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Die
vorliegende Erfindung betrifft einen Verbrennungssteuerapparat für einen
Motor, einen Motor, ein Verbrennungssteuer- bzw. -regelverfahren, ein
computerlesbares Speichermedium und ein Computerprogramm zum Durchführen eines
Verbrennungssteuerverfahrens, wenn es auf einem geeigneten Computer
laufen gelassen wird.
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Im
allgemeinen spritzt ein Direkteinspritzungs-Dieselmotor Kraftstoff
in eine Verbrennungskammer mit hoher Temperatur und hohem Druck nahe
dem oberen Totpunkt TDC eines Kompressionshubs in einem Zylinder
ein, um eine Selbstzündung
des Kraftstoffs zu veranlassen bzw. zu verursachen. Zu diesem Zeitpunkt
schreitet der in die Verbrennungskammer eingespritzte Kraftstoff
fort, während
er in feine Tröpfchen
durch eine Kollision mit äußerst dichter
Luft (atomisiert bzw. zerstäubt)
gespalten wird, um so einen ungefähr konus- bzw. kegelförmigen Kraftstoffnebel auszubilden.
Die Kraftstofftropfen bzw. -tröpfchen
verdampfen von ihrer Oberfläche und
involvieren umgebende Luft hauptsächlich an dem vorderen Rand
und ihrem Umfang des Kraftstoffnebels ein, um ein Gemisch auszubilden,
welches eine Verbrennung zum Zeitpunkt startet, wenn die Dichte
und Temperatur des Gemischs den erforderlichen Zustand für eine Zündung erreicht
(vorgemischte Verbrennung). Dann verschiebt sich vermutlich die
Verbrennung zur Diffusionsverbrennung, die umgebenden Kraftstoffdampf
und Luft involviert, mit ihrem Kern, bei welchem die Zündung oder
Verbrennung zuerst in der oben erwähnten Art und Weise aufgetreten
ist.
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In
einer derartigen Verbrennung des herkömmlichen bzw. konventionellen
Dieselmotors (einfach als Dieselverbrennung nachfolgend erwähnt), veranlaßt das Hauptteil
an Kraftstoff die Diffusionsverbrennung, die auf die anfängliche
vorgemischte Verbrennung folgt. Zu dieser Zeit jedoch wird im Kraftstoffspray
bzw. -nebel, der heterogen in der Dichte ist, Stickstoffoxid (NOx)
durch die abrupte Wärmeerzeugung
bei bzw. an dem Abschnitt erzeugt, wo das Überschußluftverhältnis λ nahe 1 ist. Außerdem wird
Ruß durch
den Mangel an Sauerstoff an dem Abschnitt erzeugt, wo der Kraftstoff übermäßig reich
ist. In dieser Hinsicht wurde herkömmlicherweise die Rezirkulation
eines Teils des Abgases zur Einlaßluft (Abgasrezirkulation:
einfach nachfolgend als EGR erwähnt)
oder das Erhöhen
des Kraftstoffeinspritzungsdrucks in die Praxis umgesetzt, um NOx und
Ruß zu
verringern.
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Während eines
solchen EGR verringert die Rezirkulation des inaktiven Abgases die
Verbrennungstemperatur, um die Erzeugung von NOx zu unterdrücken, aber
andererseits verringert es die Menge von Sauerstoff in der Einlaßluft. Somit
führt eine große Menge
an EGR zur Förderung
der Rußproduktion.
Außerdem
fördert
bzw. unterstützt
der erhöhte Kraftstoffeinspritzungsdruck
die Atomisierung von Kraftstoffspray bzw. -nebel und erhöht eine
Kraftstoffpenetration bzw. -durchdringung, um das Luft-Verwertungsverhältnis zu
verbessern, welches fähig
ist, die Erzeugung von Ruß zu
unterdrücken,
aber wahrscheinlich leicht NOx erzeugt. D.h. infolge der Kompromißbeziehung
zwischen den Verringerungen in NOx und Ruß ist es tatsächlich schwierig,
sowohl NOx und Ruß auf
einmal bei bzw. in der Dieselverbrennung zu verringern.
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Zu
diesem wurde neulich ein neues Verbrennungskonzept vorgeschlagen,
welches signifikant bzw. merklich und gleichzeitig NOx und Ruß verringert,
indem der Kraftstoffeinspritzungszeitpunkt stark vorgerückt wird,
um eine Verbrennungsbedingung zu erzielen, die hauptsächlich durch
die vorgemischte Verbrennung dominiert wird. Das Verbrennungskonzept
ist allgemein bekannt als eine vorgemischte kompressive bzw. Druckzündungsverbrennung.
Die japanische Veröffentlichung
der Patentanmeldung Nr. 2000-110669 offenbart einen Dieselmotor,
der eine beträchtliche
Menge von Abgas während
des EGR rezirkuliert und den Kraftstoff zum Zeitpunkt innerhalb
des Kompressionshubs eines Zylinders einspritzt. Der eingespritzte
Kraftstoff mischt sich ausreichend mit der Luft, um das Gemisch
auszubilden, welches sich selbst zündet und am Ende des Kompressionshubs
verbrennt.
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Wenn
eine derartige vorgemischte Verbrennung (die vorgemischte kompressive
bzw. Druckzündungsverbrennung)
auftritt, wird das Verhältnis
des Abgases, das zur Einlaßluft
durch die EGR zurückkehrt
(das EGR Verhältnis),
um eine bestimmte Menge von jener in der oben beschriebenen Dieselverbrennung
erhöht.
Besonders wird das Abgas, dessen Wärmekapazität größer als Luft ist, mit der Einlaßluft gemischt,
und die Dichte von Kraftstoff und Luft in der Vormischung wird verringert,
um eine Zündverzögerungszeit
zu verlängern,
um Kraftstoff und Einlaßluft (Luft
und Abgas) ausreichend zu mischen. Zusätzlich wird der Zündzeitpunkt
des auf seine solche Weise erzeugten Vorgemischs bis nahe zum oberen
Totpunkt (TDC) des Kompressionshubs verzögert, um eine Wärmeerzeugungseigenschaft
mit hoher Wärmenutzleistung
bzw. -effizienz zu erzielen. Außerdem ist,
wenn das Vorgemisch auf die oben erwähnte Art und Weise zündet, das
inaktive Abgas im wesentlichen homogen um den Kraftstoff und die
Luft diffundiert. Dies absorbiert die Verbrennungswärme, wodurch
die NOx Erzeugung stark unterdrückt
wird.
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Zum
Rezirkulieren einer derartigen großen Menge des Abgases zu Verbrennungskammern
von jeweiligen Zylindern ist der oben beschriebene herkömmliche
Dieselmotor mit einem Abgasrezirkulationsdurchtritt ausgestattet
bzw. ausgerüstet,
der groß im
Durchmesser ist, welcher den Einlaßdurchtritt mit dem Auslaßdurchtritt
kommuniziert bzw. in Verbindung setzt. Das Abgas, das aus dem Abgas-
bzw. Auslaßdurchtritt
stromaufwärts
eines Kompressors bzw. Verdichters eines Turboladers abgezogen wird, wird
zu einem Einlaßdurchtritt
stromabwärts
des Kompressors des Turboladers rezirkuliert. Darüber hinaus
ist ein Regulatorventil zum Einstellen der Menge des Abgases vorgesehen
bzw. zur Verfügung gestellt,
das durch den Abgasrezirkulationsdurchtritt strömt, um ein passendes bzw. ordnungsgemäßes Verhältnis der
Abgasrezirkulation in der Einlaßluft
zu erzielen.
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Jedoch ändert sich
indem Fall, daß das
Regulatorventil die Menge des Abgases durch den Abgasrezirkulationsdurchtritt
wie oben beschrieben einstellt, die Rezirkulationsmenge des Abgases
nicht sofort bei dem Einstellen des Öffnungsgrads des Regulatorventils
für die
Abgasrezirkulationsmenge, sondern ändert sich nach einer Verzögerungszeit.
Somit ändert
sich beispielsweise im Fall einer Erhöhung bzw. eines Anstiegs in
der Fluß-
bzw. Strömungsmenge
einer Einlaßluft,
die durch einen Anstieg in einer Motordrehzahl verursacht ist, die
Rückführungs- bzw.
Rezirkulationsmenge nach einer Verzögerungszeit, was ein Problem
verursacht, daß das
EGR Verhältnis
zeitlich vorübergehend
erniedrigt bzw. abgesenkt ist, um vom richtigen bzw. passenden Bereich abzuweichen.
Darüber
hinaus ändert
sich die Menge des Abgases, das in der Verbrennungskammer zurückbleibt
(sogenannte interne EGR), abhängig
von einer Motorbetriebsbedingung, was das EGR Verhältnis veranlaßt zu fluktuieren.
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Außerdem veranlaßt selbst
mit demselben EGR Verhältnis
die Änderung
in einer Temperaturbedingung des rezirkulierenden Abgases die Zündungsverzögerungszeit
zu variieren. D.h., die Zündungsverzögerungszeit
wird bei einem Anstieg in der Temperatur des rezirkulierenden Abgases
verkürzt, und
im Gegensatz wird die Zündungsverzögerungszeit
mit einer Verringerung in der Temperatur des rezirkulierenden Abgases
verlängert.
Zusätzlich
verursacht streng die Änderung
in Temperaturen der Verbrennungskammer und Einlaßluft, die Zündungsverzögerungszeit
zu variieren.
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Deshalb
ist in der oben beschriebenen vorgemischten kompressiven bzw. Druckzündungsverbrennung
nur ein Einstellen des Öffnungsgrads
des Regulatorventils im Abgasrezirkulationsdurchtritt unzureichend,
um den Zündzeitpunkt
des Vorgemischs konstant nahe dem oberen Totpunkt beizubehalten, was
ein Problem verursacht, daß die
optimale Wärmeerzeugungseigenschaft
nicht immer erzielt wird.
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Hier
offenbart die japanische Veröffentlichung
der Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. 2000-008929 einen Regel- bzw.
Steuerprozeß des Zündzeitpunkts
des Vorgemischs. Gemäß dem Prozeß wird ein
Teil des Kraftstoffs, der einem erforderlichen Motordrehmoment entspricht,
in die Verbrennungskammer zu einer Zeit innerhalb einer Periode vom
Einlaßhub zum
Kompressionshub eingespritzt, um eine relativ magere Vormischung
auszubilden. Dann wird das verbleibende Teil des Kraftstoffs nahe dem
oberen Totpunkt des Kompressionshubs beispielsweise eingespritzt,
um sofort die Diffusionsverbrennung zu verursachen, welche die Verbrennung des
Vorgemischs auslöst.
Jedoch wird in dieser Technik das Vorgemisch zwangsweise dazu getrieben bzw.
veranlaßt,
durch die Diffusionsverbrennung des später eingespritzten Kraftstoffs
zu zünden,
was Probleme verursacht: eine beträchtliche Menge an Rußerzeugung
während
der Verbrennung; und die Verschlechterung in einer Kraftstoffeffizienz
durch einen wahrscheinlichen Anstieg in der Menge des nicht verbrannten
Gemischs.
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Bezugnahme
kann auf ein Papier mit dem Titel "Entwicklung einer Zündungszeitpunktregelung bzw.
-steuerung in einem HCCI DI Diesel Motor", durch Yanagihara et al, Proceedings
of JSAE Nr. 51-01, Nr. 20015025, Seiten 17–22, Mai 2001 gemacht werden.
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Das
Papier bzw. Dokument offenbart eine Technologie, in welcher der
Motor mit dem relativ niedrigen Kompressions- bzw. Verdichtungsverhältnis in
seiner Spezifikation so eine kleine Menge an Kraftstoff einspritzt,
um sich nicht selbst zu einem frühen
Zeitpunkt (beispielsweise BTDC 50 Grad CA.) des Kompressionshubs
im Zylinder zu entzünden, um
ein Vorgemisch in der Verbrennungskammer zu erzeugen.
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Dann
wird, während
eine Oxidationsreaktion bei niedriger Temperatur (eine Reaktion
einer kühlen Flamme)
während
des Expansionshubs andauert, in welchem sich die Temperatur allmählich nach
dem oberen Totpunkt des Kompressionshubs des Zylinders erniedrigt,
Kraftstoff zusätzlich
eingespritzt, um zu zünden
und zu verbrennen.
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Jedoch
löst beim
Stand der Technik die zusätzliche
Kraftstoffeinspritzung auch die Zündung von selbst aus. Der Unterschied
dieses Standes der Technik von dem vormaligen Stand der Technik
(japanische Veröffentlichung
der Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. 2000-008929) ist, nur einen Kraftstoffeinspritzungszeitpunkt
auf die relativ verzögerte
Seite im Expansionshub (beispielsweise ATDC 10 Grad CA oder danach)
des Zylinders einzustellen, um die zusätzliche Kraftstoffeinspritzung
daran zu hindern, die Diffusionsverbrennung zu verursachen. Somit
verursacht vermutlich der außerordentlich
verzögerte
Zündungszeitpunkt,
daß die
Zykluseffizienz abnimmt und die Menge von nicht verbranntem Vorgemisch
ansteigt, was merklich die Kraftstoffeffizienz verschlechtert.
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Das
Ziel bzw. der Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist es, den
Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs zu optimieren und die Kraftstoffeffizienz zu verbessern,
selbst wenn das Rezirkulationsverhältnis des Abgases stark geändert wird
oder selbst wenn die Temperatur des Abgases und ein anderer Faktor
durch die Änderung
in der Motorbetriebsbedingung geändert
werden, in einem Direkteinspritzungsmotor, welcher Kraftstoff in
die Verbrennungskammer des Zylinders zu einem relativ frühen Zeitpunkt
einspritzt, eine große
Menge des Abgases rezirkuliert, um die Zündung des Gemischs zu verzögern, und
den Kraftstoff mit Einlaßluft
während
der Verzögerungszeit
vor der Verbrennung des Gemischs gut mischt.
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EP 1 063 427 A offenbart
ein Motorregel- bzw. -steuersystem zum Regeln bzw. Steuern einer Kraftstoffeinspritzung
eines Direktkraftstoffeinspritzungsmotors, in welchem eine Hilfs- und Hauptkraftstoffeinspritzung
durchgeführt
werden.
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EP 0 732 485 A offenbart
einen Dieselmotor, der ein NOx absorbierendes Mittel aufweist, das
in einem Abgasdurchtritt angeordnet ist, in welchem eine Vormischungsverbrennung
durchgeführt
wird.
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Das
Ziel wird gemäß der Erfindung
durch einen Verbrennungssteuerapparat für einen Dieselmotor gemäß Anspruch
1, durch ein Verbrennungssteuerverfahren gemäß Anspruch 5, durch ein computerlesbares
Speichermedium gemäß Anspruch
6 und durch ein Computerprogramm gemäß Anspruch 7 gelöst. Bevorzugte
Ausführungsformen
der vorliegenden Erfindung sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche.
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Somit
wird gemäß der vorliegenden
Erfindung der Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs optimiert und ein Kraftstoffwirkungsgrad verbessert, selbst
wenn das Rezirkulationsverhältnis
des Abgases stark geändert
wird oder selbst wenn die Temperatur des Abgases und ein anderer
Faktor durch die Änderung
in der Motorbetriebsbedingung fluktuiert werden, in einem Direkteinspritzungsmotor,
welcher Kraftstoff in die Verbrennungskammer des Zylinders bei einem
relativ frühen
Zeitpunkt einspritzt, eine große
Menge des Abgases rezirkuliert, um die Zündung des Gemischs zu verzögern, und
den Kraftstoff mit der Einlaßluft
während
der Verzögerungszeit
vor der Verbrennung des Gemischs gut mischt.
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Gemäß der vorliegenden
Erfindung wird, unmittelbar bevor oder nachdem das Vorgemisch, das aus
dem Kraftstoff gebildet ist, der in die Verbrennungskammer im Zylinder
während
der Haupteinspritzung eingespritzt wird, die kühle Flammenreaktion bzw. Reaktion
der kühlen
Flamme aufgrund des Temperaturanstiegs in der Verbrennungskammer
im Kompressionshub des Zylinders startet, die hilfsweise Einspritzung
bei einem vorbestimmten Zeitpunkt ausgeführt.
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Die
Menge der hilfsweisen Einspritzung wird geregelt bzw. gesteuert,
um den Zündungszeitpunkt einzustellen.
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D.h.,
die Erfinder der vorliegenden Erfindung haben sich hartnäckig bemüht, das
wie oben beschriebene Problem beim Erforschen der kompressiven bzw.
Druckzündung
des vorgemischten Luft-Kraftstoff-Gemischs zu lösen. Als ein Ergebnis haben
die Erfinder neulich eine Tatsache entdeckt, daß, wenn die zusätzliche
Kraftstoffeinspritzung bei dem vorbestimmten Zeitpunkt unmittelbar
vor oder nach dem Auftreten der kühlen Flammenreaktion des Vorgemischs
auftritt, während
die Temperatur in der Verbrennungskammer allmählich bei einem spätem Stadium
des Kompressionshubs des Zylinders ansteigt, der Übergang
von der kühlen
Flammenreaktion zur heißen
Flammenreaktion, d.h. die Zündung, durch
die zusätzliche
Kraftstoffeinspritzung verzögert wird.
Auf der Basis dieser Tatsache haben die Erfinder die vorliegende
Erfindung zustande gebracht.
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Als
ein Ergebnis regeln bzw. steuern die Haupteinspritzungs-Regel- bzw.
-Steuermittel die Einspritzeinrichtung, um Kraftstoff zu einem relativ frühen Zeitpunkt
wenigstens in einem des Einlaßhubs
und des Auslaßhubs
zum Ausführen
der Haupteinspritzung einzuspritzen. Darüber hinaus regeln bzw. steuern
die Abgasrezirkulations-Regel- bzw. -Steuermittel
die Abgasrezirkulations-Regulatormittel so, daß das Rezirkulationsverhältnis ein
vorbestimmter Wert oder mehr wird (der EGR Wert gleich oder größer als
der erste vorbestimmte Wert ist). Somit wird der Kraftstoff, der
während
der Haupteinspritzung eingespritzt wird, weit relativ über die
Verbrennungskammer diffundiert und wird ausreichend sowohl mit dem
rezirkulierten Abgas als auch Luft vermischt, um ein äußerst homogenisiertes
Luft-Kraftstoff-Gemisch auszubilden. Das Gemisch entzündet sich
beim späten
Stadium des Kompressionshubs selbst, um die Verbrennung zu erzielen,
in welcher das Verhältnis
der vorgemischten Verbrennung relativ groß ist. Die Verbrennung ist
die Niedrigtemperaturverbrennung ähnlich jener des herkömmlichen Beispiels
(japanische Veröffentlichung
der Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. 2000-110669), welche merklich kleine Mengen von NOx und Ruß erzeugt.
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Außerdem regeln
bzw. steuern die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel die Einspritzeinrichtung,
um Kraftstoff für
ein Ausführen
der hilfsweisen Einspritzung einzuspritzen, unmittelbar bevor oder
nachdem die kühle
Flammenreaktion in dem Vorgemisch bei der erhöhten Temperatur in der Verbrennungskammer
im Kompressionshub des Zylinders auftritt. Der eingespritzte Kraftstoff
absorbiert Wärme
vom umgebenden Vorgemisch während
einer Kraftstoffverdampfung, um die Temperatur zu erniedrigen, so
daß sich
der Übergang
von der kühlen Flammenreaktion
zur heißen
Flammenreaktion, d.h. die Zündung
des Gemischs verzögert.
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Zu
dieser Zeit wird, wenn die hilfsweise Einspritzungsmenge erhöht wird,
die Temperatur des Vorgemischs erniedrigt, um die Verzögerungszeit
zu verlängern.
Somit wird der Zündungszeitpunkt
durch die Einstellung der Menge der hilfsweisen Einspritzung geregelt
bzw. gesteuert.
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Vorzugsweise
können
die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel die Hilfseinspritzungsmenge
so regeln bzw. steuern, daß die
Zündung
des Gemischs, d.h. der Übergang
von der kühlen
Flammenreaktion zur heißen
Flammenreaktion innerhalb der vorbestimmten Periode nahe dem oberen
Totpunkt des Kompressionshubs des Zylinders auftritt.
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Dies
deshalb, weil, wie oben beschrieben, wenn die Hilfseinspritzungsmenge
erhöht
wird, die Temperatur des Vorgemischs erniedrigt wird, um die Verzögerungszeit
zu verlängern.
Somit wird der Zündungszeitpunkt
durch die Einstellung der Hilfseinspritzungsmenge geregelt bzw.
gesteuert.
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Demgemäß kann,
selbst wenn das Rezirkulationsverhältnis des Abgases geändert wird,
oder selbst wenn die Temperatur und der andere Faktor des Abgases
durch die Änderung
in der Motorbetriebsbedingung geändert
werden, der Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs innerhalb einer vorbestimmten Periode nahe dem oberen
Totpunkt beibehalten werden, um ein Wärmeerzeugungsmerkmal mit hoher
Zyklusnutzleistung bzw. -effizienz zu erzielen.
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Die
Hilfseinspritzungsmenge kann wenigstens gemäß dem EGR Wert eingestellt
werden.
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Spezifisch
können
EGR-Verhältnis-Abschätzungsmittel
zum Abschätzen
eines tatsächlichen bzw.
aktuellen EGR Werts des Motors bereitgestellt sein bzw. werden,
und die Hilfseinspritzungsmenge kann gemäß wenigstens dem Wert eingestellt
werden, der durch die EGR-Verhältnis-Abschätzungsmittel
abgeschätzt
wird. Es ist zu erwähnen,
daß die
Regelung bzw. Steuerung der Hilfseinspritzungsmenge basierend auf
der Temperatur des Abgases und der Temperatur des Zylinders zusätzlich zum
EGR Wert oder seinem abgeschätzten
Wert durchgeführt
werden kann.
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Wenn
die Hilfseinspritzungsmenge in Assoziation bzw. Verbindung mit dem
EGR Wert, wie oben beschrieben, eingestellt wird, kann die Hilfseinspritzungsmenge
richtig eingestellt werden, um hinsichtlich des Einflusses auf den
Zündungszeitpunkt
durch die Änderung
im Rezirkulationsverhältnis
des Abgases zur Verbrennungskammer zu kompensieren, wodurch eine
optimale Wärmeerzeugungseigenschaft bzw.
-charakteristik mit hoher Zykluseffizienz erzielt wird. Insbesondere
wird, wenn die Hilfseinspritzungsmenge gemäß dem abgeschätzten Wert
des tatsächlichen
EGR Werts eingestellt wird, die Regel- bzw. Steuergenauigkeit verbessert,
wodurch ausreichend der oben beschriebene Effekt bereitgestellt
wird.
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Vorzugsweise
können
die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel die Hilfseinspritzungsmenge
erhöhen,
wenn der abgeschätzte
Wert des EGR Werts gleich oder größer als der zweite vorbestimmte
Wert kleiner als der erste vorbestimmte Wert ist.
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Somit
verzögert
die Erhöhung
in der Hilfseinspritzungsmenge den Zündungszeitpunkt des Vorgemischs,
um sich TDC anzunähern,
selbst wenn beispielsweise die Erhöhung in der Rezirkulationsmenge
des Abgases verzögert
wird, um das EGR Verhältnis übermäßig zu erniedrigen
(der abgeschätzte
Wert des EGR Werts wird der zweite vorbestimmte Wert oder geringer),
während
der Motor beschleunigt.
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Mehr
bevorzugt können
ein Motordrehmoment detektierende Mittel zum Detektieren eines Werts
bereitgestellt bzw. zur Verfügung
gestellt werden, der mit dem Motorausgabedrehmoment assoziiert bzw.
verbunden ist, und die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel
können
vorzugsweise die Hilfseinspritzungsmenge gemäß dem Wert einstellen, der
durch die ein Motordrehmoment detektierenden Mittel detektiert wird.
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Spezifisch
können
die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel zwangsweise die
Hilfseinspritzungsmenge im stabilen Zustand des Motors erhöhen oder
verringern, und die Hilfseinspritzungsmenge gemäß der Änderung im Wert, der durch
die ein Motordrehmoment detektierenden Mittel detektiert wird, als
Ergebnis der zwangsweisen Zunahme oder Verringerung regeln bzw.
steuern.
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Spezifisch
kann, wenn der Wert, der durch die ein Motordrehmoment detektierenden
Mittel detektiert wird, sich in Richtung zur Seite eines höheren Drehmoments
als ein Ergebnis der Zunahme in der Hilfseinspritzungsmenge ändert, die
Hilfseinspritzungsmenge weiter erhöht werden, und kann, wenn sich
der detektierte Wert in Richtung zur Seite eines niedrigeren Drehmoments
als ein Ergebnis der Zunahme der Hilfseinspritzungsmenge ändert, die
Hilfseinspritzungsmenge verringert werden. Andererseits kann, wenn
sich der Wert, der durch die ein Motordrehmoment detektierenden
Mittel detektiert wird, in Richtung zur Seite eines höheren Drehmoments
als ein Ergebnis der Abnahme in der Hilfseinspritzungsmenge ändert, die
Hilfseinspritzungsmenge weiter verringert werden, und kann, wenn
sich der detektierte Wert in Richtung zur Seite eines niedrigeren
Drehmoments als ein Ergebnis der Verringerung der Hilfseinspritzungsmenge ändert, die
Hilfseinspritzungsmenge erhöht
werden.
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D.h.
die Zunahme in der Hilfseinspritzungsmenge veranlaßt, den
Zündzeitpunkt
des Vorgemischs zu verzögern.
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Somit
ist, wenn das Motordrehmoment als ein Ergebnis der Zunahme in der
Hilfseinspritzungsmenge erhöht
ist, der Zündungszeitpunkt
auf der vorverlegten Seite des optimalen Zeitpunkts. Um mit diesem
fertig zu werden, wird die Hilfseinspritzungsmenge weiterhin erhöht.
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Im
Gegensatz dazu ist, wenn das Motordrehmoment als ein Ergebnis der
Zunahme in der Hilfseinspritzungsmenge erniedrigt ist, der Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs auf der verzögerten
Seite des optimalen Zeitpunkts. Um mit diesem fertig zu werden,
wird die Hilfseinspritzungsmenge verringert.
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Dies
läßt die Zündung des
Vorgemischs zu dem Zeitpunkt auftreten, welcher das Motordrehmoment
maximiert, oder die optimale Wärmeerzeugungseigenschaft
bzw. -charakteristik erzielt.
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Auf
die gleiche Weise kann die Hilfseinspritzungsmenge gemäß der Änderung
im Motorausgabedrehmoment erhöht
oder verringert werden, wenn die Hilfseinspritzungsmenge verringert
wird.
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D.h.,
selbst wenn die Zündungsverzögerungszeit
abhängig
von dem Rezirkulationsverhältnis und
der Temperatur des Abgases und der Temperatur der Verbrennungskammer
geändert
wird, kann die Einstellung der Hilfseinspritzungsmenge gemäß der Änderung
im Motorausgabedrehmoment den Einfluß des Verhältnisses und der Temperatur
aufheben bzw. zunichte machen, wodurch der Zündungszeitpunkt des Vorgemischs
optimiert wird.
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In Übereinstimmung
mit der vorliegenden Erfindung wird weiterhin ein Motor bereitgestellt,
der mit einem Verbrennungssteuerapparat gemäß der vorliegenden Erfindung
oder der bevorzugten Ausführungsform
davon ausgestattet ist.
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In Übereinstimmung
mit der vorliegenden Erfindung wird noch weiterhin ein computerlesbares Speichermedium
bereitgestellt, welches darauf ein Computerprogramm gespeichert
aufweist, welches, wenn auf einen Computer geladen, ein Verbrennungssteuerverfahren
gemäß der vorliegenden
Erfindung oder der bevorzugten Ausführungsform davon ausführt.
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In Übereinstimmung
mit der vorliegenden Erfindung wird noch weiterhin ein Computerprogramm bereitgestellt,
welches, wenn auf einen Computer geladen, ein Verbrennungssteuerverfahren
gemäß der vorliegenden
Erfindung oder der bevorzugten Ausführungsform davon ausführt.
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Andere
Merkmale, Aspekte und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden
aus der folgenden Beschreibung der Erfindung ersichtlich werden,
welche auf die begleitenden Zeichnungen verweist. Es sollte verstanden
werden, daß,
selbst obwohl Ausführungsformen
gesondert beschrieben werden, einzelne Merkmale davon zu zusätzlichen
Ausführungsformen
kombiniert werden können.
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1 ist
ein schematisches Diagramm, welches eine Gesamtstruktur eines Verbrennungssteuerapparats
für einen
Motor in Übereinstimmung
mit bevorzugten Ausführungsformen
der vorliegenden Erfindung illustriert.
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2 ist
ein Diagramm, welches ein Beispiel einer Karte oder Tabelle oder
Beziehung zeigt, die für ein
Schalten der Motorverbrennungsmoden verwendet wird.
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3 ist
ein illustratives Diagramm, das schematisch die Kraftstoffeinspritzungstätigkeit durch
die Einspritzeinrichtung zeigt.
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4 ist
eine graphische Darstellung, die die Änderungen im Wärmeerzeugungsverhältnis in
bezug auf den Kurbelwinkel für
verschiedene EGR Verhältnisse
illustriert.
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5(a), (b), und (c) sind graphische Darstellungen,
die in der Relation jeweils die Änderungen
im Überschußluftverhältnis, NOx
Konzentration und Rußkonzentration
jeweils in bezug auf das EGR Verhältnis zeigen,
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6 ist
eine graphische Darstellung, die die Änderungen in der NOx Konzentration
und Rußkonzentration
in bezug auf das EGR Verhältnis
während der
Dieselverbrennung zeigt.
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7 ist
eine graphische Darstellung, die die Änderungen im Wärmeerzeugungsverhältnis in
bezug auf den Kurbelwinkel für
verschiedene Hilfseinspritzungsmengen zeigt.
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8 ist
eine graphische Darstellung, die die Änderungen in der Verbrennungskammertemperatur in
bezug auf den Kurbelwinkel für
verschiedene Hilfseinspritzungsmengen illustriert.
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9(a), (b), und (c) sind graphische Darstellungen,
die jeweils die Änderungen
in der NOx Konzentration, Rußkonzentration
und Motorausgabe bzw. -leistung für verschiedene Hilfseinspritzungsmengen
illustrieren.
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10 ist
ein Flußdiagramm,
das das frühe Stadium
des Kraftstoffeinspritzungs-Regel- bzw. -Steuerprozesses bzw. -verfahrens
illustriert.
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11 ist
ein Flußdiagramm,
das das späte Stadium
des Kraftstoffeinspritzungs-Regel- bzw. -Steuerprozesses illustriert.
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12(a), (b), und (c) sind illustrative
Diagramme, die jeweils Beispiele einer Ziel-Drehmomentkarte oder
-tabelle oder -beziehung für
den Motor, eine Einspritzungsmengekarte oder -tabelle oder -beziehung,
und eine Einspritzungszeitpunktkarte oder -tabelle oder -beziehung
zeigen.
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13(a), und (b) sind illustrative Diagramme,
die jeweils eine Tabelle, die die Basiseinspritzungsmenge für die Hilfseinspritzung
in bezug auf die Änderung
im EGR Verhältnis
vorschreibt, und eine Tabelle zeigen, die die erste korrigierende
Menge für die
Hilfseinspritzung in bezug auf die Änderung in der EGR Abweichung
vorschreibt.
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14 ist
ein Flußdiagramm,
das den EGR Regel- bzw. Steuerprozeß zeigt.
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15(a) und (b) sind illustrative Diagramme,
die jeweils Beispiele einer EGR Karte oder Tabelle oder Beziehung,
und die Änderung
in der Öffnung des
EGR Ventils an der EGR Karte oder Tabelle oder Beziehung zeigen.
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Bevorzugte
Ausführungsformen
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die begleitenden
Zeichnungen.
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(Gesamtkonfiguration)
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1 illustriert
eine Konfiguration eines Verbrennungssteuerapparats A für einen
Motor in Übereinstimmung
mit der bevorzugten Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung anhand eines Beispiels. Durch 1 ist
ein Dieselmotor identifiziert, der auf einem Fahrzeug zu montieren
ist. Der Motor 1 umfaßt
eine Mehrzahl von Zylindern 2, 2, ... (von welchen
einer illustriert ist). Kolben 3 sind innerhalb jedes Zy linders 2 so
eingepaßt,
um sich jeweils vorzugsweise in einer im wesentlichen vertikalen
Richtung hin- und herzubewegen. Der Kolben 3 definiert
eine Verbrennungskammer 4 innerhalb jedes Zylinders 2.
Eine Einspritzeinrichtung 5 (Kraftstoffeinspritzungsventil)
ist an einem Dach der Verbrennungskammer 4 angeordnet. Die
Einspritzeinrichtung 5 spritzt Kraftstoff bei hohem Druck
direkt in die Verbrennungskammer 4 von einer oder mehreren
Einspritzungsbohrung(en) an der Spitze der Einspritzeinrichtung 5 ein.
Andererseits ist das proximale Ende der Einspritzeinrichtung 5 für jeden
Zylinder 2 mit einem gemeinsamen Kraftstoffzufuhrrohr 6 (einer
gemeinsamen Druckleitung bzw. common rail) über Kraftstoffzufuhrrohre 6a, 6a,
... (von welchen eines illustriert ist), jeweils verbunden. Die
gemeinsame Druckleitung 6, die mit einer Hochdruckzufuhrpumpe 9 über ein
Kraftstoffzufuhrrohr 8 verbunden ist, sammelt Kraftstoff
an, der von der Hochdruckzufuhrpumpe 9 bei hohem Druck
zugeführt
wird, um Kraftstoff zu den Einspritzeinrichtungen 5, 5,
... bei erforderlichen oder regel- bzw. steuerbaren Zeitpunkten
zuzuführen.
Die gemeinsame Druckleitung 6 ist mit einem Kraftstoffdrucksensor 7 zum
Detektieren des internen bzw. Innendrucks davon ausgestattet (Druck
der gemeinsamen Druckleitung bzw. common rail).
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Die
Hochdruckzufuhrpumpe 9 ist mit einem Kraftstoffzufuhrsystem
verbunden, das nicht gezeigt ist, und ist betriebsfähig bzw.
betätigbar
mit einer Kurbelwelle 10 durch einen Zahnriemen oder andere
Teile verbunden, um den Hochdruckkraftstoff zur gemeinsamen Druckleitung 6 unter
Druck zuzuführen. Der
Kraftstoff wird teilweise zum Kraftstoffzufuhrsystem über ein
Solenoid- bzw. Magnetventil zurückgeführt, um
die Menge des Kraftstoffs einzustellen, der zur gemeinsamen Druckleitung 6 zuzuführen ist.
Die Öffnung
bzw. das Öffnen
des Magnetventils wird durch eine ECU 40 (später beschrieben)
basierend auf dem detektierten Wert des Kraftstoffdrucksensors 7 geregelt
bzw. gesteuert, so daß der
Kraftstoffdruck auf einen vorbestimmten oder vorbestimmbaren Wert entsprechend
der Betriebsbedingung bzw. des Betriebszustands des Motors 1 eingestellt
ist.
-
Außerdem sind
am obersten Abschnitt des Motors 1 Ventiltauchmechanismen,
nicht gezeigt, jeweils zum Öffnen
und Schließen
von Einlaßventilen und
Auslaßventilen
angeordnet. Andererseits ist am Bodenabschnitt des Motors 1 ein
Kurbelwinkelsensor 11 zum Detektieren des Rotations- bzw.
Drehungswinkels der Kurbelwelle 10 angeordnet, und ein
Motorkühlmitteltemperatursensor 13 ist
zum Detektieren einer Temperatur des Kühlmittels angeordnet. Der Kurbelwinkelsensor 11,
im Detail nicht illustriert, umfaßt eine detektierbare Platte,
die am Ende der Kurbelwelle 10 vorgesehen bzw. bereitgestellt
ist, und vorzugsweise einen elektromagnetischen Aufnehmer bzw. ein
Abtastgerät,
der bzw. das zum Umfang der Platte blickt bzw. gerichtet ist. Dieses
Abtastgerät
erzeugt gepulste bzw. Impulssignale in Antwort auf die Annäherung von
Zähnen,
die in regelmäßigen Intervallen
bzw. Abständen
auf der Außenumfangsfläche der
detektierbaren Platte ausgebildet sind.
-
Eine
Seitenoberfläche
des Motors (auf der rechten Seitenoberfläche in der Zeichnung) ist an
einen Einlaßdurchtritt 16 zum
Zuführen
von Einlaßluft, die
durch einen Reiniger 15 (Frischluft) gefiltert wird, zu
der Verbrennungskammer 4 angeschlossen. Am stromabwärtigen Ende
des Einlaßdurchtritts 16 ist ein
Druckausgleichsbehälter 17 angeordnet,
von welchem sich jeweilige Durchtritte verzweigen, um mit der Verbrennungskammer 4 in
jedem Zylinder 2 über Einlaß öffnungen
zu kommunizieren bzw. in Verbindung zu stehen. Der Druckausgleichsbehälter 17 ist mit
einem Einlaßluftdrucksensor 18 zum
Detektieren des Drucks der Einlaßluft ausgestattet bzw. versehen.
-
Im
Einlaßdurchtritt 16 sind
von einer stromaufwärtigen
Seite zu einer stromabwärtigen
Seite die folgenden Komponenten vorzugsweise in der Reihenfolge
vorgesehen: ein Heißfilmtyp-Luftströmungssensor 19 für ein Detektieren
der Menge oder Strömung
von Einlaßluft,
die von der Außenseite
in den Motor 1 eingeführt
wird; ein Kompressor bzw. Verdichter 20, der durch eine
Turbine 27 angetrieben wird, die später beschrieben sind, zum Komprimieren von
Einlaßluft;
ein Zwischenkühler 21 zum
Kühlen der
Einlaßluft,
die durch den Kompressor 20 komprimiert wird; und ein Einlaßluftdrosselventil 22,
das vorzugsweise eine Absperrklappe umfaßt. Eine Ventilwelle des Drosselventils 22 wird
durch einen Schrittmotor 23 gedreht, so daß das Ventil
auf eine vorbestimmte Position zwischen einem völlig geschlossenen Zustand
und einem völlig
offenen Zustand eingestellt werden kann. Im völlig geschlossenen Zustand des
Ventils 22 wird vorzugsweise ein Frei- bzw. Spielraum zwischen
dem Drosselventil 22 und einer inneren bzw. Innenwand des
Einlaßdurchtritts 16 gelassen,
durch welchen Luft hindurchtritt.
-
Außerdem ist
die gegenüberliegende
Seite des Motors 1 (an der linken Seitenoberfläche in der Zeichnung)
an einen Abgasdurchtritt 26 zum Austragen von Verbrennungsgas
(Abgas) aus der Verbrennungskammer 4 in jedem Zylinder 2 angeschlossen. Das
stromaufwärtige
Ende des Abgasdurchtritts 26 verzweigt sich entsprechend
zu den jeweiligen Zylindern 2, um Abgaskrümmer bzw. -verteiler auszubilden,
die mit der Verbrennungskammer 4 über Abgasöffnungen kommunizieren bzw. in
Verbindung stehen. Im Abgasdurchtritt 26 stromabwärts vom
Abgaskrümmer,
von der stromaufwärtigen
Seite zur stromabwärtigen
Seite, sind vorzugsweise in der Reihenfolge folgende Komponenten
vorgesehen: ein linearer O2 Sensor 29 zum Detektieren einer
O2 Konzentration im Abgas; eine Turbine 27, die durch eine
Abgasströmung
gedreht wird; und/oder ein Katalysatorkonverter 28, der
fähig ist,
schädliche
Komponenten (wie beispielsweise HC, CO, NOx, und Ruß) im Abgas
zu reinigen.
-
Ein
Turbolader 30, der die Turbine 27 und den Kompressor
bzw. Verdichter 20 im Einlaßdurchtritt 16 umfaßt, ist
ein Turbolader von variabler Geometrie (nachfolgend als VGT bezeichnet
bzw. erwähnt),
welcher einen Querschnittsbereich bzw. eine Querschnittsfläche im Auslaßdurchtritt
einstellt, der mit der Turbine 27 unter Verwendung von
einstellbaren Klappen 31, 31, .... kommuniziert
bzw. in Verbindung steht. Jede der Klappen 31, 31,
... ist betriebsfähig
mit einem Diaphragma bzw. einer Membran 32 über einen
nicht gezeigten Verbindungsmechanismus verbunden. Der negative bzw.
Unterdruck, der auf das Diaphragma 32 wirkt, wird durch
ein Solenoid- bzw. Magnetventil 33 zum Steuern bzw. Regeln des
Unterdrucks eingestellt, so daß die
Rotationspositionen der Klappen 31, 31, ... eingestellt
werden.
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Ein
stromaufwärtiges
Ende eines Abgasrezirkulationsdurchtritts 34 (nachfolgend
als ein EGR Durchtritt bezeichnet) zum teilweisen Rezirkulieren des
Abgases zur Einlaßluft,
ist mit dem Auslaßdurchtritt 26 verbunden,
um zu einem Abschnitt des Durchtritts 26 auf der stromaufwärtigen Seite
der Turbine 27 in bezug auf den Abgasstrom zu öffnen. Das stromabwärtige Ende
des EGR Durchtritts 34 ist mit dem Einlaßdurchtritt 16 zwischen
dem Drosselventil 22 und dem Druckausgleichsbehälter 17 verbunden, welcher
das abgezogene Teil des Abgases aus dem Auslaßdurchtritt 26 zum
Einlaßluftdurchtritt 16 rezirkuliert.
Am Strommittenabschnitt des EGR Durchtritts 34 sind ein
EGR Kühler 37 zum
Kühlen
des Abgases, das durch den EGR Durchtritt 34 strömt, und
ein Abgasrezirkulationsmengen-Regulatorventil (nachfolgend als ein
EGR Ventil bezeichnet) 35 einstellbar oder regel- bzw.
steuerbar in seiner Öffnung
angeordnet. Das EGR Ventil 35 ist von einem Vakuumabtasttyp. Ähnlich den
Klappen 31, 31, ... des oben beschriebenen VGT 30 stellt
ein Magnetventil 36 den Unterdruck ein, der auf ein Diaphragma
bzw. eine Membran wirkt, welches) somit linear den Querschnittsbereich
des EGR Durchtritts 34 regelt bzw. steuert, um eine richtige
bzw. passende strömende Menge
des Abgases zu erzielen, die zum Einlaßdurchtritt 16 zurückzuführen ist.
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Es
sollte erkannt bzw. geschätzt
werden, daß der
Apparat nicht den EGR Kühler 37 umfassen
muß.
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Die
Einspritzeinrichtung 5, die Hochdruckpumpe 9,
das Drosselventil 22, der VGT 30, das EGR Ventil 35 und
andere Teile arbeiten oder werden gemäß Steuer- bzw. Regelsignalen
geregelt bzw. gesteuert, die von der Regel- bzw. Steuereinheit 40 übermittelt
werden (elektronische Regel- bzw. Steuereinheit: nachfolgend als
ECU bezeichnet). Andererseits empfängt die ECU 40 Ausgangs-
bzw. Ausgabesignale vom Kraftstoffdrucksensor 7, dem Kurbelwinkelsensor 11,
dem Kühlmitteltemperatursensor 13,
dem Einlaßluftdrucksensor 18,
dem Luftstromsensor 19, dem linearen O2 Sensor 29 und/oder
anderen Teilen. Die ECU 40 empfängt weiterhin ein Ausgabesignal
von einem Beschleunigungs- bzw. Gaspedalsensor 39 für ein Detektieren
einer Gaspedal-Bewegung oder -Position oder -Betätigung bzw. -Tätigkeit,
nicht gezeigt, das durch einen Fahrer betätigt wird (Gaspedalposition).
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(Übersicht der Verbrennungsregelung
bzw. -steuerung für
den Motor)
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Die
ECU 40 regelt bzw. steuert grundsätzlich den Motor 1 auf
eine solche Weise, um: eine grundlegende Ziel-Kraftstoffeinspritzungsmenge
hauptsächlich
gemäß der Gaspedalposition
zu bestimmen; die Kraftstoffeinspritzungsmenge und den Einspritzungszeitpunkt
einzustellen, indem der Betrieb der Einspritzeinrichtung 5 geregelt
bzw. gesteuert wird; und/oder den Kraftstoffdruck einzustellen,
oder den Einspritzungsdruck des Kraftstoffs, indem der Betrieb der
Hochdruckpumpe 9 geregelt bzw. gesteuert wird. Außerdem regelt
bzw. steuert die ECU 40 das Drosselventil 22 und
das EGR Ventil 35, um das Verhältnis des zurückkehrenden
Abgases in die Verbrennungskammer 4, und die Klappen 31, 31,
... des VGT 30 (die Regelung bzw. Steuerung des VGT) einzustellen,
um die Ladeeffizienz der Einlaßluft
zu verbessern.
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Insbesondere
ist, wie in einer Regel- bzw. Steuerkarte oder -tabelle oder -beziehung
(einer Verbrennungsmoduskarte) von 2 beispielsweise
gezeigt, ein Bereich bzw. eine Region einer vorgemischten Verbrennung
(H)) auf der Seite relativ niedriger Motorlast im gesamten Betriebsbereich
im aufgewärmten
bzw. warmgelaufenen Zustand des Motors 1 definiert (vorbestimmte
Betriebsbedingung). In dem Bereich spritzt, wie schematisch in 3(a) bis (c) gezeigt, die Einspritzeinrichtung 5 Kraftstoff
innerhalb einer Periode bzw. Zeitdauer zwischen der mittleren bzw.
Mittelstufe und der späten
bzw. Spätstufe des
Kompressionshubs ein, um eine Selbstentzündung des Gemischs zu verursachen,
nachdem das Gemisch vorher so homogen wie möglich wird. Eine derartige
Verbrennungskonfiguration wurde gewöhnlich als die vorgemischte
Kompressions- bzw. Druckzündungsverbrennung
bezeichnet. Unter der Verbrennungskonfiguration entzündet sich
das Meiste des Gemischs gleichzeitig nach dem Verstreichen einer
Zündungsverzögerungszeit
und verbrennt im wesentlichen auf einmal, indem der Kraftstoffeinspritzzeitpunkt
richtig eingestellt ist bzw. wird, um den Kraftstoff ausgedehnt
zum Erzielen eines mit Luft gut gemischten Gemischs zu diffundieren,
wenn die kleinere Menge des Kraftstoffs pro Zyklus des Zylinders 2 einzuspritzen
ist. D.h., die vorgemischte Druckzündungsverbrennung ist als die
Verbrennung definiert, wo das Verhältnis der vorgemischten Verbrennung größer als
jenes der Diffusionsverbrennung ist.
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In
diesem Fall kann die Kraftstoffeinspritzung durch die Einspritzeinrichtung 5 in
einer Ein-Schuß-Art
ausgeführt
werden, wie dies in 3(a) gezeigt ist,
andernfalls in einer aufgeteilten Art mit einer Mehrzahl von Schüssen, wie
dies in 3(b) und (c) gezeigt ist.
Dies deshalb, weil die Einspritzung in der geteilten Art eine übermäßig erhöhte Kraftstoffpenetration
bzw. -durchdringung des Kraftstoffnebels vermeiden kann, wenn der
Kraftstoff innerhalb einer Periode bzw. Zeitdauer zwischen der mittleren
Stufe und der späten
Stufe des Kompressionshubs des Zylinders 2 in die Verbrennungskammer 4 eingespritzt
wird, wo der Druck und die Dichte von Gas niedriger als jene nahe
dem oberen Totpunkt des Kompressionshubs sind. Somit wird die Anzahl
der Kraftstoffeinspritzungen (die Anzahl von Teilung(en)) vorzugsweise
erhöht,
damit die größere Menge
von Kraftstoff einzuspritzen ist.
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Während der
vorgemischten Druckzündungsverbrennung
wird das EGR Ventil 35 um einen relativ großen Betrag
geöffnet,
um eine beträchtliche Menge
an Abgas in den Einlaßdurchtritt 16 zurückzuführen. Demgemäß wird das
inaktive Abgas mit großer
Wärmekapazität mit frischer
Luft gemischt, die von außen
bzw. der Außenseite
zugeführt
wird, und das resultierende Gas wird mit Kraftstofftröpfchen und
Kraftstoffdampf gemischt, so daß die
Wärmekapazität des Gemischs
erhöht
wird, und die Dichte von Kraftstoff und Sauerstoff innerhalb des
Gemischs relativ niedrig wird. Dies macht es möglich, daß die Zündung und Verbrennung auftreten,
nachdem Luft, Abgas und Kraftstoff ausreichend während einer verlängerten
Zündungsverzögerungszeit
gemischt werden.
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Insbesondere
ist die graphische Karte in 4 ein empirisches
Ergebnis, welches die Änderung
im Wärmeerzeugungsmerkmal
in bezug auf das EGR Verhältnis
zeigt (das Verhältnis
der Abgasrezirkulationsmenge zur Gesamtmenge, die die Frischluftmenge
und die Abgasrezirkulationsmenge summiert), wenn der Kraftstoff
unter einem vorbestimmten Kurbelwinkel (beispielsweise BTDC 30 Grad
Kurbelwinkel CA) vor oder vor dem oberen Totpunkt des Kompressionshubs
(BTDC) eingespritzt wird, um die vorgemischte Druckzündungsverbrennung
zu verursachen, während
der Motor 1 in der niedrigen Motorlast ist. Es wurde erkannt,
daß, wie
durch eine strichlierte Linie in der Zeichnung angedeutet bzw. angegeben,
ein kleines EGR Verhältnis
die Mischung veranlaßt,
auf der merklich vorverlegten Seite des TDC sich selbst zu entzünden, was
eine übermäßig frühe Wärmeerzeugung
mit niedriger Zykluseffizienz bereitstellt. Andererseits verschiebt
sich der Zeitpunkt einer Selbstentzündung allmählich zur vorverlegten Seite,
wie das EGR Verhältnis
zunimmt, und, wie durch eine volle Linie in der Zeichnung an gegeben, das
EGR Verhältnis
von 55% maximiert die Wärmeerzeugung
bei ungefähr
TDC, welches die Wärmeerzeugung
mit hoher Zykluseffizienz bereitstellt. Außerdem läßt die graphische Karte, die
in 4 gezeigt ist, erkennen, daß die Spitze der Wärmeerzeugung
signifikant bzw. merklich mit dem niedrigen EGR Verhältnis erhöht ist,
um so die intensive Verbrennung bei hoher Verbrennungsgeschwindigkeit zu
verursachen. Zu dieser Zeit wird NOx aktiv bzw. wirksam erzeugt
und ein merklich lautes Verbrennungsgeräusch wird während der Verbrennung emittiert.
Jedoch wird, wenn das EGR Verhältnis
zunimmt, der Gradient des Anstiegs in der Wärmeeffizienz allmählich mäßig und
die maximale Wärmeeffizienz
wird niedriger. Es wurde erkannt, daß dies darauf zurückgeführt werden
kann, daß eine
beträchtliche Menge
von Abgas, das, wie oben beschrieben, im Gemisch enthalten ist,
die Dichte von Kraftstoff und Sauerstoff um die Menge entsprechend
der Abgasmenge erniedrigt, und das Abgas die Verbrennungswärme absorbiert.
Dann unterdrückt
die Niedrigtemperatur-Verbrennungsbedingung mit einer derartigen mäßigen Wärmeerzeugung
merklich die NOx Produktion bzw. Erzeugung.
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Insbesondere
zeigt die graphische Karte in 5 die Änderung
in einem Überschußluftverhältnis λ in der Verbrennungskammer
und einer Konzentration von NOx und Ruß im Abgas in bezug auf das EGR
Verhältnis
im empirischen Ergebnis. 5(a) läßt erkennen,
daß unter
dieser empirischen Bedingung das große Überschußluftverhältnis λ von ungefähr 2,7 erzielt wird, wenn das
EGR Verhältnis
0% ist, und die Zunahme im EGR Verhältnis verringert allmählich das Überschußluftverhältnis λ, bis schließlich λ = 1 bereitgestellt
wird, wenn das EGR Verhältnis
ungefähr
55% bis 60% ist. D.h., die Zunahme im Rezirkulationsverhältnis des
Abgases bringt das durchschnittliche Überschußluftverhältnis λ des Gemischs nahe 1, jedoch
ist die Dichte des Kraftstoffs und Sauerstoff nicht so hoch, selbst
wenn das Verhältnis
von Sauerstoff zu Kraftstoff ungefähr λ = 1 ist, weil eine große Menge
von Abgas um den Kraftstoff und Sauerstoff existiert bzw. vorhanden
ist. Demgemäß verringert,
wie in 5(b) gezeigt, die Zunahme im
EGR Verhältnis
die NOx Konzentration im Abgas bei einer konstanten Rate bzw. Geschwindigkeit,
bis NOx kaum erzeugt wird, wenn das EGR Verhältnis größer als 45% ist.
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Hinsichtlich
der Rußproduktion
bzw. -erzeugung läßt 5(c) erkennen, daß Ruß kaum mit dem EGR Verhältnis zwischen
0 und ungefähr
30% erzeugt wird. Dann erhöht
sich die Rußkonzentration abrupt,
wenn das EGR Verhältnis
ungefähr
30% übersteigt,
aber verringert sich noch einmal, wenn das EGR Verhältnis ungefähr 50% übersteigt,
bis es ungefähr
null erreicht, wenn das EGR Verhältnis
ungefähr
55% übersteigt.
Dies deshalb, weil, wenn das EGR Verhältnis niedrig ist, die Verbrennungskonfiguration,
in welcher das Verhältnis
der Diffusionsverbrennung größer ist
als jenes der vorgemischten Verbrennung ähnlich der herkömmlichen
Dieselverbrennung auftritt, und Ruß kaum während einer intensiven Verbrennung
infolge von Luft in der überschüssigen Menge
für die
Kraftstoffmenge in der Einlaßluft erzeugt
wird. Im Gegensatz dazu wird, wenn die Zunahme im EGR Verhältnis die
Menge von Sauerstoff in der Einlaßluft verringert, die Diffusionsverbrennung verschlechtert,
so daß eine
Rußerzeugung
abrupt zunimmt. Andererseits tritt, wenn das EGR Verhältnis ungefähr 55% übersteigt,
die Verbrennung auf, nachdem Frischluft, Abgas und Kraftstoff ausreichend,
wie oben beschrieben, gut gemischt werden, welches kaum Ruß erzeugt.
-
Kurzum
wird in dieser Ausführungsform, wenn
sich der Motor 1 in dem Bereich (H) der vorgemischten Verbrennung
befindet, der auf der Seite niedriger Motorlast definiert ist, die
Kraftstoffeinspritzung zu einem relativ frühen Zeitpunkt ausgeführt. Zusätzlich wird
das Öffnen
des EGR Ventils so geregelt bzw. gesteuert, daß das EGR Verhältnis einen vorbestimmten
Wert übersteigt
(einen ersten vorbestimmten Wert: ungefähr 55% in der oben beschriebenen
empirischen Ausführungsform,
und vorzugsweise innerhalb eines Bereichs im allgemeinen zwischen
ungefähr
50% bis 60%). Somit wird die Verbrennung bei niedriger Temperatur,
die hauptsächlich durch
die vorgemischte Verbrennung dominiert wird, mit geringer NOx Erzeugung
noch Rußerzeugung
erzielt bzw. erhalten.
-
Andererseits
wird, wie in der Regel- bzw. Steuerkarte oder -tabelle oder -beziehung
in 2 gezeigt, im Bereich (D) auf der Seite hoher
Drehzahl und Seite hoher Motorlast, abgesehen vom Bereich der vorgemischten
Verbrennung (H), die herkömmliche
bzw. konventionelle Dieselverbrennung, in welcher das Verhältnis der
Diffusionsverbrennung größer als
jenes der vorgemischten Verbrennung ist, durchgeführt. Insbesondere
wird, wie in 3(d) gezeigt, die Einspritzeinrichtung 5 geregelt
bzw. gesteuert, um Kraftstoff hauptsächlich zu einem Zeitpunkt nahe
dem oberen Totpunkt TDC des Zylinders 2 einzuspritzen,
so daß der
meiste Kraftstoff die Diffusionsverbrennung folgend auf die anfängliche
vorgemischte Verbrennung verursacht (der Betriebsbereich (D) wird
nachfolgend als der Diffusionsverbrennungsbereich bezeichnet. In
diesem Betriebsbereich kann die Einspritzung zu anderen Zeitpunkten
als zu dem Zeitpunkt nahe dem oberen Totpunkt TDC der Kompression
des Zylinders 2 ausgeführt
werden).
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In
der Diffusionsverbrennung wird die Öffnung des EGR Ventils 35 auf
einen kleineren Grad geregelt bzw. gesteuert als im vorgemischten
Verbrennungsbereich bzw. Bereich der vorgemischten Verbrennung (H),
so daß das
EGR Verhältnis
der vorbestimmte Wert oder weniger wird. Dies deshalb, weil in der
herkömmlichen
Dieselverbrennung, die hauptsächlich
durch die Diffusionsverbrennung dominiert wird, das EGR Verhältnis so
eingestellt sein sollte, um eine NOx Erzeugung so viel wie möglich, ohne
die Zunahme in der Rußerzeugung
zu unterdrücken.
Insbesondere ist, wie in der graphischen Darstellung in 6 anhand
eines Beispiels gezeigt, die obere Grenze zum EGR Verhältnis im
Diffusionsverbrennungsbereich (D) vorzugsweise innerhalb ungefähr 30% bis
40% eingestellt. Außerdem
wird, weil die Zufuhrmenge von Frischluft in den Zylinder 2 sichergestellt
werden sollte, um die Zunahme in der Motorlast aufzunehmen, das
EGR Verhältnis
auf der Seite höherer
Motorlast erniedrigt, außerdem
ist, weil der Lade- bzw. Beaufschlagungsdruck von Einlaßluft durch
den Turbolader 30 auf der Seite höherer Drehzahl und der Seite
höherer
Motorlast erhöht
wird, die Abgasrezirkulation im wesentlichen nicht durchzuführen.
-
(Hilfseinspritzungsregelung
bzw. -steuerung)
-
Nichtsdestoweniger
ist, wenn der Motor 1 die vorgemischte Druckzündungsverbrennung
mit dem hohen EGR Verhältnis,
wie oben beschrieben, durchführt,
die grenzenlose Zunahme in der Rezirkulationsmenge des Abgases in
die Verbrennungskammer 4 ungünstig. Beispielsweise ist bzw.
wird, wenn das EGR Verhältnis übermäßig ansteigt,
der Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs übermäßig verzögert, um die
Zykluseffizienz zu verschlechtern, welches die Menge von nicht verbranntem Kraftstoff
erhöht
und eine Fehlzündung
verursachen kann. Hiefür
reguliert die ECU 40 im allgemeinen die Öffnung des
EGR Ventils 35 in Antwort auf die Änderungen in der Motordrehzahl
und der Einlaßluftmenge,
die basierend auf dem Signal von dem Luftstromsensor 19 berechnet
werden.
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Jedoch
bleibt im Beschleunigungszustand des Motors 1 die Änderung
in der Rezirkulationsmenge des Abgases hinter der Zunahme in der
Einlaßluftstrommenge
zurück,
was ein Problem verursachen kann, daß das EGR Verhältnis zeitlich
vorübergehend
sich zu weit unter den ersten vorbestimmten Wert verringert. Insbesondere ändert sich
im Motor 1, der wie in dieser Ausführungsform den Turbolader 30 umfaßt, die
Rezirkulationsmenge des Abgases stark abhängig von der Beladung im Ladedruck,
so daß das
EGR Verhältnis
sich wahrscheinlich außerordentlich
bzw. stark ändert.
Dies läßt problematisch den
Zündungszeitpunkt
schwanken bzw. fluktuieren.
-
Außerdem veranlaßt sogar
mit demselben EGR Verhältnis
die Änderung
im Temperaturzustand des rezirkulierenden Abgases, daß die Zündungsverzögerungszeit
variiert. Insbesondere verkürzt
sich die Zündungsverzögerungszeit
für die
höhere
Temperatur des rezirkulierten Abgases, im Gegensatz verlängert sich
die Zündungsverzögerungszeit
für die niedrigere
Temperatur des rezirkulierten Abgases. Darüber hinaus variiert strikt
bzw. genau die Zündungsverzögerungszeit
mit den Änderungen
in der Temperatur in der Verbrennungskammer 4 und der Temperatur
der Einlaßluft.
Eine derartige Änderung im
Zündzeitpunkt
aufgrund der Änderung
in der Temperatur wie oben ist auch ein Problem, das zu lösen ist.
-
D.h.,
wenn der Motor 1 die vorgemischte Druckzündungsverbrennung
durchführt,
kann die bloße
Regelung bzw. Steuerung der Öffnung
des EGR Ventils nicht den Zündzeitpunkt
des Vorgemischs innerhalb des richtigen Bereichs nahe TDC beibehalten,
welches nicht immer das optimale Wärmeerzeugungsmerkmal bereitstellen
kann.
-
In
dieser Hinsicht haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung hartnäckig die
Kompressions- bzw. Druckzündung
des Vorgemischs erforscht.
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Als
ein Ergebnis haben die Erfinder neulich eine Tatsache erkannt, daß, wenn
die zusätzliche Kraftstoffeinspritzung
(nachfolgend als hilfsweise bzw. Hilfseinspritzung erwähnt) zum
vorbestimmten Zeitpunkt gerade vor oder nach dem Auftreten der kühlen Flammenreaktion
des Vorgemischs ausgeführt
wird, während
die Temperatur in der Verbrennungskammer 4 allmählich bei
einer späten
Stufe des Kompressionshubs des Zylinders 2 des Motors 1 ansteigt
(wie in 3(e)) gezeigt, der Übergang
von der kühlen
Flammenreaktion zur heißen
Flammenreaktion, d.h., die Zündung
durch die Hilfseinspritzung verzögert
wird, und sich die Verzögerungszeit
in bezug auf die Kraftstoffmenge der zusätzlichen Kraftstoffeinspritzung ändert.
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Vorzugsweise
ist der Einspritzungsstart der Hilfseinspritzung eingestellt oder
bestimmt, so daß der
Kraftstoff, der durch die Hilfseinspritzung eingespritzt wird, über die
Verbrennungskammer 4 zum Zeitpunkt des Auftretens der kühlen Flammenreaktion
diffundiert bzw. sich verteilt. Dies erhöht die Wirkung der Zündungsverzögerung und
die Veränderung
in der Verzögerungszeit.
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Die
kühle Flammenreaktion
wird im allgemeinen nahe dem Zeitpunkt 15 Grad CA vor dem oberen Totpunkt
im Kompressionshub veranlaßt.
-
Insbesondere
illustriert die graphische Karte, die in 7 gezeigt
ist, das Wärmeerzeugungsverhältnis, wenn
die Einspritzung (nachfolgend als Haupteinspritzung bezeichnet)
bei einem relativ frühen
Zeitpunkt des Kompressionshubs des Zylinders 2 (beispielsweise
ungefähr
BTDC 30 bis 45 Grad CA) ausgeführt
wird und die Hilfseinspritzung zu einem vorbestimmten Zeitpunkt
zu einem späten
Stadium des Kompressionshubs (beispielsweise nahe BTDC 15 Grad CA)
gestartet wird, mit dem EGR Verhältnis von
ungefähr
50% kleiner als der erste vorbestimmte Wert in dem Bereich niedriger
Last des Motors 1. Die graphische Karte bzw. Darstellung
läßt erkennen, daß sich der
Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs in Richtung zur verzögerten Kurbelwinkelseite für die größere Kraftstoffmenge
der Hilfseinspritzung verschiebt.
-
Im
Detail wird, wenn die Hilfseinspritzung nicht ausgeführt wird
(die Kraftstoffmenge der Hilfseinspritzung auf null eingestellt
ist), wie als die Darstellung A in einer strichlierten Linie in
der Zeichnung gezeigt, eine kleine Menge einer Wärmeerzeugung durch die kühle Flammenreaktion
von ungefähr BTDC
20 Grad CA gesehen, und das Wärmeerzeugungsverhältnis steigt
abrupt bei ungefähr
BTDC 8 Grad CA an, bis es die relativ hohe Spitze vor TDC erreicht.
In diesem Fall verursacht das EGR Verhältnis kleiner als der erste
vorbestimmte Wert, daß sich das
Vorgemisch bei einem übermäßig frühen Zeitpunkt
entzündet,
demgemäß, wie in 9(a) und (b) gezeigt, eine große Menge
an NOx und Ruß erzeugt wird,
und wie in 9(c) gezeigt, die Motorausgabe bzw.
-leistung relativ erniedrigt bzw. verringert wird (dies verursacht
die Verschlechterung im Kraftstoffwirkungsgrad).
-
Andererseits
erniedrigt sich, wenn die Hilfseinspritzung ausgeführt wird,
wie durch unterbrochene Linien B und C und eine volle bzw. durchgehende Linie
D in 7 und 8 gezeigt, das Wärmeerzeugungsverhältnis zeitlich
vorübergehend
bei ungefähr
BTDC 15 bis 10 Grad CA, um mäßig die
Temperatur im Zylinder 2 anzuheben, und der Zündungszeitpunkt,
an welchem die Wärmeerzeugung
abrupt ansteigt, verschiebt sich zu der verzögerten Kurbelwinkelseite. Zu
dieser Zeit verschiebt sich für
die gleiche Gesamtmenge an Kraftstoffeinspritzung, die die Haupteinspritzungsmenge
und die Hilfseinspritzungsmenge summiert, da sich die Hilfseinspritzungsmenge
in der Reihenfolge der graphischen Darstellungen B, C und D erhöht (das
Verhältnis
der Hilfseinspritzungsmenge zur Gesamteinspritzungsmenge ist jeweils
ungefähr
14%, ungefähr
23%, und ungefähr
33%), der Zündungszeitpunkt
allmählich
in Richtung zur verzögerten
Seite und der Gradient des Anstiegs im Wärmeerzeugungsverhältnis wird
mäßig bzw.
sanft. Anschließend
tritt, wenn die Hilfseinspritzungsmenge ungefähr gleich der Haupteinspritzungsmenge
wird, wie dies als graphische Darstellungen in einer vollen Linie
D und einer strichpunktierten Linie E gezeigt (das Verhältnis der
Hilfseinspritzungsmenge ist 58% für die Darstellung E), die Zündung im
wesentlichen bei TDC auf, mit der optimalen Wärmeerzeugungseigenschaft bzw.
-charakteristik eines hohen Zykluswirkungsgrads.
-
Eine
derartige Verzögerung
des Zündungszeitpunkts
durch die Hilfseinspritzung kann insofern zugeschrieben werden,
daß Wärme des
umgebenden Vorgemischs durch die Verdampfung des Kraftstoffs durch
die Hilfseinspritzung absorbiert wird und die Temperatur somit verringert
wird. Insbesondere kann eine Vorflammenreaktion vor der Selbstentzündung des
Vorgemischs grob klassifiziert werden in:
die Oxidationsreaktion
bei relativ niedriger Temperatur, während welcher Kraftstoff und
Sauerstoff reagieren, um ein Zwischenprodukt zu erzeugen (diese
Reaktion wird als die kühle
Flammenreaktion definiert); und
die Oxidationsreaktion bei
relativ hoher Temperatur, während
welcher das Zwischenprodukt erzeugt wird und Kraftstoff und Sauerstoff
reagieren, um Wasser und Kohlendioxid zu erzeugen (diese Reaktion
wird als die heiße
Flammenreaktion definiert). Sobald einmal die heiße Flammenreaktion
startet, wird angenommen, daß die
Reaktion explosiv fortschreitet.
-
Ein
derartiger Fortschritt der Vorflammenreaktion wird stark durch die
Dichte von Kraftstoff und Sauerstoff und Temperatur des umgebenden
Gases beeinflußt.
Wenn die Temperatur und Dichte relativ niedrig sind, wird die heiße Flammenreaktion
nach einer relativ langen Dauer der kühlen Flammenreaktion erreicht.
Gelegentlich kann die heiße
Flammenreaktion nicht erreicht werden (der Motor versagt bzw. macht
Fehlzündungen).
Dagegen wird, wenn die Temperatur und Dichte relativ hoch sind,
die heiße Flammenreaktion
unmittelbar nach einer kurzen Dauer der kühlen Flammenreaktion erreicht.
-
In
Anbetracht des Obigen vereinigt sich, wenn die Hilfseinspritzung
vor dem Auftreten der kühlen
Flammenreaktion ausgeführt
wird, der Kraftstoff durch die Hilfseinspritzung oder wird vermischt mit
dem Vorgemisch, das durch die Haupteinspritzung ausgebildet wird,
um ein teilweise übermäßig reiches
Gemisch auszubilden. Unter dieser hohen Kraftstoffdichte im übermäßig reichen
Gemisch wird angenommen, daß die
heiße
Flammenreaktion bei einem frühen
Zeitpunkt auftritt. Andererseits ist, wenn die Hilfseinspritzung
nach dem Auftreten der kühlen
Flammenreaktion ausgeführt
wird, ein Teil des Kraftstoffs bereits durch die kühle Flammenreaktion vor
der Verdampfung des Kraftstoffs durch die Hilfseinspritzung verbraucht
und es ist somit unwahrscheinlich, daß ein Gemisch bzw. eine Mischung
mit örtlich
hoher Dichte ausgebildet wird. In diesem Fall wird angenommen, daß die Temperatur
des Vorgemischs durch eine latente Verdampfungswärme von Kraftstoff durch die
Hilfseinspritzung verringert wird, um das Auftreten der heißen Flammenreaktion
zu verzögern.
-
Jedoch
kann, wenn einmal die heiße
Flammenreaktion im Vorgemisch infolge des übermäßig späten Zeitpunkts der Hilfseinspritzung
auftritt, die Verbrennung nicht geregelt bzw. gesteuert werden, um
zu enden, selbst obwohl die Temperatur des Gemischs durch die Hilfseinspritzung,
wie oben beschrieben, erniedrigt bzw. abgesenkt ist. Somit weist die
Hilfseinspritzung bei einem übermäßig späten Zeitpunkt
keine Wirkung bzw. keinen Effekt auf, und somit wird die Hilfseinspritzung
vorzugsweise innerhalb eines Zeitpunkts zwischen beispielsweise
ungefähr
20 und ungefähr
10 Grad CA ausgeführt
(bevorzugter ist der Einspritzungsstart der Hilfseinspritzung innerhalb
eines Zeitpunkts ungefähr
zwischen 20 und 15 Grad CA eingestellt). Wenn die Hilfseinspritzung übermäßig spät ist, verbrennt
das Meiste des Kraftstoffs durch die Hilfseinspritzung während der
Diffusionsverbrennung. Dies ist nicht wirksam, um die Zündung zu
verzögern,
und verursacht ein Problem einer erhöhten Rußkonzentration aufgrund der
Verbrennung von Kraftstoff durch die Hilfseinspritzung.
-
Kurzum
kann, wenn die Haupteinspritzung bei einem relativ frühen Zeitpunkt
im Kompressionshub des Zylinders 2 ausgeführt wird
und die Hilfseinspritzung bei einem vorbestimmten Zeitpunkt zu einer
späten
Stufe des Kompressionshubs ausgeführt wird, gerade bevor oder
nachdem die kühle
Flammenreaktion durch den Temperaturanstieg in der Verbrennungskammer 4 im
Vorgemisch verursacht wird, das durch den Kraftstoff der Haupteinspritzung ausgebildet
wird, die Temperatur des Vorgemischs durch die latente Verdampfungswärme von
Kraftstoff durch die Hilfseinspritzung erniedrigt werden, um den Zündungszeitpunkt
zu verzögern.
Demgemäß kann, wenn
das EGR Verhältnis
beispielsweise geringer als der erste vorbestimmte Wert ist, der
Zündungszeitpunkt
durch die Einstellung der Hilfseinspritzungsmenge geregelt bzw.
gesteuert werden.
-
Jedoch
wird, wenn die Kraftstoffmenge der Hilfseinspritzung, die zu einem
späten
Stadium des Kompressionshubs des Zylinders 2 ausgeführt wird, übermäßig erhöht ist,
das Verhältnis
der Diffusionsverbrennung zur Gesamtverbrennung abrupt erhöht, was
in einer hohen Zylindertemperatur aufgrund der abrupten Wärmeerzeugung
nahe TDC resultiert, wie dies als graphische Darstellungen F und
G in strichpunktierten Linien in 7 und 8 gezeigt
ist (die Verhältnisse
der Hilfseinspritzungsmenge sind 78% bzw. 100%). Dies verursacht
eine intensive Verbrennung bei hoher Verbrennungsgeschwindigkeit,
um abrupt die Rußproduktion
zu erhöhen
(siehe 9(b)).
-
Deshalb
regelt bzw. steuert der Verbrennungssteuerapparat A der bevorzugten
Ausführungsform
die Einspritzeinrichtungen 5 der jeweiligen Zylinder 2,
um die Hilfseinspritzung zu sätzlich
zur Haupteinspritzung auszuführen,
und stellt richtig bzw. ordnungsgemäß die Menge der Hilfseinspritzung
ein, um den Zündungszeitpunkt
zu optimieren, wenn der Motor 1 im vorgemischten Verbrennungsbereich
(H) ist. Besonders in Anbetracht der obigen empirischen Ergebnisse
ist das Verhältnis
der Hilfseinspritzungsmenge zur Gesamtmenge der Kraftstoffeinspritzung
vorzugsweise innerhalb ungefähr
20 bis ungefähr
70%, bevorzugter innerhalb ungefähr
30 bis ungefähr
60% eingestellt.
-
(Regel- bzw. Steuerprozeß einer
Kraftstoffeinspritzung)
-
Ein
bevorzugter Regel- bzw. Steuerprozeß der Einspritzeinrichtung 5 durch
die ECU 40 wird nun im Detail unter Bezugnahme auf das
in 10 und 11 illustrierte
Flußdiagramm
beschrieben. Bei Schritt SA1 werden, unmittelbar nachdem der Prozeß, wie in 10 gezeigt,
startet, wenigstens ein Ausgabesignal des Kraftstoffdrucksensors 7,
ein Ausgabesignal des Kurbelwinkelsensors 11, ein Ausgabesignal
des Einlaßluftdrucksensors 18,
ein Ausgangssignal des Luftstromsensors 19, eine Ausgabe des
linearen O2 Sensors 29, ein Ausgabesignal des Beschleunigungssensors 39,
und/oder andere Ausgabesignale eingegeben, und eine Vielfalt von
Daten, die wenigstens zeitlich vorübergehend bzw. temporär in einem
Speicher der ECU 40 gespeichert sind bzw. werden, wird
gelesen (Dateneingabe). Beim folgenden Schritt SA2 wird ein Zieldrehmoment
Trq des Motors 1 unter Bezugnahme auf eine Zieldrehmomentkarte
oder -tabelle oder -beziehung basierend auf der Gaspedalposition
Acc und der Motordrehzahl ne bestimmt, die aus dem Kurbelwinkelsignal
berechnet wird. Die Zieldrehmomentkarte oder -tabelle oder -beziehung
hält den
optimalen Wert, welcher vorzugsweise empirisch vorbestimmt oder
vorbestimmbar ist, entsprechend der Gaspedalposition Acc und der
Motordrehzahl ne, und wird im Speicher des ECU 40 gespeichert.
Wie in 12(a) anhand eines Beispiels
gezeigt, ist das Zieldrehmoment Trq so eingestellt, um für die größere Gaspedalposition
Acc und für
die größere Motordrehzahl
ne erhöht
zu werden.
-
Beim
folgenden Schritt SA3 wird ein Verbrennungsmodus des Motors 1 unter
Bezugnahme auf eine Verbrennungsmoduskarte oder -tabelle oder -beziehung
(siehe beispielsweise 2) beurteilt. Insbesondere wird
eine Beurteilung, ob der Motor im vorgemischten Verbrennungsbereich
(H) ist oder nicht, gemäß dem Zieldrehmoment
Trq und der Motordrehzahl ne gemacht. Wenn JA beurteilt wird, d.h. der
Motor 1 beurteilt wird, im vorgemischten Verbrennungsbereich
(H) zu sein, schreitet die Sequenz bzw. Abfolge zu Schritt SA6 fort,
welcher später
beschrieben wird. Wenn NEIN beurteilt wird, d.h. der Motor 1 beurteilt
wird, im Diffusionsverbrennungsbereich (D) zu sein, schreitet die
Sequenz zu Schritt SA4 fort, wo eine Basiseinspritzungsmenge QDb
aus dem Diffusionsverbrennungsbereich (D) in der Einspritzungsmengenkarte
oder -tabelle oder -beziehung, die in 12(b) gezeigt
ist, basierend auf dem Zieldrehmoment Trq und der Motordrehzahl
ne abgelesen wird. Auf dieselbe Art wird ein grundlegender bzw.
Basiseinspritzungszeitpunkt ITDb (eine Kurbelwinkelposition, wenn
eine Nadel der Einspritzeinrichtung 5 öffnet) von einer Einspritzungszeitpunktkarte
oder -tabelle oder -beziehung abgelesen, die in 12(c) gezeigt
ist. Dann werden die Werte vorzugsweise jeweils vorbestimmten korrigierenden
Berechnungen unterworfen, um die Kraftstoffeinspritzungsmenge QD
und den Kraftstoffeinspritzungszeitpunkt ITD bereitzustellen. Als
nächstes
schreitet die Sequenz zu Schritt SB1 im Flußdiagramm in 11 fort,
wo die Einspritzeinrichtung 5 jedes Zylinders 2 den
Kraft stoff einspritzt, wie dies später beschrieben wird, und die Sequenz
kehrt zurück.
-
Insbesondere
halten bzw. behalten die Einspritzungsmengenkarte oder -tabelle
oder -beziehung und die Einspritzungszeitpunktkarte oder -tabelle
oder -beziehung die optimalen Werte, die vorzugsweise empirisch
entsprechend dem Zieldrehmoment Trq und der Motordrehzahl ne vorbestimmt sind,
und sind bzw. werden elektronisch im Speicher des ECU 40 gespeichert.
In der Einspritzungsmengenkarte oder -tabelle oder -beziehung ist
der Wert der Basiseinspritzungsmenge QDb für den Diffusionsverbrennungsbereich
(H) so eingestellt, um für die
größere Beschleunigungs-
bzw. Gaspedalposition Acc und für
die größere Motordrehzahl
ne erhöht zu
werden. Zusätzlich
ist in der Einspritzungszeitpunktkarte oder -tabelle oder -beziehung
der Wert des Basiseinspritzungszeitpunkts ITDb für den Diffusionsbereich (D)
in Assoziation bzw. Verbindung mit der Kraftstoffeinspritzungsmenge
und dem Kraftstoffdruck (dem Druck der gemeinsamen Druckleitung)
so eingestellt, daß der
Beendigungszeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung (entsprechend dem
Kurbelwinkel, wenn die Nadel der Einspritzeinrichtung 5 Schließt) bei
einem vorbestimmten Zeitpunkt nach dem oberen Totpunkt des Kompressionshubs
ist und der Kraftstoffnebel günstigerweise
die Diffusionsverbrennung verursacht.
-
Andererseits
werden, wenn Schritt SA3 NEIN beurteilt, d.h. der Motor 1 beurteilt
wird, im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) zu sein, zuerst die
Basiskraftstoffeinspritzungsmenge QHb und Qcb und der Basiskraftstoffeinspritzungszeitpunkt
ITHb und ITHc jeweils für
die vorgemischte Druckzündungsverbrennung
eingestellt. Insbesondere wird bei Schritt SA6 die grundlegende
bzw. Basiseinspritzungsmenge QHb für die Haupteinspritzung, die
bei einem relativ frühen
Zeitpunkt im Kompressionshub des Zylinders 2 ausgeführt wird
aus der vorgemischten Verbrennung (H) in der Einspritzungsmengenkarte
oder -tabelle oder -beziehung abgelesen, und die Basiseinspritzungsmenge
Qcb für
die Hilfseinspritzung, die zu einem späten Stadium des Kompressionshubs
des Zylinders 2 ausgeführt
wird, wird von der Einspritzungsmengenkarte oder -tabelle oder -beziehung
abgelesen. Die Einspritzungsmengentabelle hält bzw. behält den optimalen Wert, der
empirisch entsprechend einem Ziel EGR Verhältnis EGRnf vorbestimmt ist
(vorzugsweise innerhalb eines Bereichs zwischen ungefähr 50% und
ungefähr 60%
eingestellt, später
im Detail beschrieben), das basierend auf dem Motorbetriebszustand
(dem Zieldrehmoment Trq und der Motordrehzahl ne) bestimmt ist und
wenigstens zeitlich vorübergehend
im Speicher der ECU 40 elektronisch gespeichert wird. In
dieser Tabelle ist, wie in 13(a) anhand
eines Beispiels gezeigt, die Basiseinspritzungsmenge Qcb gleich
null eingestellt, wenn das EGR Verhältnis der erste vorbestimmte
Wert oder mehr ist, und das Qcb ist eingestellt, um allmählich für das niedrigere
EGR Verhältnis
erhöht
zu werden, wenn das EGR Verhältnis
niedriger als der erste vorbestimmte Wert ist. Der Wert des Ziel
EGR Verhältnis
EGRnf wird unter Bezugnahme auf die EGR Karte oder Tabelle oder
Beziehung basierend auf dem Motorbetriebszustand, im EGR Regel-
bzw. Steuerprozeß bestimmt,
der später beschrieben
wird.
-
Dann
wird bei Schritt SA7 ein Basiseinspritzungszeitpunkt ITHb für die Haupteinspritzung
(entsprechend einem Kurbelwinkel, wenn die Nadel der Einspritzeinrichtung 5 öffnet) aus
dem vorgemischten Verbrennungsbereich (H) in der Einspritzungszeitpunktkarte
oder -tabelle oder -beziehung ge lesen, und ein Hilfseinspritzungszeitpunkt
Itc wird aus dem Speicher der ECU 40 gelesen. Wie oben
beschrieben, wird der Hilfseinspritzungszeitpunkt Itc empirisch
vorgeschrieben, so daß sein
optimaler Wert innerhalb eines Bereichs am Ende des Kompressionshubs
ist (beispielsweise BTDC 20 bis 10 Grad CA), nachdem das Vorgemisch
durch Kraftstoff der Haupteinspritzung die kühle Flammenreaktion verursacht, und
wird elektronisch im Speicher der ECU 40 gespeichert.
-
Insbesondere
wird in der Einspritzungsmengenkarte oder -tabelle oder -beziehung
der Wert der Basiseinspritzungsmenge QHb für den vorgemischten Verbrennungsbereich
(H) eingestellt oder bestimmt, um für die größere Beschleunigungs- bzw. Gaspedalposition
Acc und für
die größere Motordrehzahl
ne erhöht
zu werden. Zusätzlich
ist in der Einspritzungsmengenkarte oder -tabelle oder -beziehung
der Wert des Basiseinspritzungszeitpunkts ITHb für den vorgemischten Verbrennungsbereich (H)
eingestellt, um für
die größere Gaspedalposition Acc
und für
die größere Motordrehzahl
ne vorverlegt zu werden, und ist entsprechend der Kraftstoffeinspritzungsmenge
und dem Kraftstoffdruck innerhalb eines vorbestimmten Kurbelwinkelbereichs
im Kompressionshub des Zylinders 2 eingestellt (beispielsweise
BTDC ungefähr
90 bis ungefähr
30 Grad CA, vorzugsweise BTDC ungefähr 60 bis ungefähr 30 Grad
CA), so daß das
Meiste des Kraftstoffnebels verbrennt, nachdem er mit Luft gut vermischt
ist.
-
Dann
wird bei Schritt SA8 das aktuelle bzw. tatsächliche EGR Verhältnis des
Motors 1 abgeschätzt,
und der abgeschätzte
Wert (das tatsächliche EGR
Verhältnis
EGR) wird aktualisiert und im Speicher der ECU 40 gespeichert.
Zum Abschätzen
des tatsächlichen
EGR Verhältnisses
EGR, kann beispielsweise irgendeine adäquate Berechnung verwendet werden,
die den Wert gemäß der Einlaßluftmenge
abschätzt,
die basierend auf den Signalen von dem Luftstromsensor 19,
der Sauerstoffkonzentration, die basierend auf den Signalen aus
dem linearen O2 Sensor 29 bestimmt wird, und der Kraftstoffeinspritzungsmenge
bestimmt wird.
-
Als
nächstes
wird bei Schritt SA9 eine EGR Abweichung ΔEGR durch ein Subtrahieren des
aktuellen bzw. tatsächlichen
EGR Verhältnisses
EGR vom Ziel EGR Verhältnis
EGRnf bestimmt.
-
Dann
wird bei Schritt SA10 eine erste korrigierende Menge Qcfb für die Kraftstoffeinspritzungsmenge
entsprechend der EGR Abweichung ΔEGR eingestellt.
Insbesondere speichert der Speicher der ECU 40 wenigstens
zeitlich vorübergehend
elektronisch eine Korrekturmappe oder -tabelle oder -beziehung,
wie dies in 13(b) anhand eines Beispiels gezeigt
ist, von welcher die erste korrigierende Menge Qcfb entsprechend
der EGR Abweichung ΔEGR, die
bei Schritt SA9 bestimmt wird, gelesen wird. Die Korrekturtabelle
hält bzw.
behält
den vorzugsweise empirisch vorbestimmten oder vorbestimmten optimalen
Wert der ersten korrigierenden Menge Qcfb entsprechend der EGR Abweichung ΔEGR. Wie
gezeigt, ist, wenn die EGR Abweichung ΔEGR ein positiver Wert ist,
die erste korrigierende Menge Qcfb ein negativer Wert, und wenn
die EGR Abweichung ΔEGR
ein negativer Wert ist, ist die erste korrigierende Menge Qcfb ein
positiver Wert. In allen Fällen
erhöht
sich, wenn sich der absolute Wert der EGR Abweichung ΔEGR erhöht, der
absolute Wert der ersten korrigierenden Menge Qcfb in einer im wesentlichen proportionalen
Art und Weise. Außerdem
ist eine tote Zone definiert, welche die erste korrigierende Menge Qcfb
von null bereitstellt, wenn der absolute Wert der EGR Differenz ΔEGR der vorbestimmte
Wert oder geringer ist.
-
Als
nächstes
wird bei Schritt SA11 eine Beurteilung gemacht, ob der Motor 1 in
einem vorbestimmten beschleunigenden Zustand ist oder nicht. Beispielsweise
wird der beschleunigende Zustand beurteilt, wenn die Gaspedalposition
Acc auf einer Zunahme ist und die Änderung in der Menge größer als
der vorbestimmte Wert ist. Wenn JA beurteilt wird, schreitet die
Sequenz zu Schritt SA12 fort, der später beschrieben wird. Wenn
Nein beurteilt wird, d.h. der Motor nicht im beschleunigenden Zustand
ist, oder der Motor 1 im stabilen Betriebszustand ist,
schreitet die Sequenz zu Schritt SB1 eines Regel- bzw. Steuerprozesses
fort, der in 11 gezeigt ist. Bei diesem Schritt
SB1 wird eine Änderungsrate
in der Drehzahl der Kurbelwelle 10, d.h. eine Änderungsrate
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit gemäß den Signalen aus dem Kurbelwinkelsensor 11 berechnet.
-
Insbesondere
wird beispielsweise die Änderungsrate
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit durch ein Subtrahieren der vorletzten
Kurbelwinkelgeschwindigkeit von der letzten Kurbelwinkelgeschwindigkeit bestimmt,
welche im Speicher der ECU 40 gespeichert sind.
-
Dann
wird bei Schritt SB2 eine Beurteilung gemacht, ob sich die Kurbelwinkelgeschwindigkeit erniedrigt
hat oder nicht. Insbesondere wird die Beurteilung basierend auf
dem Vorzeichen und dem absoluten Wert der Änderungsrate der Kurbelwinkelgeschwindigkeit
gemacht. Wenn das Vorzeichen der Kurbelwinkelgeschwindigkeits-Änderungsrate
negativ ist und ihr Absolutwert größer als eine vorbestimmte Beurteilungsschwelle
ist, wird NEIN beurteilt, d.h. die Kurbelwinkelge schwindigkeit wird
beurteilt, zugenommen zu haben, worauf die Sequenz zu Schritt SB6
fortschreitet, der später
beschrieben wird. Andererseits wird, wenn das Vorzeichen der Änderungsrate
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit negativ ist und ihr Absolutwert
größer als
eine vorbestimmte Beurteilungsschwelle ist, JA beurteilt, d.h. die
Kurbelwinkelgeschwindigkeit wird beurteilt, sich verringert zu haben,
worauf die Sequenz zu Schritt SB3 fortschreitet. Wenn der Absolutwert
der Kurbelwinkelgeschwindigkeits-Änderungsrate beurteilt wird,
die Beurteilungsschwelle oder geringer zu sein, macht der Schritt
SB2 die gleiche Beurteilung wie jene in dem vorhergehenden Regel-
bzw. Steuerzyklus.
-
Als
nächstes
wird bei Schritt SB3 eine Beurteilung gemacht, ob die Hilfseinspritzungsmenge
im vorhergehenden Regel- bzw.
Steuerzyklus erhöht worden
ist. D.h., beispielsweise, wenn der Wert, der durch ein Subtrahieren
der vorletzten Hilfseinspritzungsmenge von der letzten Hilfseinspritzungsmenge
bestimmt wird, welche im Speicher der ECU 40 gespeichert
ist, größer als
null ist (JA wird beurteilt), schreitet die Sequenz zu Schritt SB4
fort, wo eine zweite korrigierende Menge Qcfr für die Kraftstoffeinspritzungsmenge
entsprechend der Motordrehmomentschwankung eingestellt wird. Insbesondere
wird eine neue zweite korrigierende Menge Qcfr bestimmt, indem eine
vorbestimmte Menge α von
der zweiten korrigierenden Menge Qcfr im vorhergehenden Regel- bzw.
Steuerzyklus subtrahiert wird. Andererseits schreitet, wenn die
Hilfseinspritzungsmenge in dem letzten Regel- bzw. Steuerzyklus
kleiner ist als jene im vorletzten Regel- bzw. Steuerzyklus (Schritt SB2
beurteilt NEIN), die Sequenz zu Schritt SB5 fort. Bei Schritt SBS
wird eine neue zweite korrigierende Menge Qcfr durch ein Addieren
einer vorbestimmten Menge α zur
zweiten korrigierenden Menge Qcfr im vorhergehenden Regel- bzw.
Steuerzyklus bestimmt.
-
Kurzum
wird, wenn die Abnahme in der Kurbelwinkelgeschwindigkeit von der
Zunahme in der Hilfseinspritzungsmenge resultiert, die Hilfseinspritzungsmenge
verringert, um sich auf die Abnahme im Ausgabedrehmoment des Motors 1 einzustellen. Wenn
die Abnahme in der Kurbelwinkelgeschwindigkeit aus der Abnahme in
der Hilfseinspritzungsmenge resultiert, wird die Hilfseinspritzungsmenge
erhöht.
-
Andererseits
wird bei Schritt SB6, zu welchem die Sequenz nach einem Beurteilen
NEIN fortschreitet, d.h. nachdem beurteilt wird, daß sich die Kurbelwinkelgeschwindigkeit
bei Schritt SB2 erhöht hat,
eine Beurteilung gemacht, ob die Hilfseinspritzungsmenge beim vorhergehenden
Regel- bzw. Steuerzyklus auf die gleiche Art wie Schritt SB3 erhöht worden
ist. Wenn JA beurteilt wird, schreitet die Sequenz zu Schritt SB7
fort, wo eine zweite korrigierende Menge Qcfr bestimmt wird, indem
eine vorbestimmte Menge α zur
zweiten korrigierenden Menge Qcfr im vorhergehenden Regel- bzw. Steuerzyklus hinzugefügt bzw.
addiert wird. Wenn NEIN beurteilt wird, d.h. die Hilfseinspritzungsmenge
ist verringert, schreitet die Sequenz zu Schritt SB8 fort, wo eine neue
zweite korrigierende Menge Qcfr bestimmt wird, indem eine vorbestimmte
Menge α von
der zweiten korrigierenden Menge Qcfr im vorhergehenden Regel- bzw.
Steuerzyklus subtrahiert wird.
-
Kurzum
wird, wenn die Zunahme in der Kurbelwinkelgeschwindigkeit, oder
die Zunahme im Ausgabedrehmoment des Motors 1 von der Zunahme
in der Hilfseinspritzungsmenge resultiert, die Hilfseinspritzungsmenge
weiter erhöht.
Dann resultiert die Zunahme in der Kurbelwinkelgeschwindigkeit aus der
Abnahme in der Hilfseinspritzungsmenge, die Hilfseinspritzungsmenge
wird weiterhin verringert.
-
Dann
wird bei Schritt SB9 nach den Schritten SB4, SB5, SB7, und SB8 die
Hilfseinspritzungsmenge Qct berechnet, indem die Basiseinspritzungsmenge
Qcb, die erste korrigierende Menge Qcfb, und die zweite korrigierende
Menge Qcfr summiert werden. Als nächstes wird bei Schritt SB10
die Hilfseinspritzungsmenge Qct, die bei Schritt SB9 berechnet wird, korrigiert,
um nicht eine vorbestimmte obere Grenze Qcg zu überschreiten. Insbesondere
ist eine Karte oder Tabelle oder Beziehung vorgeschrieben, welche die
obere Grenze Qcg entsprechend dem Zieldrehmoment Trq und der Motordrehzahl
ne zur Verfügung stellt
bzw. bereitstellt, und die obere Grenze Qcg, die von der Karte oder
Tabelle oder Beziehung gelesen wird, wird mit der Hilfseinspritzungsmenge
Qct verglichen. Wenn Qct =< Qcg,
wird der Wert des Qct ohne Korrektur beibehalten, und wenn Qct > Qcg, wird der Wert
des Qcg als Qct bestimmt.
-
Als
nächstes
wird bei Schritt SB11 eine Haupteinspritzungsmenge QHt basierend
auf der Basiseinspritzungsmenge QHb für die Haupteinspritzungsmenge
bestimmt, die bei Schritt SA6 bestimmt wurde, und der Hilfseinspritzungsmenge
Qct bestimmt, die bei Schritt SB10 korrigiert wird. D.h., weil die
Verbrennung von Kraftstoff durch die Hilfseinspritzung zum Ausgabedrehmoment
des Motors 1 beiträgt,
wird die Menge für
den Beitrag von der Basiseinspritzungsmenge QHb subtrahiert, um
die endgültige
Haupteinspritzungsmenge QHt zu bestimmen. Dann wird bei Schritt
SB12 die Einspritzeinrichtung 5 geregelt bzw. gesteuert,
um die Haupteinspritzung des Kraftstoffs beim Kraftstoffeinspritzungs zeitpunkt
ITHt im Kompressionshub des Zylinders 2 auszuführen, und
dann wird die Einspritzeinrichtung 5 geregelt bzw. gesteuert,
um die Hilfseinspritzung beim Kraftstoffeinspritzungszeitpunkt Itc
in jedem der Zylinder 2 des Motors 1 auszuführen, und
anschließend
kehrt die Sequenz zurück.
-
Kurzum
wird, während
sich der Motor 1 im stabilen Zustand befindet, die Hilfseinspritzungsmenge
zwangsweise und häufig
korrigierend erhöht
oder verringert, und die Änderung
im Ausgabedrehmoment des Motors 1 wird basierend auf der Änderung in
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit detektiert. In Übereinstimmung mit dem detektierten
Ergebnis wird die Hilfseinspritzungsmenge geregelt bzw. gesteuert, um
den maximalen Betrag des Ausgabedrehmoments bereitzustellen.
-
Andererseits
wird bei Schritt SA12, zu welchem die Sequenz fortschreitet, nachdem
JA beurteilt wird, d.h. nachdem beurteilt wird, daß der Motor 1 im
beschleunigenden Zustand bei Schritt SA11 in 10 ist,
die oben beschrieben ist, die zweite korrigierende Menge Qcfr auf
null eingestellt, worauf die Sequenz zu den Schritten SB9 bis SB12
in 11 fortschreitet, die oben beschrieben sind, wo
die Einspritzeinrichtung 5 geregelt bzw. gesteuert wird,
um die Haupteinspritzung und die Hilfseinspritzung in jedem der
Zylinder 2 des Motors 1 auszuführen, worauf die Sequenz zurückkehrt.
D.h., die Korrektur der Hilfseinspritzungsmenge basierend auf der Änderung
in der Kurbelwinkelgeschwindigkeit wird nicht während des beschleunigenden
Zustands des Motors 1 durchgeführt.
-
Im
Regel- bzw. Steuerprozeß,
der in 10 und 11 gezeigt
ist, die oben beschrieben sind, bilden die Schritte SA6, SA7, SB11
und SB12 die oder sind Teil von oder werden ausgeführt in der Haupteinspritzungs-Regel-
bzw. -Steuereinrichtung 40a (Haupteinspritzungs-Regel-
bzw. -Steuermittel), welche die Einspritzeinrichtung 5 regelt
bzw. steuert, um die Haupteinspritzung innerhalb des vorbestimmten
Kurbelwinkelbereichs im Kompressionshub des Zylinders 2 auszuführen, um
die vorgemischte Druckzündungsverbrennung
zur Verfügung
zu stellen, während
der Motor 1 im vorgemischten Druckzündungsverbrennungsbereich (H)
ist, der an der Seite niedriger Motorlast (im vorbestimmten Betriebszustand)
definiert ist.
-
Im
Regel- bzw. Steuerprozeß bilden
die Schritte SA6, SA7, SA9, SA10, SB2 bis SB10 und SB12 die oder
sind Teil von oder werden ausgeführt in
der Hilfseinspritzungs-Regel- bzw.
-Steuereinrichtung 40b (die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel),
welche die Einspritzeinrichtung 5 regeln bzw. steuern,
um die Hilfseinspritzung des Kraftstoffs beim vorbestimmten Zeitpunkt
zu einem späten
Stadium des Kompressionshubs auszuführen, um die Verschiebung von
der kühlen
Flammenreaktion zur heißen
Flammenreaktion zu verzögern,
unmittelbar bevor oder nachdem der Kraftstoff durch die Haupteinspritzung
die kühle
Flammenreaktion startet, die durch den Temperaturanstieg in der
Verbrennungskammer, beispielsweise innerhalb des Kompressionshubs
in dem Zylinder 2 verursacht ist bzw. wird.
-
Zusätzlich bildet
im Regel- bzw. Steuerprozeß in 10,
der oben beschrieben ist, der Schritt SA8 den oder ist Teil von
oder wird im EGR Abschätzer 40c (das
EGR Verhältnis
abschätzende
Mittel) zum Abschätzen
des aktuellen bzw. tatsächlichen EGR
Verhältnisses
des Motors 1 ausgeführt.
Außerdem
bildet im Regel- bzw. Steuerprozeß in 11, Schritt
SB1 den Kurbelwinkelgeschwindigkeits-Schwankungsdetektor 40d (die
ein Motordrehmoment detektierenden Mittel) für ein Detektieren der Änderungsrate
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit des Motors 1 als einen
Wert, der mit dem Ausgabedrehmoment assoziiert bzw. verbunden ist.
Darüber hinaus
stellen die Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuermittel 40b die
Hilfseinspritzungsmenge so ein, daß das Vorgemisch innerhalb
des vorbestimmten Bereichs nahe TDC gemäß den detektierten Ergebnissen
der EGR Abschätzeinrichtung 40c und des
Fluktuations- bzw. Schwankungsratendetektors 40d der Kurbelwinkelgeschwindigkeit
zündet.
-
Gemäß dem Regel-
bzw. Steuerverfahren im bevorzugten Flußdiagramm oder -prozeß wie oben erhöht die Hilfseinspritzungs-Regel-
bzw. -Steuereinrichtung 40b die Hilfseinspritzungsmenge,
wenn das tatsächliche
EGR Verhältnis
EGR kleiner als der erste vorbestimmte Wert ist. Jedoch ist die
vorliegende Erfindung nicht auf dieses beschränkt. Beispielsweise kann die
Hilfseinspritzungs-Regel- bzw. -Steuereinrichtung 40b die
Hilfseinspritzungsmenge erhöhen,
wenn das tatsächliche
EGR Verhältnis
EGR kleiner als ein anderer Wert ist, der kleiner als der erste vorbestimmte
Wert ist (der zweite vorbestimmte Wert).
-
(Regel- bzw. Steuerprozeß einer
EGR Regelung bzw. Steuerung)
-
Als
nächstes
wird ein bevorzugter Regel- bzw. Steuerprozeß von EGR durch die ECU 40 im Detail
unter Bezugnahme auf das in 14 illustrierte
Flußdiagramm
beschrieben. Bei Schritt SC1 unmittelbar nach dem Start werden wenigstens
ein Ausgabesignal von dem Kraftstoffdrucksensor 7, ein Ausgabesignal
vom Kurbelwinkelsensor 11, ein Ausgabesignal vom Einlaßluftdrucksensor 18,
ein Ausgabesignal vom Luftstromsensor 19, ein Ausgabesignal
vom Gaspedalpositionssensor 39, und/oder die anderen Signale
eingegeben (Dateneingabe). Zusätzlich
werden Werte einer Vielzahl von Flags, die wenigstens zeitlich vorübergehend
bzw. temporär
im Speicher der ECU 40 gespeichert sind, eingegeben. Dann
wird bei Schritt SC2 auf die gleiche Art wie bei Schritt SA3 im
Regel- bzw. Steuerverfahren der in 10 gezeigten
Kraftstoffeinspritzung der Verbrennungsmodus des Motors 1 beurteilt.
Wenn NEIN beurteilt wird, d.h. der Modus im Diffusionsverbrennungsbereich
(D) ist, schreitet die Sequenz zu Schritt SC5 fort. Wenn JA beurteilt
wird, d.h. der Modus im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) ist,
schreitet die Sequenz zu SC3 fort, wo ein Zielwert EGRH der Öffnung des
EGR Ventils 35, der dem Motorbetriebszustand entspricht,
unter Bezugnahme auf eine EGR Karte oder. Tabelle oder Beziehung
bestimmt wird, die elektronisch im Speicher des ECU 40 gespeichert
ist. Als nächstes übermittelt
bei Schritt SC4 die ECU ein Regel- bzw. Steuersignal an das Magnetventil 36 des
Diaphragmas des EGR Ventils 35 (für die Betätigung des EGR Ventils 35),
und die Sequenz kehrt zurück.
-
Andererseits
wird bei Schritt SC5, zu welchem die Sequenz nach einer Beurteilung
NEIN fortschreitet, d.h. nachdem beurteilt wird, daß der Motor 1 im
Diffusionsverbrennungsbereich (D) bei Schritt SC2 ist, der Zielöffnungswert
EGRD des EGR Ventils 35 entsprechend dem Diffusionsverbrennungszustand
des Motors 1 aus der EGR Karte oder Tabelle oder Beziehung
abgelesen. Als nächstes
schreitet die Sequenz zu Schritt SC4 fort, wo das EGR Ventil 35 betätigt wird,
und kehrt dann zurück.
-
Die
EGR Karte oder Tabelle oder Beziehung hält bzw. behält den optimalen Öffnungswert
des EGR Ventils 35 entsprechend dem Zieldrehmoment Trq
und der Motordrehzahl ne, die vorzugsweise empirisch vorbestimmt
sind. Insbesondere stellt die Karte oder Tabelle oder Beziehung
das Ziel EGR Verhältnis
EGRnf basierend auf dem Motorbetriebszustand bereit, so daß das Ziel
EGR Verhältnis
auf ungefähr 50%
bis 60% (vorzugsweise ungefähr
53 bis 60%) im vorgemischten Verbrennungsbereich (H), und ungefähr 40% oder
weniger im Diffusionsverbrennungsbereich (D) eingestellt ist. Wie
in 15(a) anhand eines Beispiels gezeigt,
werden die Zielöffnungswerte des
EGR Ventils 35 EGRH und EGRD für die größere Gaspedalposition Acc und
für die
größere Motordrehzahl
ne im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) bzw. dem Diffusionsverbrennungsbereich
(D) verringert.
-
Insbesondere
ist jeder der Zielwerte EGRH und EGRD jeweils so eingestellt, daß sich die Öffnung des
EGR Ventils 35, wie in 15(b) angezeigt, ändert, wenn
sich der Betriebszustand von einem vorbestimmten oder vorbestimmbaren
Betriebszustand, der auf der Seite niedriger Motordrehzahl ne und
niedriger Motorlast definiert ist (wie durch den Punkt X in der
Zeichnung angegeben), zu einem vorbestimmten oder vorbestimmbaren
Betriebszustand verschiebt, der auf der Seite hoher Motordrehzahl
ne und hoher Motorlast definiert ist (wie durch den Punkt Y in der
Zeichnung angegeben bzw. angedeutet). Somit wird, wenn sich der
Motorbetriebszustand entlang der Linie X-Y ändert, die Öffnung des EGR Ventils 35 allmählich in
Richtung zur Seite höherer
Motordrehzahl ne und höherer
Motorlast im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) verringert, diskontinuierlich
an der Grenze zwischen dem vorgemischten Verbrennungsbereich bzw.
Bereich vorgemischter Verbrennung (H) und dem Diffusionsver brennungsbereich (D)
verringert, und allmählich
noch einmal in Richtung zur Seite höherer Motordrehzahl ne und
höherer Motorlast
verringert. Wie gezeigt, ist die Änderung in der Öffnung des
EGR Ventils 35 in bezug auf den Motorbetriebszustand vorgeschrieben,
um signifikant klein im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) zu sein,
dagegen relativ groß im
Diffusionsverbrennungsbereich (D).
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Somit
wird, während
der Motor 1 im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) ist,
die Öffnung des
EGR Ventils 35 relativ aufgeweitet, um eine große Menge
des Abgases zum Einlaßdurchtritt 16 zu rezirkulieren,
um das EGR Verhältnis
EGR zum bzw. auf den Zielwert (das Ziel EGR Verhältnis EGRnf) einzustellen,
der gleich oder größer als
der vorbestimmte oder vorbestimmbare Wert ist, wodurch die günstige vorgemischte
Druckzündungsverbrennung erzielt
wird. Andererseits wird, während
der Motor 1 im Diffusionsverbrennungsbereich (D) ist, der
Motor 1 veranlaßt,
die herkömmliche
Dieselverbrennung auszuführen,
während
welcher die Öffnung
des EGR Ventils 35 relativ verschmälert ist, um das EGR Verhältnis EGR
auf einen adäquat
kleinen Wert einzustellen, wodurch eine NOx Produktion ohne Zunahme
in einer Rußproduktion
unterdrückt
wird.
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Der
Regel- bzw. Steuerprozeß,
der in 14 gezeigt ist, bildet als ein
Ganzes die EGR Regel- bzw. Steuereinrichtung 40e (die Abgasrezirkulations-Regel-
bzw. -Steuermittel), welche die Öffnung des
EGR Ventils 35 so einstellt, daß das EGR Verhältnis der
erste vorbestimmte Wert oder mehr ist, wenn der Motor 1 im
vorgemischten Verbrennungsbereich (H) ist, und das EGR Verhältnis kleiner
als der erste vorbestimmte Wert ist, wenn der Motor 1 im Diffusionsverbrennungsbereich
(D) ist.
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(Tätigkeit und Wirkung)
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Die
Tätigkeit
und Wirkung des Verbrennungssteuerapparats für den Dieselmotor 1 gemäß dieser
bevorzugten Ausführungsform
wird nun beschrieben. Während
der Motor 1 im vorgemischten Verbrennungsbereich (H) ist,
wird die Öffnung
des EGR Ventils relativ aufgeweitet, so daß Abgas vom Abgasdurchtritt 26 stromaufwärts der
Turbine 27 zum Einlaßdurchtritt 16 durch
den EGR Durchtritt 34 rückgeführt bzw.
rezirkuliert wird. Als nächstes
wird eine beträchtliche
Menge von rezirkuliertem Abgas zur Verbrennungskammer 4 des
Zylinders 2 zusammen mit Frischluft von außen zugeführt. Dann
führt die Einspritzeinrichtung 5,
die in die Verbrennungskammer 4 im Zylinder 2 vorragt,
die Haupteinspritzung zum vorbestimmten Zeitpunkt im Kompressionshub des
Zylinders 2 aus. Dieser während der Haupteinspritzung
eingespritzte Kraftstoff wird relativ weit über die Verbrennungskammer 4 verstreut
bzw. diffundiert und ausreichend mit Einlaßluft (Frischluft und dem rezirkulierten
Abgas) vermischt, um eine hoch homogenisierte Mischung auszubilden.
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Diese
Mischung wird veranlaßt,
eine Oxidationsreaktion bei relativ niedriger Temperatur (sogenannte
kühle Flammenreaktion)
durch den Temperaturanstieg in der Verbrennungskammer 4 während des
Kompressionshubs des Zylinders zu starten.
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Zu
diesem Zeitpunkt startet die kühle
Flammenreaktion des Gemischs insbesondere mit dem Abschnitt mit
hoher Dichte des Kraftstoffdampfs und hoher Dichte von Sauerstoff.
Jedoch enthält
diese Mischung eine große
Menge an Abgas (Kohlendioxid und anderes Gas), das größer in der
Wärme kapazität als Luft
(Stickstoff, Sauerstoff, und anderes Gas) ist, und die Dichte des
Kraftstoffs und Sauerstoffs ist insgesamt klein infolge des großen Gehalts
des Abgases. Darüber
hinaus wird die Reaktionswärme
der kühlen
Flammenreaktion in Kohlendioxid absorbiert, das groß in der
Wärmekapazität ist. Deshalb
wird eine örtlich
schnelle Reaktion verhindert und die Verschiebung zur Oxidationsreaktion
bei hoher Temperatur (sogenannte heiße Flammenreaktion) wird somit
vermieden. Anschließend
führt die
Einspritzeinrichtung 5 die Hilfseinspritzung aus, um Kraftstoff zum
vorbestimmten Zeitpunkt bei einem späten Stadium des Kompressionshubs
in das Gemisch einzuspritzen, welches die kühle Flammenreaktion, wie oben
beschrieben, gestartet hat. Dieser Kraftstoff absorbiert während seiner
Verdampfung Wärme
vom umgebenden Gemisch, das die Temperatur des Gemischs erniedrigt
bzw. absenkt, wodurch weiter die Verschiebung zur heißen Flammenreaktion,
d.h. Zündung
verzögert
wird.
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Als
nächstes
zündet
und verbrennt gleichzeitig das Gemisch, wenn sich dem TDC im Zylinder 2 angenähert wird,
die Gastemperatur in der Verbrennungskammer 4 steigt weiter,
und es erhöht
sich ausreichend die Dichte des Kraftstoffs und Sauerstoffs. Der
Zündungszeitpunkt
hängt hauptsächlich vom Verhältnis der
Menge an rezirkuliertem Abgas in der Einlaßluft (dem EGR Verhältnis),
der rezirkulierten Abgastemperatur, und der Hilfseinspritzungs-Kraftstoffmenge
ab. Selbst wenn das EGR Verhältnis niedriger
als ein ursprünglicher
bzw. Anfangszielwert ist, oder selbst wenn die Temperatur des rezirkulierten
Abgases insbesondere hoch ist, werden das Verhältnis und die Temperatur in
der Einstellung der Hilfseinspritzungsmenge in Betracht gezogen
bzw. berücksichtigt,
wodurch der Zündungszeitpunkt
des Ge mischs innerhalb des Bereichs nahe dem TDC beibehalten wird.
D.h., selbst wenn beispielsweise die Beschleunigung des Motors 1 zeitlich
vorübergehend
das Rezirkulationsverhältnis
des Abgases zur Verbrennungskammer 4 verringert, oder selbst
wenn das Fahren über
lange Zeit die Abgastemperatur extrem anhebt, wird die Hilfseinspritzungsmenge
geregelt bzw. gesteuert, um den Zündungszeitpunkt des Gemischs
zu optimieren. Somit wird das Wärmeerzeugungsmerkmal
mit hoher Zykluseffizienz konstant erzielt, wodurch die Kraftstoffeffizienz
bzw. der Kraftstoffwirkungsgrad verbessert wird.
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Zusätzlich wurden
in dem Gemisch, welches in der oben erwähnten Art zündet und verbrennt, Kraftstoffdampf,
Luft und rezirkuliertes Abgas bereits ausreichend homogen verteilt
und die kühle
Flammenreaktion ist an dem Abschnitt im Gang, der, wie oben beschrieben,
hoch in der Kraftstoffdichte ist, wobei ein kleiner Abschnitt übermäßig hoch
in der Kraftstoffdichte ist. Somit wird kein oder wenig Ruß erzeugt.
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Außerdem ist,
wie oben beschrieben, der Kraftstoffdampf homogen im Gemisch verteilt
und eine beträchtliche
Menge an Kohlendioxid und eines anderen Gases ist homogen diffundiert,
was die örtlich
abrupte Wärmeerzeugung
im Gemisch verhindert, selbst wenn das Gemisch gleichzeitig zündet und
verbrennt. Darüber
hinaus wird, weil das umgebende Kohlendioxid und das andere Gas
die Verbrennungswärme
absorbiert, der Anstieg in der Verbrennungstemperatur unterdrückt, wodurch
in hohem Maße
die NOx Erzeugung unterdrückt
wird.
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Andererseits
spritzt, während
der Motor 1 im Diffusionsverbrennungsbereich (D) ist, die
Einspritzeinrichtung 5 Kraft stoff in die Verbrennungskammer 4 wenigstens
nahe TDC ein, um die Diffusionsverbrennung nach der anfänglichen
vorgemischten Verbrennung zu verursachen (die herkömmliche
Dieselverbrennung).
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Zu
diesem Zeitpunkt wird die Öffnung
des EGR Ventils 35 relativ schmäler gemacht bzw. verschmälert, so
daß die
richtige bzw. ordnungsgemäße Menge
des rezirkulierten Abgases die Erzeugung von NOx und Ruß unterdrückt. Zusätzlich wird
das Rezirkulationsverhältnis
des Abgases auf den vorbestimmten Wert oder geringer eingestellt,
was die Zufuhr von Frischluft sicherstellt, wodurch die ausreichende
Motorausgabe bzw. -leistung erzielt wird.
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(Eine andere Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung)
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Es
sollte erkannt bzw. geschätzt
werden, daß die
Erfindung nicht auf die bevorzugte Ausführungsform, wie oben beschrieben,
beschränkt
ist. Insbesondere wird beispielsweise in der vorhergehenden Ausführungsform
die Hilfseinspritzungsmenge basierend sowohl auf dem tatsächlichen
EGR Verhältnis EGR
als auch der Änderungsrate
der Kurbelwinkelgeschwindigkeit eingestellt. Jedoch kann beispielsweise
die Menge basierend auf nur einem von ihnen eingestellt werden.
Neben dem Obigen kann die Hilfseinspritzungsmenge in Hinblick auf
einen oder mehrere der anderen Faktoren eingestellt werden, die
die Zündungsverzögerungszeit,
wie beispielsweise die Motorkühlmitteltemperatur,
Einlaßlufttemperatur,
und/oder Ladedruck beeinflussen.
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Obwohl
in der vorhergehenden Ausführungsform
die Einspritzeinrichtung 5 ein Einspritzen von Kraftstoff
innerhalb des vorbestimmten Kurbelwinkelbereichs im Kompressionshub
des Zylinders 2 startet, während der Motor 1 die
vorgemischte Druckzündungsverbrennung
durchführt,
ist die vorliegende Erfindung nicht auf dieses beschränkt. Beispielsweise
kann die Kraftstoffeinspritzung im Einlaßhub des Zylinders 2 starten.
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Zusätzlich ist,
obwohl die vorhergehende Ausführungsform
die vorliegende Erfindung in den Verbrennungssteuerapparat A für einen
Direkteinspritzungs-Dieselmotor mit einer gemeinsamen Druckleitung
bzw. common rail einbaut, die vorliegende Erfindung nicht auf dieses
beschränkt.
Beispielsweise kann die vorliegende Erfindung auf einen Benzinmotor
Anwendung finden, welcher verursacht, daß das Vorgemisch mit Benzin
sich selbst ohne die Verwendung irgendeiner Zündkerze im vorbestimmten Betriebszustand
entzündet.
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Wie
oben beschrieben, kann in Übereinstimmung
mit dem Verbrennungssteuerapparat gemäß der bevorzugten Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung in einem Direkteinspritzungs-Dieselmotor 1,
in welchem Kraftstoff während
der Haupteinspritzung in die Verbrennungskammer 4 eingespritzt
wird, gut mit der Einlaßluft
während
der Zündungsverzögerungszeit
des Gemischs vermischt, das durch eine große Menge einer Abgasrezirkulation
bereitgestellt wird, um einen Verbrennungszustand mit relativ großem Verhältnis der
vorgemischten Verbrennung zu erreichen, der Übergang von der kühlen Flammenreaktion
zur heißen
Flammenreaktion, der im Kompressionshub des Zylinders 2 durch
das Vorgemisch verursacht wird, das aus dem Kraftstoff durch die
Haupteinspritzung ausgebildet wird, durch Kraftstoff der Hilfseinspritzung
verzögert
werden. Weiterhin wird, selbst wenn das Rezirkulationsverhältnis des
Abgases weitgehend bzw. stark geändert
wird, oder selbst wenn die Abgastemperatur durch die Änderung
im Betriebszustand des Motors 1 fluktuiert bzw. sich ändert, der
Zündungszeitpunkt
des Vorgemischs durch die Einstellung der Hilfseinspritzungsmenge
optimiert, so daß das
Wärmeerzeugungsmerkmal
mit hoher Zykluseffizienz erzielt wird, wodurch die Kraftstoffeffizienz
verbessert wird.