DE102011109336A1

DE102011109336A1 - Dieselmotor und Verfahren zum Steuern desselben

Info

Publication number: DE102011109336A1
Application number: DE102011109336A
Authority: DE
Inventors: Sangkyo Kim; Daisuke Shimo; Kyotaro Nishimoto; Yoshie Kakuda
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2010-08-20
Filing date: 2011-08-03
Publication date: 2012-02-23
Anticipated expiration: 2031-08-04
Also published as: CN102374059B; JP5482716B2; CN102374059A; US8770174B2; US20120046854A1; DE102011109336B4; JP2012062880A

Abstract

Diese Offenbarung stellt ein Verfahren zum Steuern eines Dieselmotors bereit. Das Verfahren umfasst das Einstellen eines EGR-Verhältnis gemäß einer Motorlast, so dass eine O2-Konzentration eines Zylinders graduell auf eine vorbestimmte Last mit einer Zunahme der Last des Motors abnimmt, während die O2-Konzentration graduell über die vorbestimmte Last ansteigt, Betreiben des Motors in einem Vormischverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs beendet wird, und zwar in einem Betriebsbereich einer geringen Last, welche die vorbestimmte Last einschließt, wo die O2-Konzentration innerhalb des Zylinders am geringsten ist, und danach entzündet sich der Kraftstoff und verbrennt, und Betreiben in einem Diffusionsverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung parallel zu der Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs ausgeführt wird, und zwar in einem Betriebsbereich, wo die Last höher ist als diejenige des Betriebsbereichs in dem Vormischverbrennungsmodus und die O2-Konzentration innerhalb des Zylinders relativ hoch ist.

Description

Hintergrund
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Dieselmotor und ein Verfahren zum Steuern bzw. Regeln desselben.
Dieselmotoren, die in einem Fahrzeug montiert sind, können während eines Motorzykluses bzw. -takts zwei Mal oder mehrere Male Kraftstoff in Zylinder einspritzen, um NOx und Ruß im Abgas zu verringern, Geräusche und Vibrationen bzw. Schwingungen zu verringern, einen Kraftstoffverbrauch und Drehmoment zu verbessern bzw. zu verringern. Die JP 2009-293383A offenbart beispielsweise einen Dieselmotor mit einem Turbolader, bei dem Kraftstoffeinspritzungen an fünf Zeitpunkten stattfinden. Die fünf Einspritzungen sind eine Haupteinspritzung zur Drehmomenterzeugung und eine Piloteinspritzung, die vor der Haupteinspritzung durchgeführt wird, um Zylinder vorzuwärmen bzw. vorzuglühen, eine Voreinspritzung, zum Unterbinden einer Zündverzögerung von Kraftstoff auf Grund der Haupteinspritzung, zwischen der Piloteinspritzung und der Haupteinspritzung, eine Nacheinspritzung zum Erhöhen einer Abgastemperatur nach der Haupteinspritzung, und eine Späteinspritzung zum direkten Einbringen von Kraftstoff in ein Abgassystem nach der Nacheinspritzung und zum Erhöhen einer Katalysatortemperatur.
Bei dem ersten Kraftstoffeinspritzmodus, der in der JP2009-293383A offenbart ist, betrifft die Haupteinspritzung, die nahe eines oberen Totpunkts eines Verdichtungshubs eingespritzt wird, eine Diffusionsverbrennung, bei der eine Einspritzung von Kraftstoff sowie eine Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs parallel ausgeführt werden. Im Gegensatz zu solch einer Diffusionsverbrennung ist ein Verbrennungsmodus der Kompressions- bzw. Selbstzündung nach vorgemischer Aufladung (PCI) (im Folgenden einfach als ”Vormischverbrennung” bezeichnet) bekannt, bei dem nach dem vollständigen Vermischen des eingespritzten Kraftstoffs und der Luft das Gasgemisch entzündet und nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs verbrannt wird. Solch ein Vormischverbrennungsmodus unterbindet die Erzeugung von Ruß und NOx und wird als ein Verbrennungsmodus eingesetzt, der sich durch eine NVH(Noise Vibration Harshness; Geräusch Vibration Rauheit)-Leistung oder NVH-Eigenschaft mit einem Verlangsamungseffekt der Verbrennung auszeichnet. Beispielsweise wird er in einem Betriebsbereich von vergleichsweise niedriger Last ausgeführt, in dem eine lange Verzögerungszeit (Zündverzögerung) vom Einspritzen des Kraftstoffs bis zur Entzündung des Kraftstoffs in dem Zylinder sichergestellt werden kann.
Wenn jedoch die Motorlast zunimmt und eine Kraftstoffeinspritzmenge erhöht wird, wird die Zündverzögerung nach und nach bzw. graduell kürzer. Besonders bei einem Motor mit einem Turbolader nimmt ein Aufladevolumen mit dem Anstieg der Last zu, und eine Temperatur und ein Druck am Ende des Verdichtungshubs steigen an, wodurch die Zündverzögerung noch weiter verkürzt wird. Im Ergebnis kann keine ausreichend lange Zündverzögerung sichergestellt werden und die Vormischverbrennung wird nicht ein- bzw. hergestellt. Das heißt der Betriebsbereich, wo der Vormischverbrennungsmodus, der vorteilhaft für eine Emissionsleistung und eine NVH-Leistung ist, durchgeführt werden kann, ist auf einen Teil des Bereichs auf einer Niederlastseite bzw. in einem Niederlastbereich begrenzt und ist somit unvorteilhaft, da der Betriebsbereich vergleichsweise eng ist.
Zusammenfassung
Die vorliegende Erfindung wurde angesichts der obigen Situationen entwickelt und stellt eine Steuer- bzw. Regeleinrichtung eines Dieselmotors bereit, bei dem ein Betriebsbereich, wo ein Vormischverbrennungsmodus ausgeführt werden kann, auf eine Hochlastseite bzw. einen Hochlastbereich ausgeweitet werden kann.
Gemäß Überlegungen der Erfinder, wenn auch Details später beschrieben werden, haben diese, wie es in 7 dargestellt ist, herausgefunden, dass in einem vorbestimmten Betriebszustand des Motors, wenn eine Isochronlinie zum Verbinden von Temperatur-und-Druck-Beziehungen gezogen wird, wo eine Zündverzögerung von Kraftstoff auf einer Temperatur-Druck-Ebene konstant wird, die eine Temperatur und einen Druck innerhalb eines Zylinders (Zylinderinnentemperatur und -druck) als Parameter aufweist, die Isochronlinie eine Kurvencharakteristik einer umgekehrten S-Form aufweist.
In einem Konturdiagramm, wie es in 7 gezeigt ist, wird die Zündverzögerung kürzer, wenn sie nach rechts und oben geht, und wird andererseits länger, wenn sie nach links und unten geht. Wenn die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck beispielsweise in einem Bereich auf der rechten Seite und über der Isochronlinie ist, die durch eine durchgezogene Linie gezeigt ist, wird daher die Zündverzögerung kürzer als die Zündverzögerung auf der Isochronlinie. Wenn jedoch die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck beispielsweise in einem Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie ist, die durch eine durchgezogene Linie gezeigt ist, wir die Zündverzögerung länger als die Zündverzögerung auf der Isochronlinie.
Dabei wird angenommen, dass die Zündverzögerung τ entsprechend der Isochronlinie und eine Kraftstoffeinspritzperiode bzw. -dauer (eine Pulsbreite P/W) gleich sind (τ = P/W). Bei dieser Annahme, und zwar wenn die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck in dem Bereich auf der rechten Seite und über der Isochronlinie ist, die durch eine durchgezogene Linie gezeigt ist, da die Zündverzögerung kürzer ist als die Kraftstoffeinspritzperiode, entzündet sich und verbrennt der Kraftstoff in der Mitte der Kraftstoffeinspritzung in den Zylinder. Das heißt es bzw. sie wird in einem Verbrennungsmodus sein, wo hauptsächlich eine Diffusionsverbrennung bewirkt wird. Wenn jedoch die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck in dem Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie ist, die durch eine durchgezogene Linie gezeigt ist, da die Zündverzögerung länger ist als die Kraftstoffeinspritzperiode, entzündet sich und verbrennt der Kraftstoff nachdem der Kraftstoff in den Zylinder eingespritzt wird. Das heißt es bzw. sie wird in einem Verbrennungsmodus sein, wo hauptsächlich eine Vormischverbrennung bewirkt wird.
Der Betriebsbereich, wo die Vormischverbrennung ausgeführt wird und der vergleichsweise eng bei dem Dieselmotor ist, entspricht beispielsweise demjenigen, der durch eine Strichpunktlinie in 7 gezeigt ist, wobei der Bereich auf der linken Seite von und unterhalb der Isochronlinie entsprechend der Zündverzögerung τ, wo die Vormischverbrennung ein- bzw. hergestellt werden kann, eng ist. Somit haben sich die Erfinder unter verschiedenen die Zündverzögerung betreffenden Parametern auf eine O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (O₂-Zylinderinnenkonzentration) konzentriert, und zwar hinsichtlich des Ausweitens des Bereichs auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie durch Bewegen der Isochronlinie nach rechts und oben, um den Betriebsbereich auszuweiten, wo die Vormischverbrennung ausgeführt werden kann. Das heißt, wie es durch die durchgezogene Linie in 7 gezeigt ist, wird, indem man sich zu Nutze macht, dass die Änderung der O₂-Zylinderinnenkonzentration die Position der Isochronlinie verschiebt, die Isochronlinie durch Verringern der O₂-Zylinderinnenkonzentration nach rechts und oben bewegt.
Gemäß einem Aspekt der vorliegenden Erfindung ist ein Dieselmotor mit Direkteinspritzung bereitgestellt, der ein Abgasrückführsystem zum Rückführen zumindest eines Teils des Abgases in einen Brennraum (Zylinder) des Motors aufweist, wobei der Motor in zumindest zwei unterschiedlichen Verbrennungsmodi, einem Vormischverbrennungsmodus und einem Diffusionsverbrennungsmodus, betrieben wird oder betreibbar ist. Der Vormischverbrennungsmodus, in dem Luft und Kraftstoff vorgemischt werden, wird in einem Niederlastbereich ausgewählt, und der Diffusionsverbrennungsmodus, in dem eingespritzter Kraftstoff innerhalb des Zylinders mit Luft verteilt bzw. vermischt wird, wird in einem hohen Lastbereich oder Hochlastbereich des Motors ausgewählt. Eine O₂-Konzentration innerhalb des Brennraums (Zylinder) kann von dem EGR-System eingestellt werden oder ist durch dieses einstellbar, indem eine Abgasmenge, die in einen Einlassdurchgang bzw. -kanal des Motors rückgeführt wird, eingestellt wird. Bei diesem Dieselmotor mit Direkteinspritzung wird eine O₂-Konzentration in dem Vormischverbrennungsmodus mit zunehmender Last verringert, während in dem Diffusionsverbrennungsmodus die O₂-Konzentration mit zunehmender Last erhöht wird.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung ist ein Dieselmotor mit einer Steuer- bzw. Regelvorrichtung bereitgestellt. Dieser Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung kann eine Motoreinheit mit einem geometrischen Verdichtungsverhältnis umfassen, das auf 15:1 oder weniger festgelegt ist. Die Motoreinheit kann konfiguriert sein, eine Kompressions- bzw. Verdichtungsselbstzündung von in einen Zylinder zugeführtem Kraftstoff zu bewirken, und kann ein Kraftstoffeinspritzventil enthalten, das so angeordnet ist, dass es der Innenseite des Zylinders zugewandt ist, und das den Kraftstoff direkt in den Zylinder einspritzt. Der Dieselmotor mit einer Steuer- bzw. Regelvorrichtung kann ferner ein Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul, das einen Einspritzmodus des Kraftstoffs in den Zylinder durch das Kraftstoffeinspritzventil steuert bzw. regelt, und ein EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem enthalten, das eine O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders einstellt, indem es ein EGR-Verhältnis einstellt, das mit einer Einstellung eines in den Zylinder eingebrachten EGR-Gasvolumens assoziiert bzw. verknüpft ist.
Das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem stellt das EGR-Verhältnis gemäß der Last der Motoreinheit ein, so dass die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders nach und nach bzw. graduell auf eine vorbestimmte Last mit einer Zunahme der Last der Motoreinheit abnimmt, während die O₂-Konzentration nach und nach bzw. graduell über die vorbestimmte Last ansteigt. Das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul stellt auf einen Vormischverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs beendet wird, in einem Betriebsbereich einer Niederlast, die bzw. der die vorbestimmte Last enthält bzw. einschließt, wo die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders am geringsten ist, und danach entzündet sich der Kraftstoff und verbrennt, während bzw. wohingegen das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul auf einen Diffusionsverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung parallel zu der Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs ausgeführt wird, in einem Betriebsbereich, wo die Last höher ist als diejenige des Betriebsbereichs in dem Vormischverbrennungsmodus und die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders relativ hoch ist.
Dabei kann das geometrische Verdichtungsverhältnis der Motoreinheit auf näherungsweise 12:1 bis 15:1 festgelegt werden. Ferner ist das EGR-Verhältnis (%) gleich der Masse von EGR-Gas (g)/(Masse von frischer Luft (g) + Masse von EGR-Gas (g)) und kann wie folgt berechnet werden: EGR-Verhältnis (%) = (CO₂-Konzentration in einem Einlasskanal (%) – CO₂-Konzentration der Atmosphäre (%))/(CO₂-Konzentration in Abgas (%) – CO₂-Konzentration der Atmosphäre (%)).
Bei einer herkömmlichen Motorsteuerung bzw. -regelung verringert ein EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem nach und nach bzw. graduell das EGR-Verhältnis (verringert es beispielsweise linear mit einer Zunahme der Motorlast), um eine Frischluftrate gemäß der Zunahme der Motorlast zu erhöhen. Bei der obigen Konfiguration der Erfindung behält das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem jedoch ein gegenüber der Zunahme der Last der Motoreinheit vergleichsweise hohes EGR-Verhältnis bei, so dass die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders graduell auf die vorbestimmte Last abnimmt. Andererseits verringert das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem oberhalb der vorbestimmte Last das EGR-Verhältnis gegenüber der Zunahme der Last der Motoreinheit, so dass die O₂-Konzentration graduell ansteigt.
Somit macht das Beibehalten des hohen EGR-Verhältnisses auch für vergleichsweise hohe Lasten die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders gering vergleichen mit der herkömmlichen Motorsteuerung bzw. -regelung, besonders in Niederlast- bis Mittellastbereichen, wenn der Motorlastbereich in drei Bereiche, Hoch-, Nieder- und Mittelbereich unterteilt ist. Das bewegt die Isochronlinie nach rechts und oben, um den Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie in dem Konturdiagramm zu erweitern, wie es oben beschrieben ist. Das heißt das EGR-Gas enthält CO₂ und H₂O mit relativ hohem Molekulargewicht (hoher spezifischer Wärme) und das Ersetzen eines Teils des Gases, das in den Zylinder als das EGR-Gas eingebracht wird, erhöht eine Wärmekapazität des Gases innerhalb des Zylinders und unterbindet einen Temperaturanstieg. Dies wird als einer der Faktoren angesehen, die die Zündverzögerung des Kraftstoffs länger machen, also mit anderen Worten die Isochronlinie verschieben.
Als ein Ergebnis des Bewegens der Isochronlinie nach rechts und oben und des Ausweitens des Bereichs auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie wird das Intervall zwischen der Temperatur- und/oder Druck-Beziehung innerhalb des Zylinders und der Isochronlinie getrennt, selbst wenn die Temperatur- und/oder Druck-Beziehung innerhalb des Zylinders mit dem Anstieg der Last der Motoreinheit zunimmt bzw. zunehmen. Daher kann der Vormischverbrennungsmodus auf stabile Weise ausgeführt werden. Dies ist äquivalent zu dem Ausweiten des Bereichs, wo sich der Vormischverbrennungsmodus durch Emissionsleistung auszeichnet, auf einen Hochlastbereich.
In einem Hochlastbereich bzw. Bereich höherer Last als dem Bereich, wo der Vormischverbrennungsmodus ausgeführt wird, ist die Motoreinheit jedoch auf den Diffusionsverbrennungsmodus festgelegt bzw. eingestellt, da es schwierig ist, die lange Zündverzögerung sicherzustellen, um auf stabile Weise ein hohes Drehmoment zu erhalten. Daher wird es für die Verbesserung der Kraftstoffverbrauchleistung vorteilhaft.
Bei einer Ausführungsform kann das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders verändern, indem es das EGR-Verhältnis durch eine Steuerung bzw. Regelung einer gekühlten EGR-Vorrichtung zum Rückführen eines Niedertemperatur-EGR-Gases an einen Einlassdurchgang bzw. -kanal der Motoreinheit einstellt.
Wie oben beschrieben wird das EGR-Verhältnis erhöht und die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders verringert. Dadurch wird es möglich, die Isochronlinie in dem Konturdiagramm nach rechts und oben zu verschieben. Wenn jedoch ein warmes EGR-Gas in das Einlasssystem rückgeführt wird, wie es beispielsweise durch einen weißen Kreis in dem Konturdiagramm von 7 gezeigt ist, wird die Temperatur innerhalb des Zylinders hoch. Selbst wenn die Isochronlinie verschoben wird, wird somit das Intervall zwischen der Temperatur-Druck-Beziehung innerhalb des Zylinders und der Isochronlinie kurz sein. Dies behindert die stabile Vormischverbrennung. Wenn die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders verringert wird, um die Isochronlinie nach rechts und oben zu verschieben, ist es daher wünschenswert, das EGR-Verhältnis durch die gekühlte EGR-Vorrichtung zum Rückführen des Niedertemperatur-EGR-Gases in das Einlasssystem einzustellen. Dabei kann die gekühlte EGR-Vorrichtung eine Konfiguration aufweisen, wo ein EGR-Kühler beispielsweise in dem Abgasrückführdurchgang bzw. -kanal angeordnet bzw. zwischengeschaltet ist.
Bei einer Ausführungsform kann das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem ein Hochdruck-EGR-System, das von einem Auslassdurchgang bzw. -kanal der Motoreinheit an einer Stelle stromaufwärts bzw. vorgelagert zu einer Turbine eines Turboladers abzweigt und das EGR-Gas in den Einlasskanal der Motoreinheit rückführt, und ein Niederdruck-EGR-System enthalten, das an einer Stelle stromabwärts bzw. nachgelagert zu der Turbine abzweigt und das EGR-Gas in den Einlasskanal der Motoreinheit rückführt. Das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem kann die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders verändern, indem es das EGR-Verhältnis durch eine Steuerung bzw. Regelung des Niederdruck-EGR-Systems einstellt.
Da das Niederdruck-EGR-System das EGR-Gas abzweigend an einer Stelle stromabwärts der Turbine in dem Auslasskanal an das Einlasssystem rückführt, ist es möglich, das EGR-Gas mit einer relativ geringen Temperatur zurück in das Einlasssystem zu führen, und zwar verglichen mit dem Hochdruck-EGR-System, welches das EGR-Gas abzweigend an einer Stelle stromaufwärts der Turbine an das Einlasssystem rückführt. Daher ist es wie oben beschrieben zum Stabilisieren der Vormischverbrennung vorteilhaft.
Ferner ist bei einem Dieselmotor mit Turbolader der Zwischen- bzw. Ladeluftkühler zum Kühlen von verdichteter Luft im Allgemeinen in dem Einlasskanal vorgesehen. Das Niederdruck-EGR-System führt das EGR-Gas jedoch an einer Stelle stromaufwärts des Ladeluftkühlers bzw. diesem vorgelagert an den Einlasskanal rück. Aus diesem Grund kühlt der Ladeluftkühler auch das EGR-Gas. Dies unterbindet ferner den Temperaturanstieg innerhalb des Zylinders und verlängert die Zündverzögerung. Daher wird es zum Erzielen der stabilen Vormischverbrennung vorteilhafter.
Bei einer Ausführungsform kann das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul in dem Diffusionsverbrennungsmodus eine Haupteinspritzung zum Einspritzen des Kraftstoffs, um eine Hauptverbrennung durchzuführen, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und zwei oder mehr Voreinspritzungen (Vorstufeneinspritzungen) ausführen, um Kraftstoff zu einem Zeitpunkt vor der Haupteinspritzung einzuspritzen, um eine Vorverbrennung (Vorstufenverbrennung) vor der Hauptverbrennung durchzuführen. Das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul kann einen Einspritzmodus der Voreinspritzung und einen Einspritzmodus der Haupteinspritzung steuern bzw. regeln, so dass eine durch die Hauptverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate anfängt, sich zu erhöhen, nachdem eine durch die Vorverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate eine Spitze erreicht und die Wärmefreisetzrate dann zu sinken beginnt.
Das heißt das geometrische Verdichtungsverhältnis der Motoreinheit ist auf ein vergleichsweise geringes Verdichtungsverhältnis von näherungsweise 15:1 oder weniger festgelegt und die Zündverzögerung ist auch in dem Diffusionsverbrennungsmodus vergleichsweise lang, wo die Motorlast relativ hoch ist, was aus einer Verringerung der Temperatur und des Drucks am Ende des Verdichtungshubs resultiert. Die lange Zündverzögerung macht eine Steigung der Wärmefreisetzrate (= dQ/dθ; wobei Q eine Wärmemenge und θ ein Kurbelwinkel ist) der Hauptverbrennung steil. Das heißt ein Verbrennungsgeräusch wird stärker und die NVH-Leistung wird verringert.
Daher werden in dem Diffusionsverbrennungsmodus zwei oder mehr Voreinspritzungen (Vorstufeneinspritzungen) zu einem Zeitpunkt vor der Haupteinspritzung ausgeführt. Die Vorverbrennung wird durch die Ausführung der Voreinspritzung bewirkt und die Temperatur und der Druck innerhalb des Zylinders (mit anderen Worten innerhalb eines Brennraums) nehmen zu. Die Zündverzögerung hängt hauptsächlich von der Temperatur und dem Druck innerhalb des Zylinders ab und die Zündverzögerung wird in dem Maße kürzer wie die Temperatur ansteigt und der Druck zunimmt. Das heißt die nachfolgende Zündverzögerung der Hauptverbrennung wird kürzer, indem die Temperatur und der Druck innerhalb des Zylinders durch die Voreinspritzung erhöht werden. Infolgedessen wird der Wert der Wärmefreisetzrate auch unterdrückt bzw. niedergehalten, da die Steigung der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung nicht steil, sondern graduell bzw. flach wird. Dadurch wird es für die Verbesserung der NVH-Leistung vorteilhaft.
Bei der obigen Konfiguration sind insbesondere der Einspritzmodus der Vorseinspritzung und der Einspritzmodus der Haupteinspritzung so festgelegt, dass der Anstieg der durch die Hauptverbrennung bedingten Wärmefreisetzrate beginnt, nachdem die durch die Vorverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate eine Spitze erreicht und die Wärmefreisetzrate zu sinken beginnt. Das bedeutet, dass in dem Graphen, der die Änderung der Wärmefreisetzrate bezüglich der Änderung des Kurbelwinkels zeigt, ein lokaler Minimum- bzw. Mindestwert zwischen einer durch die Vorverbrennung bedingten, relativ niedrigen Spitze und einer durch die Hauptverbrennung bedingten, relativ hohen Spitze auftritt. Das heißt, da sich die Spitze der durch die Vorverbrennung bedingten Wärmefreisetzrate vor Beginn des Anstiegs der durch die Hauptverbrennung bedingten Wärmefreisetzrate verschiebt, erhöht die durch die Vorverbrennung erhaltene Energie die Temperatur und den Druck innerhalb des Zylinders zu Beginn der Hauptverbrennung bis zu einem Zustand, wo es bzw. sie ausreichend ist, die Zündverzögerung zu verkürzen. Dies macht die Zündverzögerung kürzer und minimiert die Einspritzmenge der Voreinspritzung, und dadurch wird es vorteilhaft für die Verbesserung bzw. Verringerung des Kraftstoffverbrauchs.
Dabei existiert die Zündverzögerung nicht nur bei der Hauptverbrennung, sondern auch bei der Vorverbrennung. Die lange Zündverzögerung der Vorverbrennung verschlechtert die Steuer- bzw. Regelbarkeit der Vorverbrennung. Da die Voreinspritzung in einer Situation ausgeführt wird, wo die Temperatur und der Druck innerhalb des Zylinders während des Verdichtungshubs nicht so hoch sind, ist insbesondere die Vorverbrennung hinsichtlich der Zündverzögerung unvorteilhafter als die Hauptverbrennung.
Bei der obigen Konfiguration wird die Zündverzögerung der Vorverbrennung verkürzt, indem die Voreinspritzungen zwei oder mehrere Male ausgeführt werden. Das heißt die Zündverzögerung hängt nicht nur Von der Temperatur und dem Druck, sondern auch von einem Äquivalenzverhältnis ab, und die Zündverzögerung wird mit höherem Äquivalenzverhältnis kürzer. Dabei wird die Gesamteinspritzmenge bzw. -betrag der Voreinspritzung durch eine Wärmemenge bestimmt, die erforderlich ist, um eine wünschenswerte Atmosphäre für die Hauptverbrennung zu schaffen (das heißt wünschenswerte Temperatur und wünschenswerter Druck innerhalb des Zylinders). Wenn dem Zylinder die Gesamteinspritzmenge für die Voreinspritzung durch eine einzige Kraftstoffeinspritzung zugeführt wird, wird der Kraftstoff ohne Unterbrechung verteilt bzw. vermischt, was aus der länger werdenden Einspritzdauer resultiert, und es macht bzw. bringt die Innenseite des Zylinders in einen übermäßig mageren Zustand. Dadurch wird die Zündverzögerung der Vorverbrennung länger sein. Wenn jedoch die für die Voreinspritzung benötigte Gesamteinspritzmenge durch zwei oder mehrere Kraftstoffeinspritzungen zugeführt wird, nimmt die Einspritzmenge pro Einspritzung der Voreinspritzung ab. Daher verteilt bzw. vermischt sich der Kraftstoff nicht ohne Unterbrechung. Da die zwei oder mehr Kraftstoffeinspritzungen intermittierend ausgeführt werden, kollidiert später eingespritzter, zerstäubter Kraftstoff mit vorher eingespritztem, zerstäubten Kraftstoff, und ein Luft-Kraftstoff-Gemisch, wo ein Äquivalenzverhältnis lokal hoch ist, kann erzeugt werden. Das heißt die zwei oder mehr Voreinspritzungen erzeugen das Luft-Kraftstoff-Gemisch mit dem lokal hohen Äquivalenzverhältnis und verkürzen die Zündverzögerung der Vorverbrennung. Wenn die Zündverzögerung der Vorverbrennung kürzer wird, kann die Steuer- bzw. Regelbarkeit des veranlassten Zeitpunkts der Vorverbrennung verbessert werden. Das erhöht die Robustheit der Steuerung bzw. Regelung zum Verbessern der NVH-Leistung mit der Kombination der zwei oder mehr Voreinspritzungen und der Haupteinspritzung in dem Diffusionsverbrennungsmodus.
Bei einer Ausführungsform kann das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul in dem Diffusionsverbrennungsmodus die Haupteinspritzung zum Einspritzen des Kraftstoffs, um eine Hauptverbrennung durchzuführen, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und zwei oder mehr Voreinspritzungen (Vorstufeneinspritzungen) ausführen, um Kraftstoff zu Zeitpunkten vor der Haupteinspritzung einzuspritzen, um eine Vorverbrennung (Vorstufenverbrennung) vor der Hauptverbrennung durchzuführen. Das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul kann einen Einspritzmodus der Voreinspritzung und einen Einspritzmodus der Haupteinspritzung steuern bzw. regeln, so dass eine Zündverzögerung von einem Beginn der Haupteinspritzung bis zu einem Beginn der Hauptverbrennung näherungsweise 0,1 bis näherungsweise 0.3 msec wird, indem bzw. da die Vorverbrennung die Temperatur und den Druck innerhalb des Zylinders erhöht.
Bei dieser Konfiguration werden ähnlich der oben genannten die zwei oder mehr Voreinspritzungen (Vorstufeneinspritzungen) zu einem Zeitpunkt vor der Haupteinspritzung ausgeführt, wodurch die Vorverbrennung veranlasst wird. Im Ergebnis steigen die Temperatur und der Druck innerhalb des Zylinders an und die Zündverzögerung auf Grund der Hauptverbrennung wird kürzer. Insbesondere wird dabei der Einspritzmodus der Voreinspritzung so gesteuert bzw. geregelt, dass die Zündverzögerung näherungsweise 0,1 bis näherungsweise 0,3 msec wird. Wenn die Zündverzögerung der Hauptverbrennung länger als 0,3 msec wird, wird die Steigung der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung steil und die NVH-Leistung nimmt ab. Wenn jedoch die Zündverzögerung der Hauptverbrennung kürzer als 0,1 msec wird, nimmt die Robustheit der Steuerung bzw. Regelung ab, da die Zündverzögerung zu kurz wird.
In dem Diffusionsverbrennungsmodus kann die Spitze der Wärmefreisetzrate der Vorverbrennung vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs bewirkt werden und die Hauptverbrennung kann so festgelegt werden, dass sie an dem oder nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs beginnt. Hinsichtlich der Verbesserung bzw. Verringerung des Kraftstoffverbrauchs und der Verbesserung einer Anti-Fehlzündungseigenschaft ist es vorteilhaft, die Hauptverbrennung an einem oder nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs zu beginnen. Die oben beschriebene Verkürzung der Zündverzögerung durch die Vorverbrennung ist sehr effektiv beim akuraten Beginnen der Hauptverbrennung an einem oder nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs. Das heißt, wenn die Vorverbrennung zu einem Zeitpunkt veranlasst wird, wo die Spitze der Wärmefreisetzrate vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs auftritt, ist es durch Ausführen der Haupteinspritzung zu einem geeigneten Zeitpunkt an einem oder nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs möglich, die Hauptverbrennung nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs auf stabile Weise zu veranlassen.
Bei einer Ausführungsform kann die Voreinspritzung zu einem Zeitpunkt ausgeführt werden, wo der für jede Einspritzung eingespritzte Kraftstoff einen Hohlraum der Oberseite eines Kolbens erreicht, der in den Zylinder gepasst ist.
Gemäß der obigen Konfiguration kann unterbunden werden, dass sich der eingespritzte Kraftstoff aus dem Hohlraum heraus ausbreitet, und das Luft-Kraftstoff-Gemisch mit einem hohen Äquivalenzverhältnis innerhalb des Hohlraums kann erzeugt werden. Das ist vorteilhaft für das Bewirken der stärker stabilisierten Vorverbrennung. Der hierin verwendete Ausdruck ”Kraftstoff einen Hohlraum erreicht” umfasst sowohl einen Fall, wo der von dem Kraftstoffeinspritzventil eingespritzte, zerstäubte Kraftstoff direkt in den Hohlraum tritt, während sich der Kolben zu einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs hin bewegt, als auch einen Fall, bei dem der von dem Kraftstoffeinspritzventil eingespritzte, zerstäubte Kraftstoff, selbst wenn er auf einen Lippenabschnitt oder dergleichen des Hohlraums trifft und nach außen sickert, der ausgesickerte zerstäubte Kraftstoff dann in Verbindung mit dem sich an oder nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs bewegenden Kolbens in den Hohlraum eintritt. Das heißt eine Voreilgrenze der Voreinspritzung wird für einen Zeitbetrag ausgeweitet, der für die oben genannte Aktion erforderlich ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Steuern bzw. Regeln eines Dieselmotors bereitgestellt. Der Motor ist ein Dieselmotor mit Direkteinspritzung, der ein Abgasrückführsystem (EGR-System; EGR = exhaust gas recirculation) (50) zum Rückführen zumindest eines Teils des Abgases in einen Brennraum (14a) des Motors aufweist, wobei das Verfahren die Schritte umfasst: Betreiben des Motors in zumindest zwei unterschiedlichen Verbrennungsmodi, einem Vormischverbrennungsmodus und einem Diffusionsverbrennungsmodus, Auswählen des Vormischverbrennungsmodus in einem Niederlastbereich und Auswählen des Diffusionsverbrennungsmodus in einem Hochlastbereich des Motors, Einstellen einer O₂-Konzentration innerhalb des Brennraums durch Einstellen eines EGR-Verhältnisses, das von dem EGR-System bereitgestellt wird, und Verringern einer O₂-Konzentration mit zunehmender Last in dem Vormischverbrennungsmodus und Erhöhen der O₂-Konzentration mit zunehmender Last in dem Diffusionsverbrennungsmodus.
Der Motor weist vorzugsweise ein geometrisches Verdichtungsverhältnis auf, das auf näherungsweise 15:1 oder weniger festgelegt ist, und der Motor bewirkt eine Kompressions- bzw. Verdichtungsselbstzündung von in einen Zylinder zugeführtem Kraftstoff.
Das Verfahren umfasst das Einstellen eines EGR-Verhältnis gemäß einer Last des Dieselmotors, so dass eine O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders nach und nach bzw. graduell auf eine vorbestimmte Last mit einer Zunahme der Last des Dieselmotors abnimmt, während die O₂-Konzentration nach und nach bzw. graduell über die vorbestimmte Last ansteigt, Betreiben des Dieselmotors in einem Vormischverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs beendet wird, und zwar in einem Betriebsbereich einer Niederlast, die bzw. der die vorbestimmte Last enthält bzw. einschließt, wo die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders am geringsten ist, und danach entzündet sich der Kraftstoff und verbrennt, und Betreiben in einem Diffusionsverbrennungsmodus, wo die Kraftstoffeinspritzung parallel zu der Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs ausgeführt wird, und zwar in einem Betriebsbereich, wo die Last höher ist als diejenige des Betriebsbereichs in dem Vormischverbrennungsmodus und die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders relativ hoch ist.
Gemäß dem obigen Verfahren und der obigen Vorrichtung zum Steuern bzw. Regeln des Dieselmotors bewegt sich die Isochronlinie in dem Konturdiagramm auf der Temperatur-Druck-Ebene wie oben beschrieben durch Verringern der O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders und der Bereich, wo die Vormischverbrennung ausgeführt werden kann, wird ausgeweitet. Mit diesem Wissen wird das EGR-Verhältnis gemäß der Last der Motoreinheit eingestellt, so dass die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders graduell bis zu der vorbestimmten Last abnimmt und die O₂-Konzentration graduell über bzw. oberhalb der vorbestimmten Last zunimmt. Das kann vorteilhaft für das Ausweiten des Betriebsbereichs sein, wo die Vormischverbrennung ausgeführt werden kann, um die Emissionsleistung zu verbessern.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
1 ist ein schematisches Diagram, das eine Konfiguration eines Dieselmotors zeigt.
2 ist ein Blockdiagramm gemäß einer Steuerung bzw. Regelung des Dieselmotors.
3A ist eine graphische Darstellung, die ein Beispiel eines Kraftstoffeinspritzmodus in einem Vormischverbrennungsmodus und ein Beispiel einer Historie bzw. eines Verlaufs einer Wärmefreisetzrate zeigt, die mit dem Einspritzmodus assoziiert bzw. verknüpft ist, und 3B ist eine graphische Darstellung, die ein Beispiel des Kraftstoffeinspritzmodus in einem Diffusionsverbrennungsmodus und ein Beispiel der Historie bzw. des Verlaufs der Wärmefreisetzrate zeigt, die mit dem Einspritzmodus assoziiert bzw. verknüpft ist.
4A ist eine graphische Darstellung, die ein Beispiel einer Beziehung einer Zündverzögerung bezüglich einer lokalen Temperatur zeigt, wenn ein lokales Äquivalenzverhältnis verändert wird, und 4B ist eine graphische Darstellung, die ein Beispiel der Beziehung der Zündverzögerung bezüglich der lokalen Temperatur zeigt, wenn ein Zylinderinnendruck verändert wird.
5 zeigt ein Beispiel eines Konturdiagramms, das die Zündverzögerung auf einer Temperatur-Druck-Ebene zeigt, wo eine Zylinderinnentemperatur und ein Zylinderinnendruck als Parameter verwendet werden, und ist ein Graph, der eine Änderung einer Isochronlinie bei Änderung eines EGR-Verhältnisses zeigt.
6 zeigt in Teil (a) ein Beispiel eines Steuerungs- bzw. Regelungskennfelds des EGR-Verhältnisses bezüglich einer Motorlast, in Teil (b) ein Beispiel eines Veränderungskennfelds einer O₂-Zylinderinnenkonzentration bezüglich der Motorlast.
7 ist ein Diagramm, das an dem Konturdiagramm eine spezifische Steuerung bzw. Regelung zeigt, die durch eine Steuer- bzw. Regelvorrichtung des Dieselmotors ausgeführt wird.
8 ist ein Konturdiagramm gemäß der Zündverzögerung, das ein Beispiel einer Zustandsveränderung innerhalb des Zylinders in dem Diffusionsverbrennungsmodus zeigt.
9A bis 9C zeigen Häufigkeitsverteilungen eines lokalen Äquivalenzverhältnisses innerhalb des Zylinders, wenn der Einspritzmodus unterschiedlich ist, wobei 9A einen Einspritzmodus mit 8 Einspritzlöchern und einer Einspritzung zeigt, 9B einen Einspritzmodus mit 8 Einspritzlöchern und 3 Einspritzungen zeigt und 9C einen Einspritzmodus mit 12 Einspritzlöchern und 3 Einspritzungen zeigt.
Beschreibung der Ausführungsform
Im Folgenden wird ein Dieselmotor gemäß einer Ausführungsform mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben. Es ist zu beachten, dass die folgende Beschreibung einer wünschenswerten Ausführungsform der Erläuterung dient und nicht einschränkend ist.
1 und 2 sind schematische Diagramme, die eine Konfiguration eines Motors (Motoreinheit) 1 gemäß dieser Ausführungsform der Erfindung zeigen. Dieser Motor 1 ist ein Dieselmotor, dem Kraftstoff zugeführt wird, der hauptsächlich Dieselöl enthält, und der in einem Fahrzeug montiert werden kann. Der Motor 1 enthält einen Zylinderblock 11, der mit einem, zwei oder mehreren Zylindern 11a versehen ist (nur einer ist in 1 dargestellt), einen Zylinderkopf 12, der an bzw. auf der Oberseite des Zylinderblocks 11 angeordnet ist, und eine Ölwanne 13, die unter dem Zylinderblock 11 angeordnet ist, um Schmieröl oder Motoröl zu lagern. In jeden Zylinder 11a des Motors 1 ist ein Kolben 14 reziprok eingepasst, und ein Hohlraum, der einen Wiedereintrittsbrennraum 14a definiert, ist an der oberen Fläche des Kolbens 14 gebildet. Die Kolben 14 sind über jeweilige Verbindungsstangen 14b mit einer Kurbelwelle 15 gekoppelt.
Eine Einlassöffnung bzw. -port 16 und eine Auslassöffnung bzw. -port 17 sind für jeden Zylinder 11a in dem Zylinderkopf 12 gebildet, und zumindest ein Einlassventil 21 und zumindest ein Auslassventil 22, die Öffnungen der Einlassöffnung 16 und der Auslassöffnung 17 auf der Seite des Brennraums 14a öffnen und schließen, sind ebenfalls vorgesehen.
Bei Ventilbetätigungs- bzw. -betriebssystemen zum jeweiligen Antreiben bzw. Treiben der Einlass- und Auslassventile 21 und 22 ist ein hydraulisch betriebener bzw. betätigter variabler Mechanismus (siehe 2 und im Folgenden als ”der VVM (Variable Valve Motion)” bezeichnet) zum Umschalten eines Betriebsmodus des Auslassventils 22 zwischen einem Normalmodus und einem Spezialmodus vorzugsweise auf der Auslassventilseite vorgesehen. Zwar wird eine Abbildung dieser detaillierten Konfiguration ausgelassen, aber der VVM 71 ist so konstruiert, dass er zwei Arten unterschiedlicher Nockenprofile bzw. -formen (einen ersten Nocken mit einer Nockenspitze und einen zweiten Nocken mit zwei Nockenspitzen) und einen Leerweg- bzw. Totgangmechanismus enthält, um selektiv einen Betriebszustand eines des ersten und zweiten Nockens auf die Auslassventile zu übertragen. Beim Übertragen des Betriebszustands des ersten Nockens auf das Auslassventil 22 wird das Auslassventil 22 in dem Normalmodus betrieben, wo das Auslassventil 22 während eines Auslasshubs nur ein Mal geöffnet wird. Beim Übertragen des Betriebszustands des zweiten Nockens auf das Auslassventil 22 wird das Auslassventil 22 jedoch in dem Spezialmodus betrieben, wo das Auslassventil 22 ein ”zweimaliges Öffnen zum Auslass” ausführt, bei dem das Ventil während des Einlasshubs geöffnet und das Ventil auch während des Auslasshubs geöffnet wird.
Das Umschalten zwischen dem Normalmodus und dem Spezialmodus des VVM 71 wird vorzugsweise hydraulisch ausgeführt, wobei Öl von einer Hydraulikpumpe (nicht dargestellt) zugeführt wird, die von dem Motor angetrieben wird, und der Spezialmodus wird bei einer Steuerung bzw. Regelung gemäß interner EGR verwendet. Es ist zu beachten, dass ein elektromagnetisch angetriebenes Ventilbetätigungs- bzw. -betriebssystem, welches das Auslassventil 22 durch einen elektromagnetischen Aktuator antreibt, um einen solchen Umschaltvorgang zwischen dem Normalmodus und dem Spezialmodus zu ermöglichen, ebenfalls verwendet werden kann. Was die Ausführung der internen EGR betrifft, so ist diese nicht auf das ”zweimalige Öffnen zum Auslass” beschränkt. Beispielsweise kann die Steuerung bzw. Regelung der internen EGR durch ein ”zweimaliges Öffnen zum Einlass” durchgeführt werden, wo die Einlassventile 21 zwei Mal geöffnet werden. Alternativ kann die Steuerung bzw. Regelung der internen EGR durchgeführt werden, indem verbranntes Gas zum Verweilen veranlasst wird, indem eine negative Überlappungsperiode bzw. -dauer vorbereitet bzw. vorgesehen wird, bei der sowohl die Einlassventile 21 als auch die Auslassventile 22 während eines Auslasshubs oder Einlasshubs geschlossen werden. Es ist zu beachten, dass Steuerung bzw. Regelung der internen EGR durch den VVM 71 während eines Kaltstarts des Motors 1 durchgeführt wird, wo hauptsächlich eine Zündfähigkeit bzw. Entzündbarkeit des Kraftstoffs niedrig ist.
In dem Zylinderkopf 12 sind Injektoren 18 zum Einspritzen des Kraftstoffs und Glühkerzen 19 zum Erwärmen von Einlassluft im Inneren der jeweiligen Zylinder 11a während des Kaltstarts des Motors 1 vorgesehen, um die Zündfähigkeit des Kraftstoffs zu verbessern. Jeder Injektor 18 ist so angeordnet, dass eine Kraftstoffeinspritzöffnung derselben jeweils einem Brennraum 14a von einer Deckenfläche bzw. -oberfläche des Brennraums 14a zugewandt ist. Der Injektor 18 liefert und spritzt den Kraftstoff direkt in den Brennraum 14a im Wesentlichen an einem oder nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs ein.
Ein Einlassdurchgang bzw. -kanal 30 ist mit einer Seitenfläche des Motors 1 verbunden, so dass er mit der Einlassöffnung 16 jedes Zylinders 11a kommuniziert bzw. in Verbindung ist. Andererseits ist ein Auslassdurchgang bzw. -kanal 40 zum Ausstoßen des verbrannten Gases (Abgases) aus dem Brennraum 14a jedes Zylinders 11a mit der anderen Seitenfläche des Motors 1 verbunden. Zwar wird es später detailliert beschrieben, aber ein großer Turbolader 61 und ein kleiner Turbolader 62 zum Aufladen der Einlassluft sind in dem Einlasskanal 30 und dem Auslasskanal 40 angeordnet.
Ein Luftreiniger bzw. -filter 31, der die Einlassluft filtert, ist in einem stromaufwärtigen bzw. vorgelagerten Endabschnitt des Einlasskanals 30 angeordnet. Andererseits ist ein Ausdehnungs- bzw. Ausgleichsbehälter 33 nahe des stromabwärtigen bzw. nachgelagerten Endes in dem Einlasskanal 30 angeordnet. Ein Abschnitt des Einlasskanals 30 stromabwärts des Ausdehnungsbehälters 33 ist zu einem unabhängigen Durchgang bzw. Kanal gebildet, der zu jedem Zylinder 11a abzweigt, und das stromabwärtige Ende jedes der unabhängigen Kanäle ist mit der Einlassöffnung 16 jedes Zylinders 11a verbunden.
Zwischen dem Luftfilter 31 und dem Ausdehnungsbehälter 33 in dem Einlasskanal 30 sind Kompressoren bzw. Verdichter 61a und 62a des großen bzw. kleinen Turboladers 61 bzw. 62, ein Zwischen- bzw. Ladeluftkühler 35 zum Kühlen von Luft, die von den Verdichtern 61a und 62a verdichtet wird, und ein Drosselventil 36 angeordnet, das eine Einlassluftmenge für den bzw. zu dem Brennraum 14a jedes Zylinders 11a einstellt. Das Drosselventil 36 ist im Wesentlichen bzw. grundsätzlich in einem vollständig geöffneten Zustand, aber es kann in einen vollständigen geschlossenen Zustand gebracht werden, so dass keine Erschütterung beim Stoppen bzw. Abstellen des Motors 1 verursacht wird.
Ein stromaufwärtiger bzw. vorgelagerter Abschnitt des Auslasskanals 40 ist als ein Auslass- bzw. Abgaskrümmer konstruiert, der die unabhängigen Kanäle, die zu jedem Zylinder 11a abzweigen und mit Außenseitenenden der Auslassöffnungen 17 verbunden sind, und einen Sammelteil aufweist, in dem sich diese unabhängigen Kanäle sammeln.
In einem Abschnitt des Auslasskanals 40 stromabwärts das Abgaskrümmers sind eine Turbine 62b des kleinen Turboladers 62, eine Turbine 61b des großen Turboladers 61, eine Abgasreinigungsvorrichtung 41 zum Reinigen gefährlicher Komponenten in dem Abgasgas und ein Schall- bzw. Geräuschdämpfer 42 sequentiell von einer stromaufwäritigen bzw. vorgelagerten Seite angeordnet.
Die Abgasreinigungsvorrichtung 41 weist einen Oxidationskatalysator 41a und einen Dieselpartikelfilter 41b auf (im Folgenden als ”der Filter” bezeichnet), und sie sind sequentiell in dieser Reihenfolge von der stromaufwärtigen Seite zugeteilt. Der Oxidationskatalysator 41a und der Filter 41b sind in einem einzelnen bzw. einzigen Gehäuse bzw. Ummantelung untergebracht. Der Oxidationskatalysator 41a weist einen Oxidationskatalysator auf, der Platin oder Platin zugefügtes Palladium trägt, und treibt eine Reaktion zum Erzeugen von CO₂ und H₂O durch Oxidieren von CO und HC in dem Abgas voran. Ferner fängt der Filter 41b Partikel wie Ruß ein, die in dem Abgas von dem Motor 1 enthalten sind. Es ist zu beachten, dass der Filter 41b mit einem Oxidationskatalysator beschichtet sein kann.
Ein Abschnitt des Einlasskanals 30 zwischen dem Ausdehnungsbehälter 33 und dem Drosselventil 36 (das heißt ein Abschnitt stromabwärts des kleinen Verdichters 62a des kleinen Turboladers 62) und ein Abschnitt des Auslasskanals 40 zwischen dem Abgaskrümmer und der kleinen Turbine 62b des kleinen Turboladers 62 (das heißt ein Abschnitt stromaufwärts der kleinen Turbine 62b des kleinen Turboladeres 62) sind miteinander durch einen Abgasrückführdurchgang bzw. -kanal 50 verbunden, um einen Teil des Abgases in den Einlasskanal 30 rückzuführen (ein Hochdruck-EGR-System). Der Abgasrückführkanal 50 ist so konstruiert, dass er einen Hauptdurchgang bzw. -kanal 51, wo ein Abgasrückführventil 51a zum Einstellen einer Rückführmenge des Abgases in den Einlasskanal 30 und ein EGR-Kühler 52 zum Kühlen des Abgases mit Motorkühlwasser (Kühlmittel) angeordnet sind, und einen Kühler-Bypassdurchgang bzw. -kanal 53 zum Umgehen des EGR-Kühlers 52 enthält. Ein Kühler-Bypassventil 53a zum Einstellen einer Fluss- bzw. Strömungsrate des Abgases, das in dem Kühler-Bypasskanal 53 strömt, ist in dem Kühler-Bypasskanal 53 angeordnet.
Abgesehen von dem Hochdruck-EGR-System sind ein Abschnitt des Einlasskanals 30 stromaufwärts des großen Verdichters 61a des großen Turboladers 61 und ein Abschnitt des Auslasskanals 40 stromabwärts des Filters 41b miteinander durch einen Abgasrückführdurchgang bzw. -kanal 54 verbunden, um einen Teil des Abgases in den Einlasskanal 30 rückzuführen, und zwar als ein Niederdruck-EGR-System. Der Abgasrückführkanal 54 ist dadurch konstruiert, dass darin ein L/P(Low Pressure; = Niederdruck)-EGR-Ventil 54a zum Einstellen einer Rückführmenge des Abgases in den Einlasskanal 30 und ein EGR-Kühler 54b zum Kühlen des Abgases angeordnet sind.
Der große Turbolader 61 weist einen großen Kompressor bzw. Verdichter 61a, der in dem Einlasskanal 30 angeordnet ist, und eine große Turbine 61b auf, die in dem Auslasskanal 40 angeordnet ist. Der große Verdichter 61a ist zwischen dem Luftfilter 31 und dem Ladeluftkühler 35 in dem Einlasskanal 30 angeordnet. Andererseits ist die große Turbine 61b zwischen dem Abgaskrümmer und dem Oxidationskatalysator 41a in dem Auslasskanal 40 angeordnet.
Der kleine Turbolader 62 weist einen kleinen Kompressor bzw. Verdichter 62a, der in dem Einlasskanal 30 angeordnet ist, und eine kleine Turbine 62b auf, die in dem Auslasskanal 40 angeordnet ist. Der kleine Verdichter 62a ist stromabwärts des großen Verdichters 61a in dem Einlasskanal 30 angeordnet. Andererseits ist die kleine Turbine 62b stromaufwärts der großen Turbine 61b in dem Auslasskanal 40 angeordnet.
Das heißt, in dem Einlasskanal 30 sind der große Verdichter 61a und der Kleine Verdichter 62a in Reihe sequentiell von der stromaufwärtigen Seite angeordnet, und in dem Auslasskanal 40 sind die kleine Turbine 62b und die große Turbine 61b in Reihe sequentiell von der stromaufwärtigen Seite angeordnet. Die große und die kleine Turbine 61b und 62b werden durch den Strom des Abgases gedreht und durch die Drehung der großen und der kleinen Turbine 61b und 62b werden der große und der kleine Verdichter 61a und 62a betrieben, die mit der großen bzw. der kleinen Turbine 61b und 62b gekoppelt sind.
Der kleine Turbolader 62 ist relativ klein und der große Turbolader 61 ist relativ groß. Da heißt die große Turbine 61b des großen Turboladers 61 weist eine größere Trägheit auf als die kleine Turbine 62b des kleinen Turboladers 62.
Ein kleiner Einlass-Bypassdurchgang bzw. -kanal 63, der den kleinen Verdichter 62a umgeht, ist mit dem Einlasskanal 30 verbunden. Ein kleines Einlass-Bypassventil 63a zum Einstellen einer Luftmenge, die in den kleinen Einlass-Bypasskanal 63 strömt, ist in dem kleinen Einlass-Bypasskanal 63 angeordnet. Das kleine Einlass-Bypassventil 63a ist so konstruiert, dass es in einen vollständig geschlossenen Zustand kommt (das heißt normal geschlossen), wenn keine Leistung zugeführt wird.
Andererseits sind ein kleiner Auslass-Bypassdurchgang bzw. -kanal 64, der die kleine Turbine 62b umgeht, und ein großer Auslass-Bypassdurchgang bzw. -kanal 65, der die große Turbine Gib umgeht, mit dem Auslasskanal 40 verbunden. In dem kleinen Auslass-Bypasskanal 64 ist ein Regulierungsventil 64a angeordnet, das eine Abgasmenge einstellt, die in den kleinen Auslass-Bypasskanal 64 strömt, und in dem großen Auslass-Bypasskanal 65 ist ein Wastegate bzw. Abblaseventil 65a angeordnet, das die Abgasmenge einstellt, die in den großen Auslass-Bypasskanal 65 strömt. Sowohl das Regulierungsventil 64a als auch das Abblaseventil 65a sind so konstruiert, dass sie sich in einem vollständig geöffneten Zustand befinden (das heißt normal geöffnet), wenn keine Leistung zugeführt wird.
Der große Turbolader 61 und der kleine Turbolader 62, einschließlich der Abschnitte des Einlasskanals 30 und des Auslasskanals 40, wo die Turbolader angeordnet sind, sind als eine Einheit integriert, um eine Auflader- bzw. Ladereinheit 60 zu bilden. Die Ladereinheit 60 ist an dem Motor 1 angebracht.
Der so konstruierte Dieselmotor 1 wird durch ein Antriebsstrangsteuer- bzw. -regelmodul 10 (im Folgenden als ”das PCM” bezeichnet) gesteuert bzw. geregelt. Das PCM 10 ist so konstruiert, dass es eine CPU, einen Speicher, eine Gruppe von Zählerzeitgebern, eine Schnittstelle und einen Mikroprozessor enthält, der einen Pfad bzw. Weg aufweist, der diese Komponenten verbindet. Das PCM 10 stellt die Steuer- bzw. Regelvorrichtung dar. Gemäß der Darstellung in 2 werden in das PCM 10 eingeben: Detektionssignale von einem Fluidtemperatursensor SW1, der eine Temperatur des Motorkühlwassers detektiert, einem Turboladedrucksensor SW2, der an dem Ausdehnungsbehälter 33 angebracht ist und einen Druck von Luft detektiert, die dem Brennraum 14a zugeführt wird, einem Einlasslufttemperatursensor SW3, der eine Temperatur der Einlassluft detektiert, einem Kurbelwinkelsensor SW4, der einen Drehwinkel der Kurbelwelle 15 detektiert, einem Beschleuniger- bzw. Gaspedalpositionssensor SW5, der eine Beschleuniger- bzw. Gaspedalposition entsprechend einem Betätigungsbetrag eines Gaspedals (nicht dargestellt) des Fahrzeugs detektiert, einem CO₂-Einlasssensor SW6, der eine Konzentration von Kohlendioxid in der Einlassluft detektiert, und einem CO₂-Auslasssensor SW7, der eine Konzentration von Kohlendioxid in dem Abgas detektiert. Das PCM 10 bestimmt einen Zustand des Motors 1 oder des Fahrzeugs, indem es verschiedene Operationen basierend auf den Detektionssignalen durchführt. Gemäß dieser Bestimmung gibt das PCM 10 Steuer- bzw. Regelsignale an die Injektoren 18, die Glühkerzen 19, den VVM 71 des Ventilbetätigungssystems und die Aktuatoren verschiedener Arten von Ventilen 36, 51a, 53a, 54a, 63a, 64a und 65a aus.
Der Motor 1 ist so konstruiert, dass er ein vergleichsweise geringes Verdichtungsverhältnis aufweist, so dass sein geometrisches Verdichtungsverhältnis näherungsweise 12:1 oder mehr und näherungsweise 15:1 oder weniger (beispielsweise 14:1) beträgt. Dadurch werden eine Abgasemissionsleistung und ein thermischer Wirkungsgrad des Motors verbessert.
(Abriss einer Motorverbrennungssteuerung bzw. -regelung)
Eine fundamentale Steuerung bzw. Regelung des Motors 1 durch das PCM 10 bestimmt ein Solldrehmoment (mit anderen Worten eine Solllast) hauptsächlich basierend auf einer Gaspedalposition und erzielt eine Einspritzmenge, einen Einspritzzeitpunkt und dergleichen des Kraftstoffs entsprechend dem Solldrehmoment durch eine Betriebs- bzw. Betätigungssteuerung bzw. -regelung der Injektoren 18. Das Solldrehmoment wird in dem Maße größer eingestellt bzw. festgelegt, wie die Gaspedalposition größer wird und die Motordrehzahl höher wird. Die Einspritzmenge des Kraftstoffs wird basierend auf dem Solldrehmoment und der Motordrehzahl festgelegt. Die Einspritzmenge wird in dem Maße größer eingestellt bzw. festgelegt, wie das Solldrehmoment höher wird und die Motordrehzahl höher wird. Ferner steuert bzw. regelt eine Steuerung bzw. Regelung der Öffnungen des Drosselventils 36, des Abgasrückführventils 51a und des L/P-EGR-Ventils 54a (das heißt die externe EGR-Steuerung bzw. -Regelung) und eine Steuerung bzw. Regelung des VVM 71 (das heißt die interne EGR-Steuerung bzw. -Regelung) eine Rückführungsrate des Abgases in den Zylinder 11a (das heißt das EGR-Verhältnis).
3A und 3B zeigen die Kraftstoffeinspritzmodi (oberer Teil jeder graphischen Darstellung) der beiden von dem Motor 1 ausgeführten Verbrennungsmodi und Beispiele der Historie bzw. eines Verlaufs (unterer Teil jeder graphischen Darstellung) einer Wärmefreisetzrate innerhalb des Zylinders 11a, die mit den Kraftstoffeinspritzmodi assoziiert bzw. verknüpft ist. 3A zeigt den Vormischverbrennungsmodus und 3B zeigt den Diffusionsverbrennungsmodus. Es ist zu beachten, dass die in 3A und 3B gezeigten Kraftstoffeinspritzmengen und Wärmefreisetzraten nicht zwangsläufig relative Kraftstoffeinspritzmengen oder relative Wärmefreisetzraten zeigen, wenn bzw. da diese graphischen Darstellungen miteinander verglichen werden. Bei diesem Dieselmotor 1 wird es in dem Vormischverbrennungsmodus innerhalb eines Bereichs sein, wo die Motorlast relativ gering ist, und andererseits wird es in dem Diffusionsverbrennungsmodus innerhalb eines Bereichs sein, wo die Motorlast relativ hoch ist.
3A zeigt wie oben beschrieben die Kraftstoffeinspritzmodi (den oberen Teil der graphischen Darstellung) in dem Vormischverbrennungsmodus und ein Beispiel der Historie bzw. des Verlaufs (der untere Teil der graphischen Darstellung) der Wärmefreisetzrate innerhalb des Zylinders 11a, die mit den Kraftstoffeinspritzmodi assoziiert bzw. verknüpft ist. In dem Vormischverbrennungsmodus werden Kraftstoffeinspritzungen drei Mal mit einem vorbestimmten Zeitintervall während des Verdichtungshubs (vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs) durchgeführt. Die drei Kraftstoffeinspritzungen werden zu Zeitpunkten ausgeführt, wo der gesamte Kraftstoff, der durch jede Einspritzung eingespritzt wird, den Hohlraum erreicht bzw. in den Hohlraum reicht. Es ist zu beachten, dass die Anzahl an Kraftstoffeinspritzungen in dem Vormischverbrennungsmodusbereich nicht auf drei begrenzt ist, sondern auf geeignete Weise festgelegt werden kann. Der so eingespritzte Kraftstoff verbrennt durch Selbstzündung an einem oder nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs in einen Zutand, wo er vollständig mit Luft vermischt ist. Solch ein Vormischverbrennungsmodus ist für den Kraftstoffverbrauch und die Abgasemission innerhalb eines Bereichs vorteilhaft, wo die Motorlast und die Motordrehzahl niedrig sind
In dem Diffusionsverbrennungsmodus, wie es in 3B gezeigt ist, führt das PCM 10 drei Voreinspritzungen (Vorstufeneinspritzung) mit einem vergleichsweise kurzen Intervall an Zeitpunkten aus, die vergleichsweise nahe dem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs sind, und führt die Haupteinspritzung den Voreinspritzungen folgend ein Mal an dem oder nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs aus. Das heißt insgesamt werden vier Kraftstoffeinspritzungen ausgeführt. Da der Motor 1 ein niedriges Verdichtungsverhältnis aufweist, werden die Temperatur und der Druck am Ende des Verdichtungshubs vergleichsweise niedrig und die Zündverzögerung ist auch in dem Diffusionsverbrennungsmodus eher lang, wo die Motorlast relativ hoch ist. Wenn die Zündverzögerung lang wird, wird die Steigung der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung, wo die Diffusionsverbrennung hauptsächlich veranlasst wird, steil, das Verbrennungsgeräusch wird große bzw. stark und die NVH-Leistung nimmt ab. Daher führt der Motor 1 eine charakteristische Vorverbrennung vor der Hauptverbrennung aus, um eine solche Zündverzögerung zu verkürzen. Das heißt die Ausführung der drei Voreinspritzungen bewirkt, dass die Vorverbrennung (entsprechend der Vorverbrennung) eine ausreichende Wärmefreisetzrate aufweist, so dass eine Spitze der Wärmefreisetzrate an einem vorbestimmten Zeitpunkt vor dem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs auftritt. Das erhöht die Temperatur und den Druck innerhalb des Zylinders 11a vor dem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs, an dem die Haupteinspritzung ausgeführt wird. Wenn die Haupteinspritzung an dem oder nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs (insbesondere unmittelbar vor dem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs) ausgeführt wird, dann beginnt die Hauptverbrennung an dem oder nahe des oberen Totpunkts des Verdichtungshubs zusammen mit einer kurzen Zündverzögerung τ_Haupt. In dem Beispiel von 3B ist die Zündverzögerung τ_Haupt der Hauptverbrennung als ein Zeitraum ab dem Beginn der Haupteinspritzung bis zu dem Beginn der Erhöhung der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung definiert. Bei dieser Steuerung bzw. Regelung sind der Einspritzmodus der Voreinspritzung und der Einspritzmodus der Haupteinspritzung so festgelegt bzw. eingestellt, dass die durch die Vorverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate eine Spitze erreicht und die Wärmefreisetzrate dann zu fallen beginnt, und danach der Anstieg der durch die Hauptverbrennung bedingten Wärmefreisetzrate beginnt. Es existiert ein lokales Minimum zwischen der Spitze der Wärmefreisetzrate der Vorverbrennung und der Spitze der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung. Die Zündverzögerung τ_Haupt der Hauptverbrennung kann als ein Zeitraum ab dem Beginn der Haupteinspritzung bis zu dem lokalen Minimum definiert sein.
Indem die Vorverbrennung die Zylinderinnentemperatur und den Zylinderinnendruck vor der Haupteinspritzung sicher erhöht, kann die Zündverzögerung τ_Haupt der Hauptverbrennung verkürzt werden und die Hauptverbrennung kann zu einem gewünschten Zeitpunkt veranlasst werden. Ferner verlangsamt sich der Anstieg der Wärmefreisetzrate der Hauptverbrennung, wenn bzw. indem die Zündverzögerung τ_Haupt verkürzt wird. Somit ist das Vermeiden des plötzlichen Anstiegs der Wärmefreisetzrate zum Verringern des Verbrennungsgeräuschs und der Verbesserung der NVH-Leistung vorteilhaft.
Eine Beziehung der Zündverzögerung zwischen der Vorverbrennung und der Hauptverbrennung wird mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben. Zwar werden die Details später beschrieben, aber eine Analysesimulation wird für das Verdichtungszündungsphänomen (insbesondere ein Niedertemperatur-Verdichtungsselbstzündungsphänomen) innerhalb des Zylinders 11a unter Verwendung einer Simulationssoftware für chemische Reaktionen durchgeführt. 8 zeigt ein Beispiel des Konturdiagramms, das die Isochronlinien enthält, die basierend auf dem Simulationsergebnis durch Verbinden der Temperatur-und-Druck-Beziehungen erhalten werden, wo die Zündverzögerung auf der Temperatur-Druck-Ebene konstant ist. In dem Diagramm ist die horizontale Achse auf bzw. für eine Zylinderinnentemperatur (insbesondere eine Temperatur am Ende des Verdichtungshubs) festgelegt und die vertikale Achse ist auf bzw. für einen Zylinderinnendruck (insbesondere einen Druck am Ende des Verdichtungshubs) festgelegt. In dem Konturdiagramm befindet sich die Isochronlinie rechts und oben, wenn bzw. da die Zündverzögerung kürzer wird. Ferner verändert jede Isochronlinie in dem Konturdiagramm ihre Position gemäß der Änderung des lokalen Äquivalenzverhältnisses φ. Genauer gesagt befindet sich die Isochronlinie rechts und oben, wenn bzw. da das lokale Äquivalenzverhältnis niedriger ist, wodurch ein Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie größer wird. Andererseits befindet sich die Isochronlinie links und unten, wenn bzw. da das lokale Äquivalenzverhältnis höher wird, wodurch ein Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie kleiner wird.
Wenn man beispielsweise in dem Konturdiagramm von 8 annimmt, dass die höchste und am weitesten rechts befindliche Isochronlinie 0,2 msec ist, wird die Zündverzögerung kürzer als 0,2 msec, wenn die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck in einem Bereich rechts und oberhalb der Isochronlinie von 0,2 msec ist (beispielsweise an einem weißen Quadrat in 8). Wenn andererseits die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck in einem Bereich auf der linken Seite und unterhalb der Isochronlinie von ist, wird die Zündverzögerung länger als 0,2 msec sein.
Ein durch einen weißen Kreis in 8 gezeigter Zustand zeigt ein Beispiel der Temperatur am Ende des Verdichtungshubs und des Drucks am Ende des Verdichtungshubs, wenn nicht die Vorverbrennung durchgeführt wird. Das entspricht der Temperatur und dem Druck am Ende des Verdichtungshubs zum Zeitpunkt des Betriebs des Motors. Dieser weiße Kreis befindet an einer vergleichsweise unteren linken Position in 8, was daraus resultiert, dass der Motor 1 mit dem vergleichsweise niedrigen geometrischen Verdichtungsverhältnis von näherungsweise 121 bis näherungsweise 15:1 konstruiert ist, und dies entspricht dem Zustand, wo die Zündverzögerung vergleichsweise lang it. Dies erhöht das Verbrennungsgeräusch der Hauptverbrennung und verringert die NVH-Leistung.
Um die Zündverzögerung des Kraftstoffs zu verkürzen, der durch die Haupteinspritzung eingespritzt wird, und um die Steuer- bzw. Regelbarkeit und die NVH-Leistung der Hauptverbrennung zu verbessern, muss die Temperatur-und-Druck-Beziehung innerhalb des Zylinders 11a zum Zeitpunkt des Beginns der Haupteinspritzung in einem Bereich rechts und oberhalb der Isochronlinie von beispielsweise 0,2 msec liegen, wie es durch das weiße Quadrat in 8 gezeigt ist.
Die Vorverbrennung soll bzw. muss den Zustand von dem weißen Kreis in 8 zu dem weißen Quadrat verschieben, und zwar in Verbindung mit einer Erhöhung der Temperatur und des Drucks innerhalb des Zylinders 11a. Mit anderen Worten soll bzw. muss die Vorverbrennung den Zustand veranlassen, die Isochronlinie zu kreuzen bzw. zu überqueren, so dass, wie es durch einen Pfeil mit durchgezogener Linie in 8 gezeigt ist, der Zylinderinnenzustand von einem Bereich links und unterhalb einer wünschenswerten Isochronlinie zu einem Bereich rechts und oberhalb der Isochronlinie verschoben wird. Die Länge des Pfeils in 8 entspricht einer Wärmemenge, die durch die Vorverbrennung erzeugt wird. Gemäß einer solchen Vorverbrennung ist die Zündverzögerung τ_Haupt der Hauptverbrennung vorzugsweise auf näherungsweise 0,1 bis näherungsweise 0,3 msec festgelegt. Eine Zündverzögerung von mehr als 0,3 msec macht die Steigung der Wärmefreisetzrate steil und bewirkt einen Abfall der NVH-Leistung. Andererseits verschlechtert eine Zündverzögerung von weniger als 0,1 msec die Penetration des zerstäubten Kraftstoffs, verschlechtert die Bildung des Luft-Kraftsoffgemischs und verringert die Abgasleistung.
Die Temperatur und der Druck am Ende des Verdichtungshubs zum Zeitpunkt des Autofahrens ändern sich mit den Umgebungsbedingungen gemäß dem Betrieb des Motors 1, wie der Einlasslufttemperatur, einem atmosphärischen Druck (oder einem Einlassluftdruck), der Motorwassertemperatur, einem effektiven Verdichtungsverhältnis, der Motorlast, und zwar ohne nur vom dem oben beschriebenen geometrischen Verdichtungsverhältnis abzuhängen. Genauer gesagt befinden sich die Temperatur und der Druck am Ende des Verdichtungshubs zum Zeitpunkt des Autofahrens (weißer Kreis in 8) rechts und oben, wenn bzw. da die Einlasslufttemperatur höher ist, wenn bzw. da der atmosphärische Druck (oder der Lufteinlassdruck) höher ist, wenn bzw. da die Motorwassertemperatur höher ist, wenn bzw. da das effektive Verdichtungsverhältnis höher ist, oder wenn bzw. da die Motorlast höher ist. Andererseits befinden sich die Temperatur und der Druck am Ende des Verdichtungshubs (weißer Kreis in 8) zum Zeitpunkt des Autofahrens links und unten, wenn bzw. da die Einlasslufttemperatur niedriger ist, wenn bzw. da der atmosphärische Druck (oder der Lufteinlassdruck) niedriger ist, wenn bzw. da die Motorwassertemperatur niedriger ist, wenn bzw. da das effektive Verdichtungsverhältnis niedriger ist, oder wenn bzw. da die Motorlast niedriger ist.
Wenn bzw. da sich die Temperatur und der Druck am Ende des Verdichtungshubs weiter links und unten befinden, nimmt daher ein Abstand von der Isochronlinie zu und verschlechtert die Zündfähigkeit, und im Ergebnis nimmt die Wärmemenge zu, die für die Vorverbrennung erforderlich ist.
Die Durchführung der Voreinspritzung in drei Stufen erhöht die Zündfähigkeit des durch die Voreinspritzung eingespritzten Kraftstoffs, wodurch die Steuer- bzw. Regelbarkeit der Vorverbrennung verbessert wird. Das heißt die Gesamteinspritzmenge der Voreinspritzung wird durch eine Wärmemenge bestimmt, die durch die Vorverbrennung zu erzeugen ist. Wenn dem Zylinder 11a die erforderliche Gesamteinspritzmenge durch eine einzige Voreinspritzung zugeführt wird, wird der Kraftstoff ohne Unterbrechung verteilt, um das Äquivalenzverhältnis des Luft-Kraftstoffgemischs zu verringern. Im Ergebnis wird die Zündverzögerung τ_Vor der Vorverbrennung lang sein (siehe den unteren Teil von 3B). Andererseits wird durch die Durchführung der Voreinspritzung in drei Schritten, bei denen die erforderliche Gesamteinspritzmenge gedrittelt wird, die Einspritzmenge pro Voreinspritzung verringert. Durch Einspritzen einer geringen Kraftstoffmenge auf intermittierende Weise werden die Diffusion bzw. Verteilung des Kraftstoffs unterbunden und das Luft-Kraftstoffgemisch mit einem hohen Äquivalenzverhältnis (beispielsweise ist das Äquivalenzverhältnis 1 bis 3) lokal erzeugt. Auf diese Weise kann die Zündverzögerung τ_Vor der Vorverbrennung verkürzt werden, indem das Luft-Kraftstoffgemisch mit einem hohen Äquivalenzverhältnis erzeugt wird. Wenn die Zündverzögerung τ_Vor der Vorverbrennung kurz wird, kann der Zeitpunkt der Vorverbrennung mit ausreichender Genauigkeit gesteuert bzw. geregelt werden. Das heißt die Vorverbrennung kann so gesteuert bzw. geregelt werden, dass eine Spitze der Wärmefreisetzrate mit ausreichender Genauigkeit zu einem vorbestimmten Zeitpunkt vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs wie oben beschrieben erzeugt wird. Das führt zu einem stabilen Beginn der Hauptverbrennung zu dem vorbestimmten Zeitpunkt. Die Zündverzögerung τ_Vor der Vorverbrennung ist vorzugsweise auf 1,5 msec oder weniger festgelegt. Dementsprechend ist die Erzeugung der Spitze der Wärmefreisetzrate der Vorverbrennung vor einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs sicherer bzw. gewisser, und es wird für die Verbesserung der Steuer- bzw. Regelbarkeit der Hauptverbrennung vorteilhaft.
9A bis 9C zeigen Häufigkeitsverteilungen des lokalen Äquivalenzverhältnisses innerhalb des Zylinders 11a verschiedener Einspritzmodi. 9A zeigt die Häufigkeitsverteilung des lokalen Äquivalenzverhältnisses, wenn der Kraftstoff nur ein Mal von bzw. aus dem Injektor 18 eingespritzt wird, der acht Einspritzlöcher aufweist, und seine Häufigkeit, wo bzw. mit der das lokale Aquivalenzverhältnis φ Eins oder mehr wird, ist so niedrig wie 4,4%. Da die Zündfähigkeit schlecht ist, wird in diesem Fall die Zündverzögerung lang. Um eine wünschenswerte Wärmemenge durch die Vorverbrennung zu erhalten, muss ferner die Kraftstoffeinspritzmenge auf Grund der Verschlechterung der Zündfähigkeit erhöht werden.
Andererseits zeigt 9B die Häufigkeitsverteilung des lokalen Äquivalenzverhältnisses in einem Fall, wo die Einspritzungen drei Mal von bzw. aus dem Injektor mit acht Einspritzlöchern durchgeführt werden. Die Häufigkeit, wo bzw. mit der das lokale Äquivalenzverhältnis φ Eins oder mehr wird, beträgt 48,6%, und die Zündfähigkeit wird durch Erhöhung der Anzahl an Einspritzungen verbessert. Da die Einspritzmenge pro Einspritzung verringert wird und der Kraftstoff intermittierend eingespritzt wird, scheint es bzw. ist ersichtlich, dass später eingespritzter, zerstäubter Kraftstoff mit vorher eingespritztem, zerstäubten Kraftstoff kollidiert und das Äquivalenzverhältnis lokal hoch wird.
9C zeigt ferner die Häufigkeitsverteilung des lokalen Äquivalenzverhältnisses in einem Fall, wo die Anzahl an Einspritzlöchern des Injektors 18 auf Zwölf erhöht wird und die Anzahl an Einspritzungen Drei beträgt. In diesem Fall liegt die Häufigkeit, wo bzw. mit der das lokale Äquivalenzverhältnis φ Eins oder mehr wird, bei 60,4%, und die Zündfähigkeit verbessert sich durch die Erhöhung der Anzahl an Einspritzlöchern.
Hinsichtlich der Steigerung der Steuer- bzw. Regelbarkeit der Vorverbrennung zum Erhöhen des lokalen Äquivalenzverhältnisses durch die Voreinspritzung, wird gemäß der obigen Beschreibung auch erwartet, dass, obwohl eine größere Anzahl an Einspritzungen vorteilhafter ist, das Äquivalenzverhältnis, wenn die Anzahl an Einspritzungen zu hoch ist, nicht so stark ansteigt, da eine Einspritzung nicht mit einem ausreichenden Intervall von einer anderen Einspritzung getrennt ist. Daher ist die Anzahl an Einspritzungen bei der Voreinspritzung vorzugsweise auf ca. höchstens Drei festgelegt. Es ist zu beachten, dass die Anzahl an Einspritzungen bei der Voreinspritzung unter einer vorteilhaften Bedingung bzw. in einem vorteilhaften Zustand zur Zündfähigkeit reduziert werden kann, beispielsweise wo die Motorlast zunimmt. Ferner ist es für die Steigerung der Steuer- bzw. Regelbarkeit der Vorverbrennung vorteilhafter, wenn eine größere Anzahl an Einspritzlöchern vorgesehen ist, da das lokale Äquivalenzverhältnis durch die Voreinspritzung erhöht wird. Wenn jedoch die Anzahl an Einspritzlöchern erhöht wird, wird die Reichweite oder der Einspritzabstand des zerstäubten Kraftstoffs kürzer, da die Lochgröße verringert wird. Daher ist eine Anzahl von acht bzw. zwölf Einspritzlöchern für jeden Injektor 18 geeignet.
Zwei oder mehr derartige Voreinspritzungen werden zu solchen Zeitpunkten ausgeführt, dass der gesamte zerstäubte Kraftstoff von jeder der Voreinspritzungen den Hohlraum 14a (d. h. in den Brennraum) erreicht. Dies umfasst sowohl einen Fall, wo der zerstäubte Kraftstoff, der von dem Injektor 18 eingespritzt wird, direkt in den Hohlraum eintritt, während sich der Kolben 14 zu einem oberen Totpunkt des Verdichtungshubs hin erhöht bzw. bewegt, als auch einen Fall, wo, selbst wenn der von dem Injektor 18 eingespritzte, zerstäubte Kraftstoff auf einen Lippenabschnitt oder dergleichen des Hohlraums trifft und nach außen bzw. außerhalb des Hohlraums sickert, der ausgesickerte zerstäubte Kraftstoff dann in den Hohlraum tritt, wenn der Kolben 14 sich nahe eines oberen Totpunkts des Verdichtungshubs erhöht bzw. bewegt. Dadurch setzt sich das lokal erzeugte Luft-Kraftstoffgemisch mit einem hohen Äquivalenzverhältnis innerhalb des Hohlraums, die Zündverzögerung τ_Vor der Vorverbrennung wird weiter verkürzt und die Steuer- bzw. Regelbarkeit der Vorverbrennung wird weiter gesteigert.
In dem Diffusionsverbrennungsmodus wird die Spitze der Vorverbrennung vor dem Beginn des Anstiegs der Spitze der Hauptverbrennung verschoben. Daher können die Temperatur und der Druck innerhalb des Zylinders 11a zu Beginn der Verbrennung bis zu einem Zustand erhöht werden, der zum Verkürzen der Zündverzögerung ausreichend ist, und zwar durch die Energie, die aus der Vorverbrennung erhalten wird, während vermieden wird, dass das Verbrennungsgeräusch der Hauptverbrennung stark wird. Das verkürzt die Zündverzögerung der Hauptverbrennung und reduziert die Einspritzmenge der Voreinspritzung auf ein Minimum. Daher verbessert das den Kraftstoffverbrauch auf vorteilhafte Weise.
Der Dieselmotor 1 weist ein Merkmal des Ausweitens des Bereichs, wo der Vormischverbrennungsmodus ausgeführt wird, auf einen Hochlastbereich bzw. einen Bereich höherer Last als bei dem herkömmlichen Motor auf. Dies wird mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben.
4A und 4B zeigen ein Beispiel des Simulationsergebnisses, das durch Analysieren des Verdichtungszündungsphänomens (Niedertemperatur-Verdichtungsselbstzündungsphänomens) innerhalb des Zylinders unter Verwendung der Simulationssoftware für chemische Reaktionen erhalten wird. 4A zeigt eine Beziehung der Änderung der Zündverzögerung bezüglich der Änderung der lokalen Temperatur des Luft-Kraftstoffgemischs, wenn das lokale Äquivalenzverhältnis φ des Luft-Kraftstoffgemischs auf Niedrig (φ = 1,0), Mittel (φ 2,0) bzw. Hoch (φ = 3,0) bei einem vorbestimmten Zylinderinnendruck (beispielsweise 4 MPa) verändert wird. Der in 4A dargestellte Bereich der lokalen Temperatur entspricht 700–1200 K. Demgemäß wird die Zündverzögerung länger, wenn bzw. da das lokale Äquivalenzverhältnis niedriger wird, und die Zündverzögerung wird kürzer, wenn bzw. da das lokale Äquivalenzverhältnis höher wird. Wenn das lokale Äquivalenzverhältnis fest bzw. konstant ist, ist ferner im Grunde die Zündverzögerung kürzer, wenn bzw. da die lokale Temperatur höher ist (zu der linken Seite der Darstellung hin), während die Zündverzögerung länger ist, wenn bzw. da die lokale Temperatur niedriger ist (zu der rechten Seite der Darstellung hin). Die Zündverzögerung ändert sich jedoch nicht einheitlich bzw. gleichmäßig bezüglich der Änderung der lokalen Temperatur und es existiert eine Temperaturzone bzw. -bereich, wo die Zündverzögerung einmal länger wird, wenn die lokale Temperatur von einer Niedertemperaturseite zu einer Hochtemperaturseite geändert wird.
Ferner zeigt 4B eine Beziehung der Änderung der Zündverzögerung bezüglich der Änderung der lokalen Temperatur, wenn der Zylinderinnendruck P auf Niedrig (P = 2 MPa), Mittel (P = 3 MPa) bzw. Hoch (P = 4 MPa) bei dem vorbestimmten lokalen Äquivalenzverhältnis (φ = 1,0) verändert wird. Der in 4B dargestellte Bereich der lokalen Temperatur entspricht ebenfalls 700–1200 K. Demgemäß wird die Zündverzögerung länger, wenn bzw. da der Zylinderinnendruck niedriger ist, und die Zündverzögerung wird kürzer, wenn bzw. da der Zylinderinnendruck höher ist. Wenn der Zylinderinnendruck fest ist, ist ferner im Grunde die Zündverzögerung kürzer, wenn bzw. da die lokale Temperatur höher ist (zu der linken Seite der Darstellung hin), und die Zündverzögerung ist länger, wenn bzw. da die lokale Temperatur niedriger ist (zu der rechten Seite der Darstellung hin). Die Zündverzögerung ändert sich jedoch nicht einheitlich bzw. gleichmäßig bezüglich der Änderung der lokalen Temperatur und es existiert eine Temperaturzone bzw. -bereich, wo die Zündverzögerung einmal länger wird, wenn die lokale Temperatur von der Niedertemperaturseite zu der Hochtemperaturseite geändert wird.
Der Grund, warum sich die Zündverzögerung nicht einheitlich bzw. gleichmäßig bezüglich der Änderung der lokalen Temperatur des Luft-Kraftstoffgemischs ändert, kann wie folgt lauten. Und zwar, bei der Niedertemperatur-Verdichtungsselbstzündung existiert ein Temperaturbereich, wo eine ”heiße Flamme”, die mit der Erzeugung von Wärme assoziiert bzw. verknüpft ist, und eine als ”kalte Flamme” bezeichnete Niedertemperaturflamme vor der heißen Flamme entstehen und die Kaltflammenreaktion aktiv wird. Das heißt, in dem Temperaturbereich, wo die Kaltflammenreaktion aktiv wird, hält die Kaltflammenreaktion über einen langen Zeitraum an und danach entwickelt sich die Heißflammenreaktion. Daher wird eine Zeit bis zur Entwicklung der Heißflammenreaktion lang sein, und mit anderen Worten wird die Zündverzögerung innerhalb des Zylinders länger sein.
Basierend auf einem solchen Simulationsergebnis, wie es in 4A und 4B dargestellt ist, ist es möglich, ein Konturdiagramm zu erzeugen, das die Isochronlinien enthält, die durch das Verbinden der Temperatur-und-Druck-Beziehungen, wo die Zündverzögerung konstant ist, auf der Temperatur-Druck-Ebene erhalten werden, wo die vertikale Achse auf bzw. für die Zylinderinnentemperatur festgelegt ist und die horizontale Achse auf bzw. für den Zylinderinnendruck festgelegt ist. Das Konturdiagramm ist in 5 dargestellt. In diesem Diagramm entsprechen drei Isochronlinien, die sich jeweils oben rechts befinden, der Zündverzögerung τ von τ₁ = 0,2 msec, und die drei Isochronlinien, die sich jeweils unten links befinden, entsprechen der Zündverzögerung τ von τ₀ = 1,5 msec. Um die Vormischverbrennung durch Sicherstellen einer vergleichsweise langen Zündverzögerung zu erzielen, muss sich die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck links und unterhalb der Isochronlinie befinden, die der langen Zündverzögerung entspricht. Die Isochronlinie befindet sich jedoch weiter links und unten in dem Konturdiagramm, wenn bzw. da die Zündverzögerung länger wird, und dadurch wird der Bereich links und unterhalb der Isochronlinie schmaler. Das entspricht dem, dass der Betriebsbereich, wo die Vormischverbrennung ausgeführt werden kann, auf einen Teil des Niederlastbereichs begrenzt ist.
Dabei umfasst der Faktor, der die Zündverzögerung des in den Zylinder 11a eingespritzten Kraftstoffs bestimmt, die O₂-Zylinderinnenkonzentration sowie die Zylinderinnentemperatur und den Zylinderinnendruck. Das heißt die Zündverzögerung wird kürzer, wenn bzw. da die O₂-Zylinderinnenkonzentration höher wird, und andererseits wird die Zündverzögerung länger, wenn bzw. da die O₂-Zylinderinnenkonzentration niedriger wird. 5 zeigt die Positionsänderung der Isochronlinie, wenn die O₂-Zylinderinnenkonzentration durch Ändern des EGR-Verhältnisses verändert wird. Dabei ist das EGR-Verhältnis (%) wie folgt definiert: EGR-Verhältnis (%) = Masse von EGR-Gas (g)/(Masse von frischer Luft (g) + Masse von EGR-Gas (g)).
Bei dem Motor 1 wird es basierend auf der CO₂-Konezntration auf der Einlassseite und der CO₂-Konzentration auf der Auslassseite wie folgt berechnet: EGR-Verhältnis (%) = (CO₂-Konzentration in Einlasskanal (%) – CO₂-Konzentration in Atmosphäre (%))/(CO₂-Konzentration in Abgas (%) – CO₂-Konzentration in Atmosphäre (%)).
Das EGR-Verhältnis ist auf 40% festgelegt und wenn die O₂-Zylinderinnenkonzentration unter die O₂-Konzentration zum Zeitpunkt, wo das EGR-Verhältnis 0% ist, verringert wird, bewegt sich die Isochronlinie von rechts und oben von einer durchgezogenen Linie zu einer gestrichelten Linie. Wenn gleichermaßen das EGR-Verhältnis auf 60% festgelegt ist und wenn die O₂-Zylinderinnenkonzentration unter die O₂-Konzentration zum Zeitpunkt, wo das EGR-Verhältnis 40% ist, weiter verringert wird, bewegt sich die Isochronlinie weiter nach rechts und oben von der gestrichelten Linie zu einer gepunkteten Linie. Das EGR-Gas, das CO₂ und H₂O mit einem relativ großen Molekulargewicht enthält, wird in den Zylinder 11a eingebracht, um die Wärmekapazität des Gases innerhalb des Zylinders 11a zu erhöhen, um den Temperaturanstieg zu unterbinden, und es scheint bzw. ist ersichtlich, dass dies die Zündverzögerung des Kraftstoffs verlängert, das heißt die Isochronlinie nach rechts und oben bewegt.
Da das Bewegen der Isochronlinie nach rechts und oben den Bereich links und unterhalb der Isochronlinie entsprechend dem Bewegungsbetrag der Isochronlinie erweitert, wird die Zündverzögerung verlängert und das wird für die Durchführung der Vormischverbrennung vorteilhaft. Das heißt, selbst wenn die Zylinderinnentemperatur und der Zylinderinnendruck mit dem Anstieg der Last des Motors 1 zunehmen, wird sich der Zustand links und unterhalb der Isochronlinie befinden, um die Vormischverbrennung zu ermöglichen, wodurch der Betriebsbereich, wo die Vormischverbrennung möglich ist, zu einem Hochlastbereich erweitert wird.
Anhand der oben beschriebenen Kenntnisse basierend auf dem Konturdiagramm gemäß der Zündverzögerung wird der Betriebsbereich, wo der Vormischverbrennungsmodus ausgeführt wird, bei dem Dieselmotor 1 zu dem Hochlastbereich erweitert, indem die Einstellungssteuerung bzw. -regelung des EGR-Verhältnisses von der herkömmlichen Vorrichtung unterschieden wird bzw. unterschiedlich gemacht wird. Durch die Einstellung der Öffnungen des Abgasrückführventils 51, des L/P-EGR-Ventils 54a und dergleichen basierend auf den Detektionssignalen von dem Einlass-CO₂-Sensor SW6 und dem Auslass-CO₂-Sensor SW7 und dergleichen wird, wie es in Teil (a) von 6 gezeigt ist, bei Änderung der Motorlast von einem Niederlastbereich zu einem Hochlastbereich die Änderungscharakteristik des EGR-Verhältnisses bezüglich der Motorlast so gemacht, dass das EGR-Verhältnis bis zu einer vorbestimmten Last im Wesentlichen konstant ist, und oberhalb der vorbestimmten Last wird die Charakteristik so gemacht, dass das EGR-Verhältnis linear zu bzw. mit dem Anstieg der Motorlast verringert wird. Es ist zu beachten, dass, obwohl eine Darstellung weggelassen ist, das EGR-Verhältnis etwas bis zu der vorbestimmten Last verringert werden kann.
Bezüglich der herkömmlichen Vorrichtung ist die Änderungscharakteristik des EGR-Verhältnisses mit Bezug auf die Motorlast gemäß dem Anstieg der Motorlast festgelegt, um das EGR-Verhältnis linear zu verringern, wie es durch eine gestrichelte Linie in Teil (a) von 6 gezeigt ist. Das dient zum Erfüllen einer Drehmomentanforderung, die mit dem Anstieg der Motorlast verknüpft ist. Mit solch einer Änderungscharakteristik des EGR-Verhältnisses weist die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders 11a eine Charakteristik auf, wie es durch eine gestrichelte Linie in Teil (b) von 6 gezeigt ist. Dabei ist die Änderungscharakteristik der O₂-Konzentration derart, dass die O₂-Konzentration bei einer extrem leichten bzw. geringen Last etwas höher wird als die O₂-Konzentration, wenn die Last etwas über die extrem leichte bzw. niedrige Last ansteigt. Das resultiert daraus, dass die O₂-Konzentration in dem Abgas bei dem Dieselmotor 1 hoch wird, der keine Drosselung durchführt, und zwar zum Zeitpunkt der extrem leichten bzw. geringen Last mit bzw. bei einer sehr geringen Kraftstoffeinspritzmenge.
Andererseits wird bei dem Motor 1 dieser Ausführungsform, wie es durch die durchgezogene Linie in Teil (a) von 6 gezeigt ist, das EGR-Verhältnis stärker erhöht als die bzw. bei der herkömmlichen Vorrichtung bei einer niedrigen Last oder mittleren Last. Wie es durch eine durchgezogene Linie in Teil (b) von 6 gezeigt ist, wird dadurch die O₂-Zylinderinnenkonzentration stärker verringert als die bzw. bei der herkömmlichen Vorrichtung bei einer vorbestimmten Motorlast (innerhalb eines Lastbereichs, welcher der niedrigen Last und der mittleren Last entspricht, wenn der Lastbereich des Motors in hoch, mittel und niedrig unterteilt ist).
Durch solch eine Steuerung bzw. Regelung, wie es in 7 gezeigt ist, kann nun die Isochronlinie, die sich herkömmlicherweise an einer Position befindet, die durch eine Strichpunktlinie gezeigt ist, nach rechts und oben bis zu der Position der durchgezogenen Linie bewegt werden. Dabei wird die Zündverzögerung τ, die der Isochronlinie entspricht, gemäß der Kraftstoffeinspritzdauer P/W bestimmt, die gemäß dem Betriebszustand des Motors 1 festgelegt wird, und auf τ > P/W festgelegt. Es ist zu beachten, dass für eine einzige bzw. einzelne Einspritzung, bei der die Anzahl an Voreinspritzungen Eins ist, sie so festgelegt werden kann, dass τ = P/W, oder τ > P/W mit einem gewissen Spielraum. Ferner kann die Einspritzdauer bzw. -zeitraum P/W gemäß verschiedener Faktoren festgelegt werden, wie der Gesamteinspritzmenge, der Anzahl an Einspritzungen (Anzahl an Einspritzstufen), und der Voreilgrenze, bis bzw. wo der eingespritzte Kraftstoff den Hohlraum erreicht (dies hängt mit Geometrien, wie einer Einspritzrichtung des Injektors 18, der Form des Hohlraums, etc. zusammen). In dem durch einen schwarzen Kreis in 7 gezeigten Zustand ist daher beispielsweise die Vormischverbrennung durch die herkömmliche Steuerung bzw. Regelung (der Isochronlinie der Strichpunktlinie) unmöglich, da er sich auf der rechten Seite der Isochronlinie befindet; die Isochronlinie bewegt sich jedoch zu einer Stelle der durchgezogenen Linie, um den Zustand auf die linke Seite der Isochronlinie zu bringen, wodurch die Vormischverbrennung nun möglich ist.
Wie es in 6 gezeigt ist, ist der Betriebsbereich relativ niedriger Last, der den Lastbereich umfasst, wo die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders 11a durch die spezielle Einstellungssteuerung bzw. -regelung des EGR-Verhältnisses am niedrigsten wird, auf den Vormischverbrennungsmodus festgelegt, und der Betriebsbereich eines Hochlastbereichs bzw. Bereichs höherer Last als der Vormischverbrennungsmodus ist auf den Diffusionsverbrennungsmodus festgelegt.
Dabei können bis zu bzw. bei der Einstellung des EGR-Verhältnisses, das den Bereich des Vormischverbrennungsmodus wie oben beschrieben erweitert, entweder die externe EGR-Steuerung bzw. -Regelung oder die interne EGR-Steuerung bzw. -Regelung verwendet werden. Die externe EGR-Steuerung bzw. -Regelung kann jedoch bevorzugt sein. Das EGR-Gas ist insbesondere bevorzugt, um durch die Steuerung bzw. Regelung des Niederdruck-EGR-Systems aus dem bzw. des Hochdruck-EGR-Systems (insbesondere dem Kühler-Bypasskanal 53 und dem Kühler-Bypassventil 53a) und des Niederdruck-EGR-Systems (dem Abgasrückführkanal 54 und dem L/P-EGR-Ventil 54) in das Einlasssystem rückgeführt zu werden. Dies ist darauf zurückzuführen, dass sich das Niederdruck-EGR-System stromabwärts der großen und der kleinen Turbine 61b und 62b befindet und zusätzlich die Temperatur des Abgases relativ niedrig ist, um das Abgas an einer Stelle stromabwärts des Filters 41b abzuzweigen. Da ferner das EGR-Gas, das durch das Niederdruck-EGR-System in den Einlasskanal 30 rückgeführt, von sowohl dem EGR-Kühler 54b als auch dem Ladeluftkühler 35 gekühlt wird, kann der Temperaturanstieg innerhalb des Zylinders unterbunden werden. Das heißt, selbst wenn der Bereich des Vormischverbrennungsmodus durch die Einstellung des EGR-Verhältnisses erweitert wird, erhöht sich die Zylinderinnentemperatur, wenn heißes EGR-Gas in den Einlasskanal 30 rückgeführt wird, und in Verbindung damit kann sich der Zustand von Zylinderinnentemperatur und -druck nahe der bewegten Isochronlinie befinden, wie es durch eine weißen Kreis in 7 gezeigt ist. In diesem Fall wird es schwierig, die Vormischverbrennung auf stabile Weise durchzuführen. Um den Bereich des Vormischverbrennungsmodus zu erweitern, um die Vormischverbrennung auf stabile Weise durchzuführen, ist aus diesem Grund das EGR-Gas bevorzugt, durch das Niederdruck-EGR-System in den Einlasskanal 30 rückgeführt zu werden, so dass der Anstieg der Zylinderinnentemperatur unterbunden wird und sich der Zylinderinnenzustand von der Isochronlinie trennt. Es ist zu beachten, dass das von dem EGR-Kühler 52 in dem Hauptkanal 51 in dem Hochdruck-EGR-System gekühlte Gas in den Auslasskanal rückgeführt werden kann.
Es ist zu beachten, dass die Steuerung bzw. Regelung des Dieselmotors 1 so sein kann, dass beispielsweise die in 5 und 7 gezeigten Konturdiagramme in dem PCM 10 als Karten bzw. Kennfelder gespeichert werden, die Beziehung von Zylinderinnentemperatur und -druck (beispielsweise das schwarze Quadrat und der schwarze Kreis in dem Konturdiagramm von 7) durch die Detektion verschiedener Parameter geschätzt wird und das EGR-Verhältnis gemäß einer relativen Position zwischen dem geschätzten Zustand und der Isochronlinie festgelegt wird. Alternativ kann die Steuerung bzw. Regelung so sein, dass ohne Speichern der Konturdiagramme als Karten bzw. Kennfelder in dem PCM 10 ein Modell gemäß der Zündverzögerung in dem PCM 10 gespeichert wird, der Zustand von Zylinderinnentemperatur und -druck (das schwarze Quadrat und der schwarze Kreis) und die Isochronlinie basierend auf den Detektionen verschiedener Parameter bzw. des Models geschätzt werden und das EGR-Verhältnis gemäß der Schätzung festgelegt wird. Es ist ferner ersichtlich, dass das hierin beschriebene EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem aus verschiedenen Komponenten besteht, die oben beschrieben wurden, einschließlich eines Abschnitts eines Antriebsstrangsteuer- bzw. -regelmoduls 10, eines Hauptkanals 51, eines Abgasrückführventils 51a, eines Kühler-Bypasskanals 53, eines Kühler-Bypassventils 53a, eines Niederdruck-L/P-EGR-Ventils 54, eines VVM 71.
Es ist zu beachten, dass die Ausführungsformen hierin veranschaulichend und nicht beschränkend sind, da der Schutzumfang der Erfindung durch die beigefügten Ansprüche, und nicht durch die vorangehende Beschreibung definiert wird, und alle Änderungen, die innerhalb des Umfangs und der Grenzen der Ansprüche oder Äquivalente dieses Umfangs und der Grenzen davon liegen, sollen daher durch die Ansprüche eingeschlossen sein.
Bezugszeichenliste

1: Dieselmotor (Motoreinheit)
10: Antriebsstrangsteuer- bzw. -regelmodul (Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul und EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem)
11a: Zylinder
18: Injektoren (Kraftstoffeinspritzventile)
35: Zwischen- bzw. Ladeluftkühler
50: Abgasrückführdurchgang bzw. -kanal (Hochdruck-EGR-System)
51: Hauptdurchgang bzw. -kanal
51a: Abgasrückführventil (EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem)
52: EGR-Kühler (gekühlte EGR-Vorrichtung)
53: Kühler-Bypassdurchgang bzw. -kanal (EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem)
53a: Kühler-Bypassventil (EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem)
54: Abgasrückführdurchgang bzw. -kanal (Niederdruck-EGR-System)
54a: Niederdruck(L/P)-EGR-Ventil (EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem)
54b: EGR-Kühle (gekühlte EGR-Vorrichtung)
71: Variable Valve Motion (VVM) EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem

ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
Diese Liste der vom Anmelder aufgeführten Dokumente wurde automatisiert erzeugt und ist ausschließlich zur besseren Information des Lesers aufgenommen. Die Liste ist nicht Bestandteil der deutschen Patent- bzw. Gebrauchsmusteranmeldung. Das DPMA übernimmt keinerlei Haftung für etwaige Fehler oder Auslassungen.
Zitierte Patentliteratur

JP 2009-293383 A [0002, 0003]

Claims

Dieselmotor mit Direkteinspritzung, der ein Abgasrückführsystem (EGR-System) (50) zum Rückführen zumindest eines Teils des Abgases in einen Brennraum (14a) des Motors aufweist, wobei der Motor in zumindest zwei unterschiedlichen Verbrennungsmodi, einem Vormischverbrennungsmodus und einem Diffusionsverbrennungsmodus, betrieben wird oder betreibbar ist, wobei der Vormischverbrennungsmodus in einem Niederlastbereich ausgewählt wird und der Diffusionsverbrennungsmodus in einem höheren Lastbereich oder einem Hochlastbereich des Motors ausgewählt wird, wobei eine O₂-Konzentration innerhalb des Brennraums (14a) von dem EGR-System (50) eingestellt wird oder von diesem einstellbar ist, und wobei eine O₂-Konzentration in dem Vormischverbrennungsmodus mit zunehmender Last verringert wird, während in dem Diffusionsverbrennungsmodus die O₂-Konzentration mit zunehmender Last erhöht wird.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung insbesondere nach Anspruch 1, umfassend: eine Motoreinheit (1) mit einem geometrischen Verdichtungsverhältnis, das auf näherungsweise 15:1 oder weniger festgelegt ist; ein Kraftstoffeinspritzventil (18), das so angeordnet ist, dass es der Innenseite eines Zylinders (11a) zugewandt ist, und das den Kraftstoff direkt in den Zylinder (11a) einspritzt; ein Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10), das einen Einspritzmodus des Kraftstoffs in den Zylinder (11a) durch das Kraftstoffeinspritzventil (18) steuert bzw. regelt; und ein EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem (50), das eine O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) einstellt, indem es ein EGR-Verhältnis einstellt, das mit einer Einstellung eines in den Zylinder (11a) eingebrachten EGR-Gasvolumens verknüpft ist; wobei das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem (50) das EGR-Verhältnis gemäß der Last der Motoreinheit (1) einstellt, so dass die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) graduell mit einer Zunahme der Last der Motoreinheit (1) abnimmt, wenn die Last nicht höher ist als eine vorbestimmte Last, und dass die O₂-Konzentration graduell ansteigt, wenn die Last höher ist als die vorbestimmte Last; und wobei das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) auf einen Vormischverbrennungsmodus in einem Betriebsbereich einer niedrigen Last stellt, welche die vorbestimmte Last einschließt, und das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) auf einen Diffusionsverbrennungsmodus in einem Betriebsbereich einer Last stellt, welche die vorbestimmte Last überschreitet.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, wobei in dem Vormischverbrennungsmodus eine Kraftstoffeinspritzung vor einem oberen Totpunkt eines Verdichtungshubs beendet wird, und zwar in einem Betriebsbereich einer geringen Last, welche die vorbestimmte Last einschließt, wo die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) am geringsten ist, und sich danach der Kraftstoff entzündet und verbrennt, während in dem Diffusionsverbrennungsmodus die Kraftstoffeinspritzung parallel zu der Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs ausgeführt wird, und zwar in einem Betriebsbereich, wo die Last höher ist als diejenige des Betriebsbereichs in dem Vormischverbrennungsmodus und die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) relativ hoch ist.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem (51) die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) verändert, indem es das EGR-Verhältnis durch eine Steuerung bzw. Regelung einer gekühlten EGR-Vorrichtung (54b) zum Rückführen eines Niedertemperatur-EGR-Gases an einen Einlasskanal (30) der Motoreinheit (1) einstellt.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem (51) ein Hochdruck-EGR-System (50), das von einem Auslasskanal (40) der Motoreinheit (1) an einer Stelle stromaufwärts einer Turbine (61b, 62b) eines Turboladers (61, 62) abzweigt und das EGR-Gas in den Einlasskanal (30) der Motoreinheit (1) rückführt, und ein Niederdruck-EGR-System enthält, das an einer Stelle stromabwärts der Turbine (61b, 62b) abzweigt und das EGR-Gas in den Einlasskanal (30) der Motoreinheit (1) rückführt; und wobei das EGR-Verhältnis-Steuer- bzw. -Regelsystem die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) verändert, indem es das EGR-Verhältnis durch eine Steuerung bzw. Regelung des Niederdruck-EGR-Systems (54) einstellt.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) in dem Diffusionsverbrennungsmodus eine Haupteinspritzung zum Einspritzen des Kraftstoffs, um eine Hauptverbrennung durchzuführen, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und zwei oder mehr Voreinspritzungen ausführt, um Kraftstoff zu einem Zeitpunkt vor der Haupteinspritzung einzuspritzen, um eine Vorverbrennung vor der Hauptverbrennung durchzuführen; wobei das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) einen Einspritzmodus der Voreinspritzung und einen Einspritzmodus der Haupteinspritzung steuert bzw. regelt, so dass eine durch die Hauptverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate anfängt, sich zu erhöhen, nachdem eine durch die Vorverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate eine Spitze erreicht und die Wärmefreisetzrate dann zu sinken beginnt; und wobei die Voreinspritzung zu einem Zeitpunkt ausgeführt wird, wo der für jede Einspritzung eingespritzte Kraftstoff einen Hohlraum der Oberseite eines Kolbens (14) erreicht, der in den Zylinder (11a) gepasst ist.
Dieselmotor mit Steuer- bzw. Regelvorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) in dem Diffusionsverbrennungsmodus die Haupteinspritzung zum Einspritzen des Kraftstoffs, um eine Hauptverbrennung durchzuführen, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und zwei oder mehr Voreinspritzungen ausführt, um Kraftstoff zu Zeitpunkten vor der Haupteinspritzung einzuspritzen, um eine Vorverbrennung vor der Hauptverbrennung durchzuführen; wobei das Einspritzsteuer- bzw. -regelmodul (10) einen Einspritzmodus der Voreinspritzung und einen Einspritzmodus der Haupteinspritzung steuert bzw. regelt, so dass eine Zündverzögerung von einem Beginn der Haupteinspritzung bis zu einem Beginn der Hauptverbrennung näherungsweise 0,1 bis näherungsweise 0.3 msec wird, indem die Vorverbrennung die Temperatur und den Druck innerhalb des Zylinders (11a) erhöht; und wobei die Voreinspritzung zu einem Zeitpunkt ausgeführt wird, wo der für jede Einspritzung eingespritzte Kraftstoff einen Hohlraum der Oberseite eines Kolbens (14) erreicht, der in den Zylinder (11a) gepasst ist.
Verfahren zum Steuern bzw. Regeln eines Dieselmotors mit Direkteinspritzung, der ein Abgasrückführsystem (EGR-System) (50) zum Rückführen zumindest eines Teils des Abgases in einen Brennraum (14a) des Motors aufweist, wobei das Verfahren die Schritte umfasst: Betreiben des Motors in zumindest zwei unterschiedlichen Verbrennungsmodi, einem Vormischverbrennungsmodus und einem Diffusionsverbrennungsmodus, Auswählen des Vormischverbrennungsmodus in einem Bereich geringerer Last und Auswählen des Diffusionsverbrennungsmodus in einem Bereich höherer Last des Motors, Einstellen einer O₂-Konzentration innerhalb des Brennraums (14a) durch Einstellen eines EGR-Verhältnisses, das von dem EGR-System (50) bereitgestellt wird, und Verringern einer O₂-Konzentration mit zunehmender Last in dem Vormischverbrennungsmodus und Erhöhen der O₂-Konzentration mit zunehmender Last in dem Diffusionsverbrennungsmodus.
Verfahren zum Steuern bzw. Regeln eines Dieselmotors, wobei der Motor ein geometrisches Verdichtungsverhältnis aufweist, das auf näherungsweise 15:1 oder weniger festgelegt ist, und der Motor eine Kompressionsselbstzündung von in einen Zylinder (11a) zugeführtem Kraftstoff bewirkt, wobei das Verfahren umfasst: Einstellen eines EGR-Verhältnis gemäß einer Last des Dieselmotors, so dass eine O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) graduell auf eine vorbestimmte Last mit einer Zunahme der Last des Dieselmotors abnimmt, während die O₂-Konzentration graduell über die vorbestimmte Last ansteigt; Betreiben des Dieselmotors in einem Vormischverbrennungsmodus in einem Betriebsbereich einer geringen Last, welche die vorbestimmte Last einschließt, und Betreiben des Dieselmotors in einem Diffusionsverbrennungsmodus in einem Betriebsbereich einer Last, welche die vorbestimmte Last überschreitet.
Verfahren nach Anspruch 9, wobei in dem Vormischverbrennungsmodus eine Kraftstoffeinspritzung vor einem oberen Totpunkt eines Verdichtungshubs beendet wird, und zwar in einem Betriebsbereich einer geringen Last, welche die vorbestimmte Last einschließt, wo die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) am geringsten ist, und sich danach der Kraftstoff entzündet und verbrennt; und in dem Diffusionsverbrennungsmodus die Kraftstoffeinspritzung parallel zu der Entzündung und Verbrennung des Kraftstoffs ausgeführt wird, und zwar in einem Betriebsbereich, wo die Last höher ist als diejenige des Betriebsbereichs in dem Vormischverbrennungsmodus und die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) relativ hoch ist.
Verfahren nach Anspruch 9 oder 10, wobei die O₂-Konzentration innerhalb des Zylinders (11a) verändert wird, indem ein Niedertemperatur-EGR-Gas in einen Einlasskanal (30) des Dieselmotors rückgeführt wird.
Verfahren nach einem der Ansprüche 9 bis 11, wobei eine Haupteinspritzung und eine Voreinspritzung in dem Diffusionsverbrennungsmodus durchgeführt werden, so dass eine Hauptverbrennung, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und eine Vorverbrennung vor der Hauptverbrennung durchgeführt werden; und wobei ein Einspritzmodus der Voreinspritzung und ein Einspritzmodus der Haupteinspritzung bestimmt werden, so dass eine durch die Hauptverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate anfängt, sich zu erhöhen, nachdem eine durch die Vorverbrennung bedingte Wärmefreisetzrate eine Spitze erreicht und die Wärmefreisetzrate dann zu sinken beginnt.
Verfahren nach einem der Ansprüche 9 bis 12, wobei eine Haupteinspritzung und eine Voreinspritzung in dem Diffusionsverbrennungsmodus durchgeführt werden, so dass eine Hauptverbrennung, wo eine Diffusionsverbrennung hauptsächlich bewirkt wird, und eine Vorverbrennung vor der Hauptverbrennung durchgeführt werden; und wobei ein Einspritzmodus der Voreinspritzung und ein Einspritzmodus der Haupteinspritzung bestimmt werden, so dass eine Zündverzögerung von einem Beginn der Haupteinspritzung bis zu einem Beginn der Hauptverbrennung näherungsweise 0,1 bis näherungsweise 0.3 msec wird, indem die Vorverbrennung die Temperatur und den Druck innerhalb des Zylinders (11a) erhöht; und wobei die Voreinspritzungen mehrere Male während des Verdichtungshubs gemäß dem vorbestimmten Einspritzmodus ausgeführt werden und nach der Voreinspritzung die Haupteinspritzung gemäß dem vorbestimmten Einspritzmodus ausgeführt wird.
Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, wobei die Voreinspritzung zu einem Zeitpunkt ausgeführt wird, wo der für jede Einspritzung eingespritzte Kraftstoff einen Hohlraum der Oberseite eines Kolbens (14) erreicht, der in den Zylinder (11a) gepasst ist.
Computerprogrammprodukt, umfassend computerimplementierte Instruktionen, die auf einem geeigneten System geladen und ausgeführt die Schritte eines Verfahrens nach einem der vorhergehenden Ansprüche 8 bis 14 ausführen können.