，与上述相似，两次或更多次的前期喷射在主喷射之前的时刻实施，从而引发前期燃烧。结果，汽缸内的温度和压强上升，缘于主燃烧的点火延迟期变短。尤其是，这里，前期喷射的喷射模式被控制为使得点火延迟期变成0.1到0.3毫秒。当主燃烧的点火延迟期比0.3毫秒长时，主燃烧的放热速率的斜率变陡，NVH性能下降。另一方面，当主燃烧的点火延迟期比0.1毫秒短时，因为点火延迟期过短，控制力度下降。
这里，在扩散燃烧模式中，前期燃烧的放热速率峰值可以在压缩冲程的上止点之前引发，主燃烧可以被设定为在压缩冲程上止点或接近压缩冲程上止点时开始。就改善油耗及改善防失火特性而言，在压缩冲程上止点或接近压缩冲程上止点时开始主燃烧是有利的。通过如上所述的前期燃烧缩短点火延迟期对在压缩冲程上止点或接近压缩冲程上止点时准确地开始主燃烧是非常有效的。即，如果前期燃烧是在压缩冲程上止点之前发热速率峰值出现的时刻引发的，则通过在压缩冲程上止点或接近压缩冲程上止点的适当时刻执行主喷射而在接近压缩冲程上止点时稳定地引发主燃烧是可能的。
在一个实施方式中，前期喷射可以在每一喷射所喷射的燃油到达配备于汽缸中的活塞的顶部的空腔中的时刻实施。
根据上述构成，能够抑制喷射的燃油喷洒到空腔之外，并且能够在空腔内制造出具有高的当量比的燃气混合物。这有利于使前期燃烧更加稳定。这里所使用的“燃油到达空腔中”这样的措辞，包括两种情况，一种是在活塞正朝着压缩冲程上止点移动时从燃油喷射阀喷出后的雾化燃油直接进入到空腔内部，另一种是即使从燃油喷射阀喷出后的雾化燃油碰到空腔的边缘部分之类的地方而泄露到外部，泄出后的雾化燃油随后又随着活塞在压缩冲程上止点或接近压缩冲程上止点的移动而进入到空腔中。即，前期喷射的提前极限(advancelimit)被扩展了上述动作所需要的时间量。
根据本发明的另一个方面，提供一种控制柴油发动机的方法。所述发动机具有被设定为15∶1或更小的几何压缩比，并且所述发动机使被供给到汽缸中的燃油进行压缩压燃。
该方法包括：当所述O2浓度逐渐上升而高于所述预定载荷时，根据所述柴油发动机的载荷以下述方式调节EGR率，即，随着柴油发动机的载荷增大，所述汽缸内的O2浓度逐渐下降到预定载荷；在包括所述预定载荷(其中，所述汽缸内的所述O2浓度最低)的低载荷运转区域，使所述柴油发动机在预混合燃烧模式下运转，在该预混合燃烧模式中，燃油喷射在压缩冲程的上止点之前结束，在此之后，所述燃油点火并燃烧；以及，在较之所述预混合燃烧模式中所述运转区域的所述载荷高并且所述汽缸内的所述O2浓度相对高的运转区域，在扩散燃烧模式下运转，在该扩散燃烧模式中，所述燃油喷射与所述燃油的所述点火和燃烧并行实施。
如上所述，根据上述控制柴油发动机的方法和装置，通过降低汽缸内的O2浓度来移动在温度-压强平面上的等值线图中的等时线，并且扩展能够实施预混合燃烧的区域。基于这一知识，根据发动机单元的载荷调节EGR率，使得汽缸内的O2浓度逐渐下降到预定载荷并且使O2浓度逐渐上升到高于预定载荷。这能够有利于扩展能够实施预混合燃烧的运转区域以改善排放性能。
附图说明
图1为表示柴油机构造的示意图。
图2为根据柴油机的控制绘制的框图。
图3A是表示预混合燃烧模式中燃油喷射模式的一个例子和放热速率与该喷射模式的关系的一个例子的图，图3B是表示扩散燃烧模式中燃油喷射模式的一个例子和放热速率与该喷射模式的关系的一个例子的图。
图4A是表示当改变局部当量比时点火延迟期关于局部温度的关系的一个例子的曲线图，图4B是表示当改变汽缸内部压强时点火延迟期关于局部温度的关系的一个例子的曲线图。
图5示出了在以汽缸内部温度和汽缸内部压强为参数的温度-压强平面上表示点火延迟期的等值线图的例子，它是表示当改变EGR率时等时线变化的曲线图。
图6A示出了EGR率关于发动机载荷的控制特性图的一个例子，图6B示出了汽缸内部O2浓度关于发动机载荷的变化特性图的一个例子。
图7是在等值线图上说明由柴油机的控制装置实现的具体控制的图。
图8是根据点火延迟期绘制的表示在扩散燃烧模式中汽缸内状态变化的例子的等高图。
图9A至9C示出了当喷射模式不同时汽缸内的局部当量比的频率分布，图9A示出了用8个喷孔喷射1次的喷射模式，图9B示出了用8个喷孔喷射3次的喷射模式，图9C示出了用12个喷孔喷射3次的喷射模式。
具体实施方式
在下文中，将参照附图对根据一个实施方式的柴油机进行描述。注意，下文对于优选的实施方式的描述实质上是说明性的。
图1和图2是表示根据本发明的该实施方式的发动机(发动机单元)1的构造示意图。该发动机1是柴油机，其被供应主要含有柴油的燃油，安装于车辆内。该发动机1包括设有两个或两个以上汽缸11a(图1中仅示出一个)的汽缸体11、配置在汽缸体11上方的汽缸盖12、以及布置于汽缸体11下方用于存储润滑油或发动机机油的油底壳13。在该发动机1的每一个汽缸11a内可往复移动地配备有活塞14，并且在该活塞14的顶面上形成有限定出凹型燃烧室14a的空腔。这些活塞14通过各自的连杆14b被结合到曲轴15上。
在汽缸盖12内针对每个汽缸11a形成有进气口16和排气口17，而且还设有用于打开和关闭燃烧室14a侧的进气口16和排气口17的进气阀21和排气阀22。
在用于分别驱动进气阀21和排气阀22的气门操作系统中，在排气阀侧设有用于在正常模式和特殊模式之间切换排气阀22的操作模式的液压操作可变机构(参照图2，下文中被称为“VVM(可变气门运动机构)”)。虽然这里省略了它的详细构造的说明，该VVM71构成为包括两种不同的凸轮轮廓(第一凸轮具有一个凸轮尖端，第二凸轮具有两个凸轮尖端)，以及用于将第一和第二凸轮的运转状态选择性地传递至排气阀的空动机构(lost-motionmechanism)。当把第一个凸轮的运转状态传递至排气阀22时，该排气阀22以正常模式被操作，在这种情况下该排气阀22在排气冲程期间仅被打开一次。另一方面，当把第二凸轮的运转状态传递至排气阀22时，该排气阀22以特殊模式被操作，在这种情况下该排气阀22执行“两次开启排气”，即在进气冲程期间气门被打开，而在排气冲程期间气门也被打开。
该VVM71的正常模式和特殊模式之间的切换是通过从由发动机驱动的液压泵(未图示)所供应的油以液压的方式执行的，特殊模式是在根据内部EGR进行的控制时被使用。注意，也可以采用电磁驱动气门操作系统，该系统通过电磁执行器驱动该排气阀22，从而能够在正常模式和特殊模式之间进行这样的切换操作。另外，该内部EGR的执行被限定为“两次开启排气”。例如，该内部EGR控制可通过进气阀21被开启两次的“两次开启进气”来被执行。可选的是，该内部EGR控制可通过使被燃烧的气体驻留来执行，燃烧气体的驻留是通过预备出负重叠期来实现的，其中，在该负重叠期，在排气冲程或进气冲程期间该进气阀21和该排气阀22都被闭合。注意，由该VVM71进行的该内部EGR控制是在发动机1的冷启动时执行的，冷启动时燃油的点火性能多数情况下是低的。
在汽缸盖12内设有用于喷射燃油的喷射器18以及用于在发动机1冷启动时对各自汽缸11a内的进气进行加热以改进燃油点火性能的电热塞19。每一个喷射器18都以如下方式配置：使其燃油喷射口分别从燃烧室14a内的顶面面对燃烧室14a。大致在压缩冲程的上止点或接近压缩冲程的上止点时，喷射器18将燃油直接喷射并供应至该燃烧室14a内。
进气通道30被连接于发动机1的一个侧面以使得它与每一个汽缸11a的进气口16相通。另一方面，用于从每一个汽缸11a的燃烧室14a排出燃烧过的气体(排气)的排气通道40被连接于该发动机1的另一个侧面。用于对进气进行增压的大型涡轮增压器61和小型涡轮增压器62被配置在该进气通道30和排气通道40中，其详细情况将在下文中描述。
对进气进行过滤的空气过滤器31被配置在进气通道30的上游端部。另一方面，稳压罐33被配置于靠近进气通道30的下游端。该稳压罐33的进气通道30下游部分形成为分岔到每一个汽缸11a的独立通道，并且每一个独立通道的下游端与每一个汽缸11a的进气孔16连接。
在进气通道30中的空气过滤器31和稳压罐33之间配置有：大型和小型涡轮增压器61和62各自的压缩机61a和62a、用于对通过压缩机61a和62a压缩的空气进行冷却的中冷器35、以及用于调节每一个汽缸11a的燃烧室14a的进气量的节流阀36。该节流阀36基本上处于全开状态，不过它可以被变成完全闭合的状态从而使发动机1停止时不会引起冲击。
排气通道40的上游部分构成为排气歧管，该排气歧管具有多个独立通道以及这些独立通道聚拢的集合部分，这些独立通道分岔到每一个汽缸11a并与排气口17的外端部相连接。
在排气通道40的排气歧管下游的一部分中，从上游侧相继地配置有：小型涡轮增压器62的涡轮62b、大型涡轮增压器61的涡轮61b、用于净化排气中有害成份的排气净化装置41、以及消音器42。
排气净化装置41具有氧化型催化剂41a和柴油颗粒过滤器(以下，被称为“过滤器”)41b，且它们从上游侧以这样的次序相继配置。该氧化型催化剂41a和该过滤器41b被容纳在一个单独的容器内。氧化型催化剂41a具有支持铂或添加到铂中的钯的氧化型催化剂，并且加速将排气中的CO和HC氧化而生成CO2和H2O的反应。另外，该过滤器41b从发动机1的排气中捕捉如煤烟那样的颗粒。注意，该过滤器41b可被涂上氧化型催化剂。
在稳压罐33和节流阀36之间的排气通道30的一部分(即，位于小型涡轮增压器62的小型压缩机62a下游的部分)和在排气歧管和小型涡轮增压器62的小型涡轮62b之间的排气通道40的一部分(即，小型涡轮增压器62的小型涡轮62b上游的部分)，通过用于将一部分排气再循环到进气通道30中的排气再循环通道50(高压EGR系统)而相互连接。该排气再循环通道50构成为包括主通道51和冷却器旁通通道53，其中，在主通道51中配置有用于调节进入到进气通道30的排气再循环量的排气再循环阀51a和通过发动机冷却水(冷却液)对排气进行冷却的EGR冷却器52，该冷却器旁通通道旁通该EGR冷却器52。用于调节冷却器旁通通道53内流动的排气流量的冷却器旁通阀53a被配置于该冷却器旁通通道53中。
除了该高压EGR系统，位于大型涡轮增压器61的大型压缩机61a上游的进气通道30的一部分和位于过滤器41b下游的排气通道40的一部分，通过用于将一部分排气再循环到进气通道30中的排气再循环通道54而相互连接，作为低压EGR系统。该排气再循环通道54通过在其通道中配置用于调节进入到进气通道30的排气再循环量的L/P(低压)EGR阀54a和用于对排气进行冷却的EGR冷却器54b构成。
大型涡轮增压器61具有配置于进气通道30中的大型压缩机61a和配置于排气通道40中的大型涡轮61b。该大型压缩机61a被配置于进气通道30中的空气过滤器31和中冷器35之间。另一方面，该大型涡轮61b被配置于排气通道40中的排气歧管和氧化型催化剂41a之间。
小型涡轮增压器62具有配置于进气通道30中的小型压缩机62a和配置于排气通道40中的小型涡轮62b。该小型压缩机62a被配置于进气通道30中的大型压缩机61a的下游。另一方面，该小型涡轮62b被配置于排气通道40中的大型涡轮61b的上游。
即，在进气通道30中，该大型压缩机61a和该小型压缩机62a被相继地从上游侧串联配置，而在排气通道40中，该小型涡轮62b和大型涡轮61b被相继地从上游侧串联配置。该大型和小型涡轮61b和62b被排气的流动所转动，通过该大型和小型涡轮61b和62b的转动，与该大型和小型涡轮61b和62b结合的该大型和小型增压器61a和62a各自进行运转。
该小型涡轮增压器62相对较小而该大型增压器61相对较大。即，该大型增压器61的大型涡轮61b比该小型涡轮增压器的小型涡轮62b具有较大的惯性。
旁通小型压缩机62a的小型进气旁通通道63与进气通道30相连。用于调节流入小型进气旁通通道63内的空气量的小型进气旁通阀63a被配置于小型进气旁通通道63中。该小型进气旁通阀63a被构成为当没有动力提供时它成为完全闭合状态(即，常闭)。
另一方面，将旁通小型涡轮62b的小型排气旁通通道64和旁通大型涡轮61b的大型排气旁通通道65与排气通道40相连。在小型排气旁通通道64中配置有用于调节流入小型排气旁通通道64中的排气量的调节阀64a，在大型排气旁通通道65中配置有用于调节流入大型排气旁通通道65中的排气量的废气门阀65a。该调节阀64a和该废气门阀65a均被构成为当没有动力提供时它们成为完全开启状态(即，常开)。
大型涡轮增压器61和小型涡轮增压器62，包括配置有这两个增压器的进气通道30和排气通道40的部分，被集成为一个单元来组成增压器单元60。该增压器单元60被连接于发动机1。
如此构成的柴油机1由动力系控制模块(以下，被称为“PCM”)10进行控制。该PCM10被构成为包括CPU、内存、一组时间间隔计数测量器、接口、以及具有连接这些元件的路径的微处理器。该PCM10组成控制装置。如图2所示，该PCM10被输入多个检测信号，这些检测信号来自：用于检测发动机冷却水温度的流体温度传感器SW1、连接于稳压罐33用于检测被供给该燃烧室14a的气压的涡轮增压压力传感器SW2、用于检测进气温度的进气温度传感器SW3、用于检测曲轴15的转动角的曲轴角度传感器SW4、用于测量对应于车辆油门踏板(未图示)操作量的油门位置的油门位置传感器SW5、用于检测在进气中CO2浓度的吸入CO2传感器SW6、以及用于检测排气中CO2浓度的排出CO2传感器SW7。该PCM10基于这些检测信号执行各种操作，藉此来确定发动机1或车辆的状态。根据此确定，该PCM10输出控制信号至喷射器18、电热塞19、气门操作系统的VVM71、以及各种阀36、51a、53a、54a、63a、64a和65a的执行器。
发动机1被构成为具有相对低的压缩比，它的几何压缩比为12∶1或更大和15∶1或更小(例如，14∶1)。由此，发动机的废气排放性能和热效率得到改善。
(发动机燃烧控制概要)
PCM10对发动机1的基本控制主要基于油门位置确定目标扭矩(换言之，目标载荷)，并通过喷射器18的操作控制获得与目标转矩相对应的燃油喷射量、喷射时刻等等。目标扭矩被设定为随着油门位置变得更大和发动转速变得更高而更大。燃油喷射量基于目标扭矩和发动机转速而设定。该燃油喷射量被设定为随着目标扭矩变得更大和发动机转速变得更高而更大。另外，节流阀36、排气再循环阀51a、以及L/PEGR阀54a(即，外部EGR控制)的开启控制和VVM71(即，内部EGR控制)的控制，控制着进入到汽缸11a内的排气的再循环率(即，EGR率)。
图3A和3B示出了由发动机1实施的两种燃烧模式的燃油喷射模式的例子(各图的上部分)和汽缸11a内的放热速率与燃油喷射模式的关系的例子(各图的下部分)。图3A示出了预混合燃烧模式，图3B示出了扩散燃烧模式。注意，如这些图的互相比较所示，图3A和图3B中表示的燃油喷射量和放热速率未必表示相关的燃油喷射量，或相关的放热速率。在此柴油发动机1中，在发动机载荷相对低的范围将处于预混合燃烧模式，另一方面，在发动机载荷相对高的范围将处于扩散燃烧模式。
如上所述，图3A示出了在预混合燃烧模式中的燃油喷射模式(该图的上部份)和汽缸11a内的放热速率与燃油喷射模式的关系的例子(该图的下部分)。在预混合燃烧模式中，在压缩冲程期间(压缩冲程的上止点之前)燃油喷射以预定的时间间隔进行三次。该三次燃油喷射是在每次喷射所喷出的所有燃油都到达空腔内的时刻进行的。注意，在预混合燃烧模式范围内燃油喷射的次数并不是限定为三次而是可被适当地设定。如此喷射的燃油在与空气充分混合的状态下通过在压缩冲程上止点或靠近压缩冲程上止点的位置自行点火进行燃烧。这样的预混合燃烧模式在发动机载荷和发动机速度低的范围内对于燃油消耗和废气排放是有益的。
在扩散燃烧模式中，如图3B所示，PCM10在相对靠近压缩冲程的上止点的时刻以相对短的间隔实施三次预喷射(前期喷射(pre-stageinjection))，并且在这些预喷射后在压缩冲程的上止点或上止点附近进行主喷射。即，进行总共四次燃油喷射。由于发动机1具有低压缩比，压缩冲程末端的温度和压强变得相对低，在发动机载荷相对高的扩散燃烧模式中点火延迟期也趋向于变长。当点火延迟期变长时，主要引起扩散燃烧的主燃烧的放热速率的斜率变陡，燃烧声音变大，NVH性能下降。因此，为了缩短这样的点火延迟期，发动机1在主燃烧之前执行独特的预燃烧。即，三次预喷射的实施使得预燃烧(对应于前期燃烧)具有足够的放热速率，从而放热速率的峰值出现在压缩冲程上止点之前的预定的时刻。这提高了在实施主喷射的压缩冲程上止点之前的汽缸11a内温度和压强。接着，当在压缩冲程的上止点或接近上止点的位置(特别是在马上就要到达压缩冲程的上止点的位置)进行主喷射时，该主燃烧伴随着短暂的点火延迟期τmain在位于或靠近压缩冲程上止点处开始。这里，在图3B的例子中，该主燃烧的点火延迟期τmain被定义为从主喷射开始到主燃烧的放热速率开始增长这一时间段。在这一控制中，预喷射的喷射模式和主喷射的喷射模式被以如下方式设定：缘于预燃烧的放热速率达到峰值，接着该放热速率开始下降，在此之后，缘于主燃烧的放热速率开始上升。在预燃烧的放热速率峰值和主燃烧放热速率峰值之间存在局部极小值。该主燃烧的点火延迟期τmain可被定义为从主喷射开始到该局部极小值的这一时间段。
通过在主喷射之前实施该无疑地增加汽缸内部温度和压强的预燃烧，主燃烧的点火延迟期τmai能够被缩短，能够在理想的时刻引发主燃烧。另外，通过缩短点火延迟期τmai主燃烧的放热速率上升变慢。因此，避免放热速率的突然上升对于减小燃烧声音和改善NVH性能是有益的。
此处，参照附图对在预燃烧和主燃烧之间的点火延迟期的关系进行描述。通过使用化学反应模拟软件对汽缸11a内的压缩点火(特别是低温压缩压燃)现象进行了分析模拟，下文将对此进行详细描述。图8示出了一个包括多条等时线的等值线图的例子，这些等时线是基于将在温度-压强平面上点火延迟期为常数的温度-压强关系连接起来而得到的模拟结果所获得的。在此图中，垂直轴被设定为汽缸内部压强(特别是压缩冲程末端的压强)，水平轴被设定为汽缸内部温度(特别是压缩冲程末端的温度)。在等值线图中，等时线随着点火延迟期变短而定位成向右下。另外，等值线图中的每一条等时线都随着局部当量比的变化而改变它的位置。具体说来，等时线随着局部当量比变低而定位成向右上，由此，等时线的左下方的范围逐渐变大。另一方面，等时线随着局部当量比变高而定位成向左下，由此，该等时线的左下方的范围变小。
例如，在图8的等值线图中，若假定最高且最右侧的等时线是0.2毫秒，当汽缸内部的温度和压强关系落入此0.2毫秒的等时线的右上方的范围(例如，在图8中的白色方块)时，该点火延迟期变得短于0.2毫秒。另一方面，当汽缸内部的温度和压强关系落入该等时线的左下方的范围时，该点火延迟期将长于0.2毫秒。
图8中由白色圆圈表示的状态示出了当未执行预燃烧时压缩冲程末端的压强和压缩冲程末端的温度的例子。它对应于被驱动时压缩冲程末端的温度和压强。由以相对低的12∶1到15∶1的几何压缩比构成的发动机1所致，该白色圆圈位于图8中相对较低的左方位置，这对应于点火延迟期相对长的状态。这种状态增加了主燃烧的燃烧声音，降低了NVH性能。
因此，为了缩短主喷射所喷射的燃油的点火延迟期和改善主燃烧的可控性和NVH性能，在开始主喷射时汽缸11a内的温度和压强关系必须在等时线，例如，0.2毫秒的等时线，的右上方的范围内，如图8中白色方形所示。
预燃烧将随着提升汽缸11a内温度和压强而把图8中的白色圆圈的状态转变到白色方形的状态。换言之，如图8中实线箭头所示，预燃烧将使状态穿过等时线，从而使得汽缸内部状态从优选的等时线左下方的范围转变到该等时线右上方的范围。图8中箭头的长度对应于由预燃烧产生的热量。根据这样的预燃烧，主燃烧的点火延迟期τmain被优选设定为01.到0.3毫秒。长于0.3毫秒的点火延迟期使得主燃烧的放热速率的斜度变陡而导致NVH性能的下降。另一方面，短于0.1毫秒的点火延迟期降低雾化燃油穿透深度，不利于燃气混合物的形成，并降低排气性能。
此处，在被驱动时压缩冲程末端的温度和压强并不仅仅取决于上述几何压缩比，其根据发动机1的操作随着环境状况而变化，如进气温度、大气压强(或进气压强)、发动机水温、有效压缩比、发动机载荷。具体说来，当进气温度较高时，当大气压强(或进气压强)较高时，当发动机水温较高时，当有效压缩比较高时，或当发动机载荷较高时，在被驱动时压缩冲程末端的温度和压强(见图8中白色圆形)定位成右上方。另一方面，当进气温度较低时，当大气压强(或进气压强)较低时，当发动机水温较低时，当有效压缩比较低时，或当发动机载荷较低时，在被驱动时压缩冲程末端的温度和压强(见图8中白色圆形)定位成左下方。因此，当压缩冲程末端的温度和压强位于更为左下的位置时，到该等时线的距离增大，这样降低了可燃性，结果，预燃烧所需的热量增加。
通过三个步骤执行预喷射提高了预喷射时所喷射的燃油的可燃性，由此，提高了预燃烧的可控性。即，预喷射的总喷射量由预燃烧所产生的热量确定。若所需总喷射量通过单次预喷射被供应至汽缸11a，燃油将会持续扩散开来以降低燃气混合物的当量比。结果，预燃烧的点火延迟期τpre将变长(参照图3B的下部分)。另一方面，通过将所需总喷射量分三次在三个步骤执行预喷射，每次预喷射的喷射量减少了。于是，通过间歇地喷射少量燃油，抑制燃油扩散并在局部产生具有高当量比(例如，当量比为1到3)的燃气混合物。这样，通过产生具有高当量比的燃气混合物，能够缩短预燃烧的点火延迟期τpre。当预燃烧的点火延迟期τpre变短时，预燃烧的时刻可被足够精确地控制。即，预燃烧能够被控制为使得放热速率的峰值足够精确地产生在如上所述的压缩冲程上止点之前的预定时刻。这使得在预定的时刻稳定地开始主燃烧。优选将预燃烧的点火延迟期τpre设定为1.5毫秒或更小。相应地，在压缩冲程上止点之前会更确定产生预燃烧的放热速率的峰值，它有利于提高主燃烧的可控性。
图9A到9C示出了不同喷射模式的汽缸11a中局部当量比的频率分布。图9A示出了当从具有8个喷孔的喷射器18仅喷射一次燃油情况下的局部当量比的频率分布，该局部当量比为1或以上时其频率低如4.4％。这种情况下，由于可燃性差，点火延迟期变长。另外，为了获得所期望的预燃烧的热量，由于可燃性下降，燃油喷射量必须增加。
另一方面，图9B示出了在带有8个喷孔的喷射器执行三次喷射的情况下局部当量比的频率分布。该局部当量比为1或以上时频率是48.6％，通过增加喷射次数提高了可燃性。即，由于每次喷射的燃油量减少，并且燃油是被间歇地喷射的，所以可能会出现后来喷射的雾化燃油与之前喷射的雾化燃油碰撞的结果，并且当量比局部变高。
另外，图9C示出了喷射器的喷孔数目增加到12且喷射次数为三次的情况下局部当量比的频率分布。这种情况下，局部当量比为1或以上时频率是60.4％，并且通过增加喷孔的数目也提高了可燃性。
如上所述，就提高预燃烧的可控性以通过预喷射提高局部当量比来说，将会预见到，虽然喷射次数越多越有利，但如果喷射次数太多，当量比不会提高那么多，因为不能以充分的间隔将一次喷射与其他的喷射分开。因此，优选预喷射的喷射次数设定为至多三次。注意，在对可燃性有利的情况下可减少预喷射的喷射次数，例如当发动机载荷增加时。另外，若设有更多数目的喷孔，则会对提高预燃烧的可控性更有利，因为由于预喷射局部当量比被提高了。然而，若喷孔的数目增加，则由于喷孔尺寸将减小，雾化燃油的延展(outreach)变短。因此，每一个喷射器18的喷孔数目以8到12为宜。
定时执行这样的两次或更多次的预喷射以使得每次预喷射的所有雾化燃油都到达空腔14a中(即在燃烧室中)。这包括两种情况，一种是在活塞14正朝向压缩冲程上止点提升的同时从喷射器18喷射的雾化燃油直接进入到空腔中的情况，另一种情况是：即使从喷射器18喷射的雾化燃油碰到空腔的边缘部分或类似部分并泄露到该空腔的外面，但是在这之后，当活塞14提升至接近压缩冲程的上止点时，泄漏的雾化燃油会进入到该空腔中。由此，局部产生的具有高当量比的所有燃气混合物都被置于该空腔中，预燃烧的点火延迟期τpre进一步被缩短，预燃烧的可控性进一步得到了提高。
在扩散燃烧模式中，预燃烧的峰值被移到了主燃烧峰值开始上升之前。由此，能够使汽缸11a中的温度和压强在燃烧开始时被提高到这样一种状态，这种状态足以在避免主燃烧的燃烧声音变大的同时，通过从预燃烧获得的能量缩短点火延迟期。这既缩短了主燃烧的点火延迟期，也将预喷射的喷射量减少到最小。因此，它有利地改善了耗油。
柴油发动机1具有将执行预混合燃烧模式的范围扩大到载荷比传统的发动机高的一侧的特征，下面参照附图对此进行描述。
图4A和图4B示出了借助使用化学反应模拟软件通过分析汽缸内的压缩点火(低温压缩压燃)现象所获得的模拟结果的例子。图4A示出了在预定的汽缸内部压强下(例如，4MPa)，当分别将燃气混合物的局部当量比改变至低中以及高时，点火延迟期的变化关于燃气混合物局部温度变化的关系。图4A中标记的局部温度范围对应于700-1200K。据此，点火延迟期随着局部当量比较低而变长，并且随着局部当量比较高而变短。另外，基本上讲，若局部当量比是固定的，点火延迟期将随着局部温度较高而变短(朝向图的左侧)，而点火延迟期将随着局部温度较低而变长(朝向图的右侧)。然而，点火延迟期并非逆着局部温度的变化作均匀变化，而且存在这样一个温度带，即当局部温度从低温侧变化到高温侧时点火延迟期一度变长。另外，图4B示出了在预定的局部当量比下，当分别改变汽缸内部压强P至低(P＝2MPa)、中(P＝3MPa)、以及高(P＝4MPa)时，点火延迟期的变化关于局部温度变化的关系。图4B中标记的局部温度范围也对应于700-1200K。据此，点火延迟期随着汽缸内部压强降低而变长，并且点火延迟期随着汽缸内部压强升高而变短。另外，基本上讲，如果汽缸内部压强是固定的，该点火延迟期将随着局部温度升高而变短(朝向图的左侧)，并且该点火延迟期将随着局部温度降低而变长(朝向图的右侧)。然而，点火延迟期并非关于局部温度变化作一致变化，并且存在这样一个温度带，即当局部温度从低温侧变化到高温侧时该点火延迟期一度变长。
于是，以下可被认为是为何该点火延迟期并非关于燃气混合物的局部温度变化作一致变化的原因。即，在低温压缩压燃中，存在这样一个温度范围：与热量生成相关联的“热焰”和热焰之前被称为“冷焰”的低温火焰形成(develop)，并且冷焰反应变得活跃。即，在冷焰反应变得活跃的温度范围中，该冷焰反应持续较长一段时间，并且在这之后，热焰反应形成。因此，到热焰反应开始前的时间会较长，换言之，汽缸内的点火延迟期会比较长。
基于图4A和图4B中所示的模拟结果，可以制作出包含有多条等时线的等值线图，该等时线通过如下方法获得：在温度-压强平面上，其中，将垂直轴设定为汽缸内部温度，将水平轴被定为汽缸内部压强，将点火延迟期为常数的温度和压强的关系连接起来从而获得等时线。图5中示出了等值线图。在此图中，相对位于右上方的三条等时线对应于τ1＝0.2毫秒的点火延迟期τ，相对位于左下方的三条等时线对应于τ0＝1.5毫秒的点火延迟期τ。为了通过保证相对长的点火延迟期实现预混合燃烧，需要使该汽缸内部温度和压强关系位于对应于长的点火延迟期的等时线左方且低于该等时线的位置。然而，在等值线图中，等时线随着点火延迟期变得更长而位于更靠左方且更向下的位置，由此该等时线左方且低于该等时线的区域变得更狭窄。这相当于能够进行预混合燃烧的运转区域局限于低载荷侧部分。
此处，确定喷射到汽缸11a内的燃油的点火延迟期的因素包括：汽缸内部O2浓度，以及汽缸内部温度和压强。即，点火延迟期随着汽缸内部O2浓度变高而变短，另一方面，点火延迟期随着汽缸内部O2浓度变低而变长。图5示出了当通过改变EGR率改变了汽缸内部O2浓度时该等时线位置的变化。这里，EGR率(％)如下规定：
EGR率(％)＝EGR气体的质量(g)/(新鲜空气的质量(g)+EGR气体的质量(g))。
在发动机1中，它是基于进气侧的CO2浓度和排气侧的CO2浓度如下计算的：EGR率(％)＝
(进气通道中的CO2浓度(％)-大气中的CO2浓度(％))/(排气中的CO2浓度(％)-大气中的CO2浓度(％))。
该EGR率被设为40％，当汽缸内部O2浓度下降到低于EGR率为0％时的O2浓度时，等时线从实线向右上方移动到虚线。类似地，该EGR率被设为60％，当汽缸内部O2浓度进一步下降到低于EGR率为40％时的O2浓度时，等时线从上述虚线进一步向右上方移动到点线。包含具有相对大的分子量的CO2和H2O的EGR气体被引入到汽缸11a中，来提高汽缸11a中气体热容并抑制温度上升，将会出现燃油的点火延迟期被延长，即，将等时线移动至右上方。
这样，由于移动该等时线至右上方扩大了该等时线的左下方的区域，该扩大的区域相当于该等时线的移动量，点火延迟期被延长而变得有益于执行预混合燃烧。即，即使汽缸内部温度和压强随着该发动机1的载荷增大而上升，该状态结果也被置于该等时线的左下方以使预混合燃烧能够进行，由此将预混合燃烧可能的运转区域扩展至较高载荷一侧。
从上述基于根据点火延迟期绘制的等值线图的知识可知，通过将EGR率的调节控制与传统装置区别开来，实施预混合燃烧模式的运转区域被扩展到柴油发动机1的较高载荷一侧。具体来说，基于来自进气CO2传感器SW6和排气CO2传感器SW7等等的检测信号，进行排气再循环阀51a、L/PEGR阀54a等等的开口调节，如图6A所示，当将发动机载荷从低载荷侧改变到高载荷侧时，形成了关于发动机载荷的EGR率的变化特性，从而到某一预定载荷之前EGR率大体上为常量，在高于预定载荷时，该特性形成为EGR率随着发动机载荷的增大而直线减小。注意，虽然省略了图示，但EGR率在到达该预定载荷之前可以略微减小。
至于传统装置，关于发动机载荷的EGR率变化特性是根据发动机载荷的升高来设定的，以如图6A中的虚线所示直线减小EGR率。这样设定是为了满足关联于发动机载荷升高的扭矩需求。由于EGR率这样的变化特性，汽缸11a中的O2浓度具有如图6B中虚线所示的特性。此处，O2浓度的变化特性是这样的：极轻载荷下的O2浓度变得比载荷稍稍增大到极轻载荷之上时的O2浓度稍高。这是因为在燃油喷射量很小的极轻载荷时刻，不执行节流的柴油发动机1中，排气中的O2浓度变高。
另一方面，如图6A中实线所示，在本实施方式的发动机1中，在低载荷或中载荷情况下，EGR率比传统装置提高了许多。由此，如图6B中实线所示，在某预定的发动机载荷下(当发动机的载荷区域被分为高、中和低三部分时在相当于该低载荷和该高载荷的载荷区域中)，汽缸内部的O2浓度比传统装置减少了许多。
通过这样的控制，如图7所示，传统中位于由点划线表示的位置的等时线，现在可能被向右上方移动到实线的位置。此处，对应于该等时线的点火延迟期τ根据燃油喷射期P/W确定，燃油喷射期P/W是根据发动机1运转状态设定的，该点火延迟期τ被设为τ＞P/W。注意，对于预喷射次数为一的单一喷射，可以设定为τ＝P/W，或者也可以带有一些余地设定为τ＞P/W。另外，还可根据各种不同的因数设定该喷射期P/W，如总喷射量、喷射次数(喷射阶段数目)、以及被喷射的燃油到达空腔内的提前极限(它与几何结构有关，如喷射器18的喷射方向、空腔的形状等等)。因此，例如，由图7黑色圆圈所示的状态中，通过传统控制(点划线的等时线)是无法进行预混合燃烧的，因为它位于等时线的右侧；然而，该等时线移动至实线的位置而使该状态位于该等时线的左侧，因而此时可进行预混合燃烧。
另外，如图6所示，相对低载荷的运转区域包括通过EGR率的特殊调节控制使汽缸11a内O2浓度为最低时的载荷区域，此运转区域被设定预混合燃烧模式，较之此预混合燃烧模式载荷较高侧的运转区域被设定扩散燃烧模式。
此处，对如上所述的扩展预混合燃烧模式区域的EGR率的调节，既可以使用外部EGR控制，也可以使用内部EGR控制。然而，可以优选使用外部EGR控制。特别优选通过对在高压EGR系统(特别是，冷却器旁通通道53和冷却器旁通阀53a)和低压EGR系统(排气再循环通道54和L/PEGR阀54a)中的低压EGR系统的控制，将该EGR气体再循环至进气系统。这是因为低压EGR系统位于大型涡轮61b和小型涡轮62b的下游，另外，为了使排气在过滤器41b的下游位置分岔出来，该排气的温度相对较低。进一步讲，由于通过低压EGR系统再循环到进气通道30的EGR气体由EGR冷却器54b和中冷器35冷却，所以能够抑制汽缸内温度的上升。即，即使通过EGR率的调节扩展了该预混合燃烧模式的区域，但是当将热的EGR气体再循环至进气通道30时，汽缸内部温度上升，与此相关联，如图7中白色圆圈所示，汽缸内部的温度和压强状态会被置于靠近移动后的等时线的位置。在这种情况下，稳定地执行预混合燃烧变得困难。为此，为了扩展预混合燃烧模式的区域以稳定地执行预混合燃烧，优选通过低压EGR系统将EGR气体再循环至进气通道30以使得汽缸内部温度的上升受到抑制并且使汽缸内的状态与等时线分离。注意，由高压EGR系统中主通道51中的EGR冷却器52冷却后的EGR气体可被再循环至进气通道。
注意，柴油发动机1的控制可以是这样：例如，将图5和图7所示的等值线图作为映射图存储于PCM10，通过对不同参数的测定，估计汽缸内部温度和压强关系(例如，图7等值线图中的黑色方块和黑色圆圈)，并且根据在所估计的状态和等时线之间的某相关位置设定EGR率。或者，该控制可以是这样：不将等值线图作为映射图存储于PCM10，而是在PCM10中存储根据点火延迟期建立的模型，分别基于对各种参数的测定和此模式，估计汽缸内部温度和压强的状态(黑色方块和黑色圆圈)以及等时线，根据所作的估计，设定EGR率。进一步讲，将会体会到这里描述的EGR率控制系统由上述各种元件组成，包括部分动力系控制模块10、主通道51、排气再循环阀51a、冷却器旁通通道53、冷却器旁通阀53a，低压L/PEGR阀54、VVM71。
应当理解，这里的实施方式是说明性而非限制性的，因为本发明的范围由所附的权利要求限定而不是由说明书限定，并且所有落入权利要求范围的变化，或者所有等同于权利要求范围的，也都因此被该权利要求包含。
引用字符解释
1柴油发动机(发动机单元)
10动力系控制模块(喷射控制模块及EGR率控制系统)
11a汽缸
18喷射器(燃油喷射阀)
35中冷器(冷EGR装置)
50排气再循环通道(高压EGR系统)
51主通道(EGR率控制系统)
51a排气再循环阀(EGR率控制系统)
52EGR冷却器(冷EGR装置)
53冷却器旁通通路(EGR率控制系统)
53a冷却器旁通阀(EGR率控制系统)
54排气再循环通道(低压EGR系统)
54a低压(L/P)EGR阀(EGR率控制系统)
54bEGR冷却器(冷EGR装置)
71可变气门运动机构(VVM)(EGR率控制系统)

Claims (8)

1.一种具有控制装置的柴油发动机，包括：
发动机单元，该发动机单元具有被设定为15：1或更小的几何压缩比，并且被构成为能够使供给到汽缸内的燃油压缩压燃；
燃油喷射阀，该燃油喷射阀被布置为面向所述汽缸的内部，并且该燃油喷射阀用于将所述燃油直接喷射到所述汽缸内；
喷射控制模块，该喷射控制模块用于控制通过所述燃油喷射阀进入到所述汽缸内的所述燃油的喷射模式；以及
EGR率控制系统，该EGR率控制系统通过调节与被引入到所述汽缸内的EGR气体体积的调节有关的EGR率来调节所述汽缸内的O2浓度；
其中，当所述O2浓度逐渐增大而高于预定载荷时，所述EGR率控制系统根据所述发动机单元的载荷以如下方式调节所述EGR率，即，随着所述发动机单元的载荷增大，所述汽缸内的所述O2浓度逐渐下降到所述预定载荷；
在包括所述汽缸内的所述O2浓度最低时的所述预定载荷的低载荷运转区域，所述喷射控制模块设定为预混合燃烧模式，在该预混合燃烧模式中，燃油喷射在压缩冲程的上止点之前结束，在此之后，所述燃油点火并燃烧，而在所述载荷高于所述预混合燃烧模式中的所述运转区域的载荷并且所述汽缸内的所述O2浓度相对高的运转区域中，所述喷射控制模块设定为扩散燃烧模式，在该扩散燃烧模式中，所述燃油喷射与所述燃油的所述点火和燃烧并行实施，
在所述扩散燃烧模式中，所述喷射控制模块实施主喷射和两次或更多次前期喷射，其中，该主喷射进行用于执行主要引发扩散燃烧的主燃烧的燃油的喷射，该前期喷射在所述主喷射之前的时刻进行用于执行所述主燃烧之前的前期燃烧的燃油的喷射，
所述喷射控制模块以下述方式对所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式进行控制：在缘于所述前期燃烧的放热速率到达峰值并且该放热速率继而开始下降之后，缘于所述主燃烧的放热速率开始上升，并且，
所述前期喷射，是在每一喷射所喷射的燃油到达配备于所述汽缸中的活塞的顶部的空腔中的时刻实施的。
2.如权利要求1所述的具有控制装置的柴油发动机，其特征在于：所述EGR率控制系统通过对冷EGR装置进行控制而调节所述EGR率来改变所述汽缸内的所述O2浓度，其中，该冷EGR装置用于将低温EGR气体再循环至所述发动机单元的进气通道。
3.如权利要求2所述的具有控制装置的柴油发动机，其特征在于：所述EGR率控制系统包括高压EGR系统和低压EGR系统，该高压EGR系统从所述发动机单元的排气通道中涡轮增压器的涡轮的上游位置分出支路并将所述EGR气体再循环到所述发动机单元的所述进气通道，该低压EGR系统在所述涡轮的下游位置分出支路并将所述EGR气体再循环至所述发动机单元的所述进气通道，并且
所述EGR率控制系统通过对所述低压EGR系统进行控制而调节所述EGR率来改变所述汽缸内的O2浓度。
4.如权利要求1-3中的任意一项所述的具有控制装置的柴油发动机，其特征在于：在所述扩散燃烧模式中，所述喷射控制模块实施主喷射和两次或更多次前期喷射，其中，该主喷射进行用于执行主要引发扩散燃烧的主燃烧的燃油的喷射，该前期喷射在所述主喷射之前的多个时刻进行用于执行所述主燃烧之前的前期燃烧的燃油的喷射，
所述喷射控制模块以下述方式对所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式进行控制：通过所述前期燃烧使所述汽缸内的温度和压强上升，使从所述主喷射开始到所述主燃烧开始的点火延迟期成为0.1毫秒到0.3毫秒，并且，
所述前期喷射，是在每一喷射所喷射的燃油到达配备于所述汽缸中的活塞的顶部的空腔中的时刻实施的。
5.一种控制柴油发动机的方法，所述发动机具有被设定为15：1或更小的几何压缩比，并且所述发动机使被供给到汽缸中的燃油进行压缩压燃，该方法包括：
当O2浓度逐渐上升而高于预定载荷时，根据所述柴油发动机的载荷以下述方式调节EGR率：随着所述柴油发动机的载荷增大，所述汽缸内的O2浓度逐渐下降到所述预定载荷；
在包括所述汽缸内的所述O2浓度最低的所述预定载荷的低载荷运转区域，使所述柴油发动机在预混合燃烧模式下运转，在该预混合燃烧模式中，燃油喷射在压缩冲程的上止点之前结束,在此之后，所述燃油点火并燃烧；以及
在较之所述预混合燃烧模式中所述运转区域的所述载荷高并且所述汽缸内的所述O2浓度相对高的运转区域，在扩散燃烧模式下运转，在该扩散燃烧模式中，所述燃油喷射与所述燃油的所述点火和燃烧并行实施，
在所述扩散燃烧模式中执行主喷射和前期喷射，从而执行主要引起扩散燃烧的主燃烧和在所述主燃烧之前的前期燃烧，并且
所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式以下述方式确定：在缘于所述前期燃烧的放热速率达到峰值并且该放热速率继而开始下降之后，缘于所述主燃烧的放热速率开始上升。
6.如权利要求5所述的控制柴油发动机的方法，其特征在于：通过将低温EGR气体再循环至所述柴油发动机的进气通道来改变所述汽缸内的所述O2浓度。
7.如权利要求5所述的控制柴油发动机的方法，其特征在于：
在所述扩散燃烧模式中执行主喷射和前期喷射，从而执行主要引起扩散燃烧的主燃烧和在所述主燃烧之前的前期燃烧，
所述前期喷射的喷射模式和所述主喷射的喷射模式以下述方式确定：通过所述前期燃烧提高所述汽缸内的温度和压强，使从所述主喷射开始到所述主燃烧开始的点火延迟期成为0.1毫秒到0.3毫秒，并且，
在所述压缩冲程期间按照被确定的喷射模式实施多次所述前期喷射，在所述前期喷射之后，按照被确定的喷射模式实施所述主喷射。
8.如权利要求6或7所述的控制柴油发动机的方法，其特征在于：所述前期喷射，是在每一喷射所喷射的燃油到达配备于所述汽缸中的活塞的顶部的空腔中的时刻实施的。
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Families Citing this family (42)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DK2198133T3 (da) * 2007-08-30 2011-07-11 Energy Conversion Technology As Partikelfilteranordning og fremgangsmåde til rensning af et partikelfilter
WO2011118031A1 (ja) * 2010-03-26 2011-09-29 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃焼制御装置
JP5494205B2 (ja) * 2010-05-11 2014-05-14 マツダ株式会社 自動車搭載用ディーゼルエンジン
US8549854B2 (en) * 2010-05-18 2013-10-08 Achates Power, Inc. EGR constructions for opposed-piston engines
JP5589941B2 (ja) * 2010-08-20 2014-09-17 マツダ株式会社 過給機付ディーゼルエンジンの制御装置及び制御方法
US20130174548A1 (en) 2011-05-16 2013-07-11 Achates Power, Inc. EGR for a Two-Stroke Cycle Engine without a Supercharger
US9267449B2 (en) 2011-06-16 2016-02-23 GM Global Technology Operations LLC Control system and method for coordinating throttle and boost
US9157390B2 (en) 2011-09-21 2015-10-13 GM Global Technology Operations LLC Selective exhaust gas recirculation diagnostic systems and methods
US8904787B2 (en) * 2011-09-21 2014-12-09 Ford Global Technologies, Llc Fixed rate EGR system
US10066564B2 (en) 2012-06-07 2018-09-04 GM Global Technology Operations LLC Humidity determination and compensation systems and methods using an intake oxygen sensor
US9249764B2 (en) 2012-03-06 2016-02-02 GM Global Technology Operations LLC Engine control systems and methods with humidity sensors
US9932917B2 (en) 2012-03-21 2018-04-03 GM Global Technology Operations LLC Exhaust gas recirculation control systems and methods
US20130268176A1 (en) * 2012-04-05 2013-10-10 GM Global Technology Operations LLC Exhaust gas recirculation control systems and methods for low engine delta pressure conditions
GB2503726A (en) * 2012-07-05 2014-01-08 Gm Global Tech Operations Inc Internal combustion engine having EGR cooler bypass circuit and bypass control valve
JP2014194212A (ja) * 2012-12-28 2014-10-09 Tonengeneral Sekiyu Kk 内燃機関
US9341133B2 (en) 2013-03-06 2016-05-17 GM Global Technology Operations LLC Exhaust gas recirculation control systems and methods
CN103277200B (zh) * 2013-06-28 2015-07-22 贵阳学院 一种乙醇-柴油双直喷发动机的燃烧方法
US9631567B2 (en) 2013-08-15 2017-04-25 GM Global Technology Operations LLC Sensor based measurement and purge control of fuel vapors in internal combustion engines
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
JP6123633B2 (ja) * 2013-10-29 2017-05-10 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
JP6217398B2 (ja) * 2014-01-09 2017-10-25 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置
JP6238807B2 (ja) * 2014-03-25 2017-11-29 日立オートモティブシステムズ株式会社 エンジン制御装置
CN106460734B (zh) * 2014-05-30 2018-12-28 日产自动车株式会社 内燃机以及内燃机的控制方法
US10465620B2 (en) 2014-11-24 2019-11-05 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for LP-EGR delivery in a variable displacement engine
JP6424747B2 (ja) * 2015-06-11 2018-11-21 株式会社デンソー ディーゼル機関の制御装置
JP6108295B1 (ja) * 2015-10-30 2017-04-05 マツダ株式会社 エンジンの制御装置
WO2017123210A1 (en) * 2016-01-12 2017-07-20 Quantlogic Corporation Multi-fuel combustion methods, devices and engines using the same
JP6315005B2 (ja) * 2016-02-15 2018-04-25 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP6866754B2 (ja) 2016-05-17 2021-04-28 トヨタ自動車株式会社 圧縮着火式内燃機関の制御装置
JP6597570B2 (ja) 2016-11-25 2019-10-30 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP7129755B2 (ja) * 2016-11-30 2022-09-02 三菱重工業株式会社 舶用ディーゼルエンジン
JP6938141B2 (ja) * 2016-11-30 2021-09-22 三菱重工業株式会社 舶用ディーゼルエンジン
JP6842284B2 (ja) * 2016-11-30 2021-03-17 三菱重工業株式会社 舶用ディーゼルエンジン
JP6508186B2 (ja) 2016-12-22 2019-05-08 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP6787140B2 (ja) 2017-01-12 2020-11-18 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP2018193915A (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
WO2019001730A1 (en) * 2017-06-30 2019-01-03 Volvo Truck Corporation VEHICLE SYSTEM AND METHOD FOR AUDIT VEHICLE SYSTEM
JP6432668B1 (ja) * 2017-12-12 2018-12-05 マツダ株式会社 過給機付エンジン
JP6975890B2 (ja) * 2018-04-09 2021-12-01 株式会社豊田自動織機 内燃機関の制御装置
WO2020007456A1 (en) * 2018-07-04 2020-01-09 Wärtsilä Finland Oy Method of increasing load in a four stoke internal combustion engine
US11225921B2 (en) * 2020-05-29 2022-01-18 Woodward, Inc. Engine exhaust treatment through temperature management
DE102022129430A1 (de) 2022-11-08 2024-05-08 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine eines Kraftfahrzeugs, insbesondere eines Kraftwagens, sowie Kraftfahrzeug

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5943866A (en) * 1994-10-03 1999-08-31 General Electric Company Dynamically uncoupled low NOx combustor having multiple premixers with axial staging
US6230683B1 (en) * 1997-08-22 2001-05-15 Cummins Engine Company, Inc. Premixed charge compression ignition engine with optimal combustion control
US7237532B2 (en) * 2003-12-11 2007-07-03 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Methods of operation for controlled temperature combustion engines using gasoline-like fuel, particularly multicylinder homogenous charge compression ignition (HCCI) engines
JP2008190432A (ja) * 2007-02-05 2008-08-21 Toyota Motor Corp 予混合圧縮着火内燃機関
JP2010065592A (ja) * 2008-09-10 2010-03-25 Isuzu Motors Ltd エンジンシステム

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3680491B2 (ja) * 1997-06-02 2005-08-10 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US5875743A (en) * 1997-07-28 1999-03-02 Southwest Research Institute Apparatus and method for reducing emissions in a dual combustion mode diesel engine
JP3633343B2 (ja) * 1999-02-23 2005-03-30 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの制御装置
JP4506001B2 (ja) * 2001-02-14 2010-07-21 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃料噴射装置
JP2003035145A (ja) * 2001-07-23 2003-02-07 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 圧縮着火式内燃機関
JP4251123B2 (ja) * 2003-11-04 2009-04-08 株式会社デンソー 内燃機関
US6988365B2 (en) * 2003-11-19 2006-01-24 Southwest Research Institute Dual loop exhaust gas recirculation system for diesel engines and method of operation
JP4039382B2 (ja) * 2004-03-31 2008-01-30 いすゞ自動車株式会社 ディーゼルエンジン
JP2006029203A (ja) * 2004-07-15 2006-02-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd パイロット燃料装置を備えたディーゼル機関及びその運転方法
JP4677935B2 (ja) * 2006-03-14 2011-04-27 日産自動車株式会社 ＮＯｘ排出低減装置
US7461627B2 (en) * 2006-04-27 2008-12-09 International Engine Intellectual Property Company, Llc Hybrid combustion in a diesel engine
DE602008000206D1 (de) 2007-06-27 2009-11-26 Honda Motor Co Ltd Steuersystem für einen Verbrennungsmotor
JP4833924B2 (ja) * 2007-06-28 2011-12-07 本田技研工業株式会社 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
JP5338268B2 (ja) * 2008-11-18 2013-11-13 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃焼室構造

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5943866A (en) * 1994-10-03 1999-08-31 General Electric Company Dynamically uncoupled low NOx combustor having multiple premixers with axial staging
US6230683B1 (en) * 1997-08-22 2001-05-15 Cummins Engine Company, Inc. Premixed charge compression ignition engine with optimal combustion control
US7237532B2 (en) * 2003-12-11 2007-07-03 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Methods of operation for controlled temperature combustion engines using gasoline-like fuel, particularly multicylinder homogenous charge compression ignition (HCCI) engines
JP2008190432A (ja) * 2007-02-05 2008-08-21 Toyota Motor Corp 予混合圧縮着火内燃機関
JP2010065592A (ja) * 2008-09-10 2010-03-25 Isuzu Motors Ltd エンジンシステム

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