JP3613020B2

JP3613020B2 - In-cylinder injection engine control device

Info

Publication number: JP3613020B2
Application number: JP22636498A
Authority: JP
Inventors: 秀俊工藤; 啓二荒木
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1998-08-10
Filing date: 1998-08-10
Publication date: 2005-01-26
Anticipated expiration: 2018-08-10
Also published as: JP2000054883A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、燃焼室内に直接燃料を噴射するインジェクタを備えた筒内噴射式エンジンにおいて、触媒未暖機時における燃料噴射の制御に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、燃料を直接燃焼室内に噴射するインジェクタを備えた筒内噴射式エンジンは知られている。この筒内噴射式エンジンでは、吸気通路にインジェクタを設ける場合のように通路壁面への燃料付着が問題となることがなくて、空燃比制御の安定性、応答性等にすぐれ、また、インジェクタから圧縮行程後半に燃料を噴射した場合に混合気が点火プラグまわりに偏在するような燃焼室形状としておけば、所謂成層燃焼により空燃比のリーン化とそれによる燃費改善を図ることができる。
【０００３】
ところで、自動車等のエンジンでは排気ガス中にＨＣ、ＣＯ及びＮＯｘが含まれており、エミッションの改善としてこれらの有害成分の発生、放出をできるだけ減少させることが要求される。このため、排気通路中に触媒を設けて排気ガスを浄化することは従来から行なわれており、上記筒内噴射式エンジンでも一般に排気通路中に触媒が設けられている。
【０００４】
しかし、排気ガス浄化用の触媒は活性化温度より低温の未暖機時には充分に浄化作用を発揮できず、触媒が暖機状態に達するまでの時間が長いとその間にＨＣやＮＯｘが多く放出され易い。
【０００５】
このような問題の対策としては、例えば特表平８−５０５４４８号公報に示されるような装置がある。この装置は、触媒の未暖機時に、少なくとも１シリンダについて点火時期を上死点後に遅らせるとともに、燃料比をエンジンが正常に回転しているときに要求されるレベルよりも増加することにより、排気温度を上昇させて触媒の暖機促進を図るようにしている。また、筒内噴射式エンジンに適用する場合は、圧縮行程の上死点前（例えばＢＴＤＣ６０°〜８０°の間）に燃料を一括に噴射するようにしている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記公報に示されている装置は、触媒未暖機時に、燃料を余分に供給しつつ、主として点火時期の遅角により暖機の促進を図っており、筒内噴射式エンジンにおけるインジェクタからの燃料噴射の制御としては単に圧縮行程で一括に燃料を噴射しているが、このようにすると、エンジン負荷が比較的高くなった場合に必ずしも好ましい燃焼状態が得られなくなる。すなわち、触媒未暖機状態にあるときにも車両の走行が行われること等でエンジン負荷が比較的高くなることがあるが、このような負荷の増大によって燃料噴射量が多くなったときに、圧縮行程で一括に燃料を噴射すると、点火プラグまわりがオーバーリッチとなること等により大幅に燃費が悪化し、その割にはＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が充分でない等、改善の余地が残されていた。
【０００７】
本発明は上記の事情に鑑み、触媒未暖機時に、高負荷側の領域でも燃費の悪化を比較的小さくしつつ、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇による暖機促進の効果を高めることができる筒内噴射式エンジンの制御装置を提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、排気通路に排気ガス浄化用の触媒を備えるとともに、燃焼室内に直接燃料を噴射するインジェクタを備えた筒内噴射式エンジンにおいて、上記触媒の温度状態を判別する温度状態判別手段と、エンジンの負荷状態を検出する負荷状態検出手段と、上記インジェクタからの燃料噴射を制御する燃料噴射制御手段とを備え、この燃料噴射制御手段は、上記温度状態判別手段による判別及び上記負荷状態検出手段による検出に基づき、触媒が活性温度よりも低い未暖機状態にあるときに、暖機促進制御として、インジェクタからの燃料噴射を吸気行程期間内の早期噴射と圧縮行程期間内の後期噴射との少なくとも２回に分割した分割噴射を行なわせ、かつ、この分割噴射における後期噴射の少なくとも噴射終了時期を、エンジンの負荷の増大に伴って遅角させるとともに、早期噴射と後期噴射との間のクランク角による噴射間隔を、負荷の増大に伴って広げるようにしたものである。
【０００９】
この発明の装置によると、触媒未暖機時に、上記インジェクタから吸気行程期間内と圧縮行程期間内の分割噴射が行なわれ、そのうちの早期噴射によって燃焼室全体に均一に拡散した比較的リーンな混合気が生成されるとともに、後期噴射によって混合気濃度に濃淡を有するとともに比較的気化、霧化が悪くて液滴成分を含むような混合気が生成され、これらが燃焼室内に分布することにより、初期燃焼を抑制するとともに燃焼期間の後半の燃焼（後燃え）を促進する等の作用が得られる。
【００１０】
また、上記分割噴射でも噴射時期を一定にしておくと、燃料噴射量がある程度以上多くなるような高負荷の領域では、燃焼状態が吸気行程一括噴射に近づいてくるため、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が小さくなってくるが、このような場合に上記分割噴射における後期噴射の少なくとも噴射終了時期が遅角されることにより、初期燃焼抑制及び後燃え等の作用が高められるとともに点火時期の遅角量を大きくすることが可能となり、これらの作用でＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が高められる。
【００１１】
本発明の装置において、上記のように分割噴射を行なう場合に、エンジンの点火時期を上死点以降に設定し、上記分割噴射における後期噴射を点火時期より前に行なうようにしつつ、この後期噴射の噴射開始時期を負荷の増大に伴って遅角させるようにすること（請求項２）が好ましい。
【００１２】
このようにすれば、負荷が増大したときに燃焼安定性を損なわない範囲で分割噴射における後期噴射及び点火時期が充分に遅角され、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が良好に得られる。
【００１３】
さらに、上記噴射間隔を負荷の増大に伴って広げる制御は所定高負荷までの範囲で行ない、所定高負荷より高負荷側では上記噴射間隔を略一定としておけば（請求項３）、燃焼安定性が確保される程度の範囲内に上記噴射間隔が調整される。
【００１４】
また、上記燃料噴射制御手段は、暖機促進制御として吸気行程と圧縮行程との分割噴射を行なうときに、負荷の増大に伴い、所定負荷までは早期噴射の噴射開始時期を進角させ、所定負荷より高負荷側で後期噴射の少なくとも噴射終了を遅角させるようにすればよい（請求項４）。つまり、上記所定負荷までは燃料噴射量の増加に伴い、早期噴射の噴射終了が遅れることを避けて早期噴射による燃料の拡散性を確保するために開始時期が進角され、所定負荷を越えると後期噴射の遅角によって上記のような作用でＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇が図られる。
【００１５】
上記暖機促進制御として吸気行程と圧縮行程との分割噴射を行なうときに、後期噴射の噴射終了時期を上死点より前とするように制御しておけば（請求項５）、燃焼安定性が確保される。
【００１６】
また、本発明の装置において、上記燃料噴射制御手段は、暖機促進制御として、吸気行程と圧縮行程との分割噴射を設定負荷より高負荷側の領域で行なうとともに、設定負荷より低負荷側の特定負荷領域で、インジェクタからの燃料噴射を圧縮行程期間内で複数回に分割して行なうこと（請求項６）が好ましい。さらに、設定負荷より高負荷側の領域における吸気行程と圧縮行程との分割噴射と、上記特定負荷領域における圧縮行程の分割噴射とのほかに、この特定負荷領域領域よりもさらに低負荷側の領域ではインジェクタからの燃料噴射を圧縮行程で一括に行なうこと（請求項７）が好ましい。
【００１７】
このようにすれば、比較的高負荷側の領域で吸気行程と圧縮行程との分割噴射によりＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が良好に得られるとともに、比較的低負荷側の領域では圧縮行程の分割噴射あるいはさらに圧縮行程の分割噴射が行なわれて、燃料噴射量が少ない低負荷時にもＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が良好に得られるように燃焼室内の混合気分布状態が調整される。
【００１８】
上記のような暖機促進制御時に、燃焼室全体の空燃比が１３〜１７の範囲となるようにインジェクタから噴射される全燃料量を設定しておけばよい（請求項８）。このように空燃比を設定しているのは、これが熱発生率の高い空燃比の範囲であり、従って、排気ガス温度を高くすることができる空燃比を利用するためである。
【００１９】
さらに本発明の装置において、暖機促進制御を、燃焼室内の混合気の濃度が点火プラグまわりで理論空燃比もしくはこれよりリッチとなり、その周囲で理論空燃比よりリーンとなるように行なわせるようにすればよい（請求項９）。このようにすることにより、初期燃焼の抑制及び燃焼期間後半の燃焼（後燃え）の促進等の作用が有効に発揮されるような成層状態が得られる。
【００２０】
燃焼室全体の空燃比の制御としては、空燃比検出用のＯ₂ センサと、暖機促進制御時において上記Ｏ₂ センサの活性後は燃焼室全体の空燃比を略理論空燃比とするようにＯ₂ センサの出力に応じたフィードバック制御により燃料噴射量を求める燃料噴射量演算手段とを備えるようにすれば（請求項１０）、上記のようなＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇に効果的な空燃比の制御を精度良く行なうことができる。
【００２１】
また、本発明の装置において、シリンダボアに嵌挿されて燃焼室の下面側を構成するピストンの頂面に混合気トラップ用のキャビティを形成し、ピストンが上死点近くにあるときにインジェクタからの燃料噴射方向が上記キャビティを向くとともに、インジェクタから噴射された後上記キャビティで反射された燃料が点火プラグ付近に達するように、インジェクタ及びキャビティの配置を設定した設定しておけば（請求項１１）、上記分割噴射等が行なわれたときに、成層化が良好に行なわれる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
【００２３】
図１は筒内噴射式エンジンの一例を示している。この図において、１はエンジン本体であって、シリンダブロック２及びシリンダヘッド３等からなり、複数のシリンダを備えており、その各シリンダにはピストン４が嵌挿され、このピストン４の頂面とシリンダヘッド３の下面との間に燃焼室５が形成されている。
【００２４】
上記シリンダヘッド３の下面には燃焼室５の上面部を形成する所定形状の凹部が設けられ、例えば図示のようなペントルーフ形状に燃焼室５の上面部が形成されており、この燃焼室５の上面部に吸気ポート６及び排気ポート７が開口している。この吸気ポート６及び排気ポート７は、図面上は１個ずつ表れているが、好ましくは、２個ずつ、紙面と直交する方向に並んで設けられる。そして、各吸気ポート６及び各排気ポート７に吸気弁８及び排気弁９がそれぞれ設けられており、これら吸気弁８及び排気弁９は図外の動弁装置により駆動されて所定タイミングで開閉するようになっている。
【００２５】
燃焼室５のほほ中央部には点火プラグ１０が配置され、点火ギャップが燃焼室５内に臨む状態で、シリンダヘッド３に取付けられている。
【００２６】
また、燃焼室５に直接燃料を噴射するインジェクタ１１が、燃焼室５の周縁部に設けられている。図１に示す実施形態では、燃焼室５の吸気ポート６側の側方部においてシリンダヘッド３にインジェクタ１１が取り付けられ、インジェクタ１１の先端が燃焼室５内に臨み、かつ、斜め下方に向けて燃料を噴射するようになっている。
【００２７】
さらに図示の実施形態では、燃焼室５の下面側を構成するピストン４の頂部に、凹状のキャビティ１２が形成されている。そして、ピストン４が上死点に近い位置となる圧縮行程後半に上記インジェクタ１１からの燃料噴射が行なわれる場合に、この燃料がキャビティ１２に向かって噴射され、さらにキャビティ１２で反射されて点火プラグ１０付近に達するように、インジェクタ１１の位置及び方向とキャビティ１２の位置と点火プラグ１０の位置との関係が予め設定されている。
【００２８】
なお、上記インジェクタ１１には高圧燃料ポンプ１３が燃料供給通路１４を介して接続され、この高圧燃料ポンプ１３と図外のリターン通路に配置された高圧レギュレータとにより、インジェクタ１１に作用する燃圧が圧縮行程中期以降の噴射が可能な程度の高圧に調整されるようになっている。
【００２９】
上記エンジン本体１には吸気通路１５及び排気通路１６が接続されている。上記吸気通路１５はサージタンク１５ｂの下流側で気筒別に分岐し、かつ、その気筒別通路１５ａには並列に２つの通路（図面では１つの通路のみ示す）が形成されて、その下流端の２つの吸気ポート７が燃焼室５に開口するとともに、一方の通路に、燃焼室内のガス流動を強化するためのスワール制御弁１７が設けられている。そして、スワール制御弁１７が閉じられたときに、他方の通路から燃焼室５に導入される吸気によって燃焼室５内にスワールが生成され、燃焼室５内のガス流動が強化されるようになっている。
【００３０】
なお、燃焼室内のガス流動を強化する手段としては、上記スワール制御弁１７の替わりにタンブルを生成する弁を気筒別通路に設けてもよく、また、圧縮上死点付近でピストン頂面とこれに対向する燃焼室上面部（シリンダヘッド下面）との間にスキッシュが生成されるようにしておいてもよい。
【００３１】
また、吸気通路１５の途中にはスロットル弁１８が設けられ、吸入空気量の制御が可能なようにステップモータ等の電気的なアクチュエータ１９によって上記スロットル弁１８が作動されるようになっている。
【００３２】
なお、サージタンク１５ｂには、ＥＧＲバルブ（図示せず）を介してＥＧＲ通路（図示せず）が接続されており、少なくともエンジン暖機後にＥＧＲを導入するようになっている。
【００３３】
一方、排気通路１６には、Ｏ_２センサ２１が設けられるとともに、排気浄化用の触媒を備えた触媒装置２２が設けられている。上記Ｏ_２センサ２１は、排気中の酸素濃度を検出することにより燃焼室内の混合気の空燃比を検出するものであり、例えば理論空燃比で出力が変化するセンサ（λＯ_２センサ）からなっている。
【００３４】
上記触媒装置２２は、三元触媒により構成してもよいが、後述のように暖機後に空燃比をリーンにして成層燃焼を行なうような場合の浄化性能を高めるため、理論空燃比よりもリーンな空燃比でもＮＯｘを浄化する機能を有するような触媒を用いることが望ましい。つまり、一般に知られているように三元触媒によるとＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘの全てに対して高い浄化性能を有するのが理論空燃比付近に限られるが、三元触媒の機能に加えて理論空燃比よりもリーンな空燃比でもＮＯｘを浄化する機能を有する触媒（リーンＮＯｘ触媒）があるので、これを用いてリーン運転時のＮＯｘを低減することが好ましい。尤も、このようなリーンＮＯｘ触媒であっても、浄化性能が最も高められるのは理論空燃比付近である。
【００３５】
上記排気通路１６における触媒装置２２の位置としては、この触媒装置２２にリーンＮＯｘ触媒を備えているため、排気マニホールド１６ａの直下流（排気マニホールドに直結）とすると高速高負荷時に触媒温度が過度に上昇し易くなることから、この位置よりもエンジンから遠ざかるように、排気マニホールド１６ａに接続されている排気管１６ｂの下流に触媒装置２２が連結されている。なお、三元触媒であれば耐熱性能が高いため、排気マニホールドに直結しても良い。
【００３６】
３０はエンジンの制御を行なうＥＣＵ（コントロールユニット）であり、このＥＣＵ３０には、エンジンのクランク角を検出するクランク角センサ２３、アクセル開度（アクセルペダル踏み込み量）を検出するアクセルセンサ２４、吸入空気量を検出するエアフローメータ２５、エンジン冷却水の水温を検出する水温センサ２６及び上記Ｏ_２センサ２１等からの信号が入力されている。
【００３７】
上記ＥＣＵ３０は、温度状態判別手段３１、負荷状態検出手段３２、燃料噴射制御手段３３、燃料噴射量演算手段３４、点火時期制御手段３５及び回転数制御手段３６を含んでいる。
【００３８】
上記温度状態判別手段３１は、上記水温センサ２６からの水温検出信号によって触媒の温度状態を推定して、触媒が活性温度より低い未暖機状態にあるか否かを判定するもので、水温が設定温度未満であれば触媒未暖機状態、設定温度以上であれば触媒暖機状態と判定する。なお、触媒暖機状態を判定するための温度状態判別は、水温検出とエンジン始動からの経過時間の判定とを併用して行なうようにしてもよく、また、触媒温度を直接検出するようにしてもよい。
【００３９】
上記負荷状態検出手段３２は、アクセルセンサ２４によって検出されるアクセル開度及びクランク角センサ２３の信号から求められるエンジン回転数等に基づいて負荷状態を検出するようになっている。
【００４０】
上記燃料噴射制御手段３３は、インジェクタ駆動回路３７を介してインジェクタ１１からの燃料噴射の時期及び噴射量を制御するものであり、触媒未暖機状態のときに、暖機促進制御として、少なくとも比較的高負荷側の運転領域では、インジェクタ１１からの燃料噴射を吸気行程の期間内の早期噴射と圧縮行程の期間内の後期噴射とからなる吸気・圧縮分割噴射とするように制御する。当実施形態では、設定負荷より高負荷側の運転領域で上記吸気・圧縮分割噴射を行うとともに、これより低負荷側の特定運転領域では、インジェクタ１１からの燃料噴射を圧縮行程期間中に分割して行い、さらに低負荷側の運転領域では、インジェクタ１１からの燃料噴射を圧縮行程期間中に一括に行うようにしている。
【００４１】
具体的には、触媒未暖機時に、図３に示すように区分した運転領域別に、図２（ａ）（ｂ）（ｃ）のようにインジェクタ１１からの燃料噴射形態を変更することとしている。
【００４２】
すなわち、第１の設定負荷以下の低負荷領域Ａ（無負荷領域を含む）では、図２（ａ）に示すように、圧縮行程の後半に一括噴射Ｐ０を行なわせる。この場合に望ましくは、この領域Ａ内でのエンジン負荷の増大につれて噴射タイミングを進角させる。第１の設定負荷より大きくて第２の設定負荷以下の中負荷域Ｂでは、インジェクタ１１からの燃料噴射を圧縮行程期間内で早期噴射Ｐ１及び後期噴射Ｐ２の２回に分割して行なわせる。この分割噴射における分割割合は本発明で限定しないが、例えば早期噴射Ｐ１と後期噴射Ｐ２とが同程度（５０％ずつ）となるようにしておけばよい。
【００４３】
また、上記第２の設定負荷より高負荷側の領域Ｃでは、早期噴射Ｐ１１を吸気行程、後期噴射Ｐ１２を圧縮行程とした吸気・圧縮分割噴射を行なうようにしている。この分割噴射における分割割合も本発明で限定しないが、例えば早期噴射Ｐ１と後期噴射Ｐ２とが同程度（５０％ずつ）となるようにしておけばよい。
【００４４】
さらに吸気・圧縮分割噴射を行う領域Ｃが第３の設定負荷以下の領域Ｃ１とそれより高負荷の領域Ｃ２とに分けられている。そして、後にフローチャートに従った制御の具体例の説明の中で詳しく説明するように、領域Ｃ１では早期噴射（吸気行程期間内の噴射）の時期が負荷に応じて変えられ、一方、領域Ｃ２では後期噴射（圧縮行程期間内の噴射）の時期が負荷に応じて変えられて、少なくとも後期噴射の終了時期が負荷の増大に伴って遅角されるようになっている。
【００４５】
なお、図２（ａ）（ｂ）（ｃ）におけるＰ０，Ｐ１，Ｐ２，Ｐ１１，Ｐ１２はインジェクタ駆動回路３７与えられる制御信号としての噴射パルスを示しており、この噴射パルスのパルス幅に相当する時間だけインジェクタ１１が開作動され、噴射パルス幅に応じた量の燃料が噴射されるようになっている。
【００４６】
上記のような暖機促進制御が行なわれる触媒未暖機時に、上記噴射量演算手段３４により燃焼室全体の空燃比が１３〜１７の範囲内の設定空燃比となるように燃料噴射量が演算される。この場合、Ｏ_２センサ２１が活性化するまでは吸入空気量及びエンジン回転数に応じて燃料噴射量を演算するオープン制御とし、Ｏ_２センサ２１が活性化した後は、その出力の変化に応じてＰＩ制御等によりフィードバック補正値を演算するようなフィードバック制御とすればよい。
【００４７】
なお、λＯ_２センサを用いる場合、通常のフィードバック制御により理論空燃比に制御することができるが、λＯ_２センサの出力の反転に対するフィードバック補正値の変化の方向の反転にディレー時間を設定して、そのディレー時間をリーン側とリッチ側とで異ならせたり、ＰＩ制御におけるＰ値（比例ゲイン）やＩ値（積分ゲイン）をリーン側とリッチ側とで異ならせたりすることにより、理論空燃比より多少リーンもしくはリッチとなるようにフィードバック制御を行なうこともできる。
【００４８】
上記点火時期制御手段３５は、点火装置３８に制御信号を出力して、点火時期をエンジンの運転状態に応じて制御するものであり、基本的には点火時期をＭＢＴに制御するが、触媒未暖機状態における暖機促進制御時には点火時期をＭＢＴよりも所定量遅角するようになっている。
【００４９】
また、上記エンジン回転数制御手段３６は、触媒未暖機時に触媒暖機後よりもエンジンのアイドル回転数を高くするように、吸入空気量あるいは点火時期等を制御する。
【００５０】
なお、上記ＥＣＵ３０は、スロットル弁１８を駆動するアクチュエータ１９に制御信号を出力することによって吸入空気量の制御も行なうようになっており、触媒未暖機時や暖機後に高負荷領域等において理論空燃比で運転するような場合はアクセル開度に応じてスロットル弁１８の開度を制御し、暖機後に低負荷領域等において圧縮行程のみの燃料噴射により成層燃焼が行われるような場合には、空燃比をリーンとすべくスロットル弁１８を開いて吸入空気量を増大させるように調整する。さらにＥＣＵ３０は、触媒未暖機時において圧縮行程での一括噴射や分割噴射が行なわれるとき等に燃焼室５内にスワールを生じさせるべく、上記スワール制御弁１７を制御する。
【００５１】
この筒内噴射式エンジンの制御の一例を、図４のフローチャートによって説明する。
【００５２】
図４のフローチャートに示す処理が開始されると、先ずステップＳ１で各種信号が入力され、ステップＳ２で始動時か否かが判定される。始動時であれば、燃料の気化、霧化の促進及びトルク確保に有利なように吸気行程で噴射が行なわれ（ステップＳ３）、点火時期はＭＢＴとされる。
【００５３】
始動時でなければ、ステップＳ４で水温や始動からの経過時間等が調べられることにより触媒未暖機時か否かが判定される。触媒未暖機時であれば、ステップＳ５で、１３〜１７の範囲内の設定空燃比となるように燃料噴射量が演算されるとともに、ステップＳ６でエンジン負荷が第１の設定負荷以下の低負荷領域Ａにあるか否かが判定される。低負荷領域Ａにある場合、ステップＳ７でインジェクタ１１からの燃料噴射が圧縮行程での一括噴射とされる。さらにステップＳ８で、点火時期が遅角される。
【００５４】
ステップＳ６で低負荷領域Ａでないことが判定された場合は、ステップＳ９で、エンジン負荷が第１の設定負荷よりも高くて第２の設定負荷以下の特定負荷領域Ｂにあるか否かが判定される。この領域Ｂにある場合、ステップＳ１０でインジェクタ１１からの燃料噴射が圧縮行程での分割噴射とされ、かつ、点火時期が遅角される（ステップＳ８）。
【００５５】
ステップＳ６，Ｓ９の判定がＮＯの場合、つまり第２の設定負荷よりも高負荷側の領域Ｃにある場合は、インジェクタ１１からの燃料噴射が吸気行程期間内の早期噴射と圧縮行程期間内の後期噴射とからなる吸気・圧縮分割噴射とされる（ステップＳ１４）。
【００５６】
この際に、ステップＳ１１でエンジン負荷がこの領域Ｃ内で第３の設定負荷（所定負荷）以下の領域Ｃ１にあるか否かが判定される。この領域Ｃ１にある場合は、吸気・圧縮分割噴射における早期噴射時期が負荷に応じて設定され、具体的には負荷が高くなるにつれて燃料噴射量の増加に見合う程度に早期噴射の開始時期が進角される。
【００５７】
また、第３設定負荷よりも高負荷側の領域Ｃ２にある場合は、吸気・圧縮分割噴射における後期噴射時期が負荷に応じて設定され、具体的には、負荷が高くなるにつれ、後期噴射の少なくとも終了時期が遅角され、好ましくは後期噴射の開始時期が遅角されて、早期噴射と後期噴射との間隔（クランク角による間隔）が大きくされる。この場合、後期噴射終了時期が圧縮上死点より前となる範囲で負荷に応じて後期噴射時期が設定される。なお、領域Ｃ２で早期噴射時期は噴射開始時期は一定としてもよいが、領域Ｃ１にある場合と同様に負荷が高くなるにつれて早期噴射の開始時期を進角してもよい。
【００５８】
そして、領域Ｃにおいて吸気・圧縮分割噴射が行われる場合も、点火時期が遅角される（ステップＳ８）。とくに、少なくとも上記領域Ｃ２では点火時期が圧縮上死点以降にまで遅角される。
【００５９】
触媒の暖機後は、ステップＳ１５で運転状態に応じた制御が行なわれ、例えば、低回転低負荷領域であれば成層燃焼を行うべく圧縮行程噴射とされるとともに空燃比がリーンとされ、高回転領域や高負荷領域であれば均一燃焼を行うべく吸気行程噴射とされる。さらにまた、中負荷領域において成層燃焼領域と均一燃焼領域との間では、必要に応じ、トルク急変の防止のために吸気行程、圧縮行程の分割噴射が行なわれる場合もある。
【００６０】
以上のような当実施形態の筒内噴射式エンジンによると、エンジン始動後において触媒が未暖機状態にあるとき、暖機促進制御として、燃焼室内全体の空燃比が１３〜１７の範囲内とされつつ、低負荷領域Ａでは圧縮行程での一括噴射が行なわれ、負荷の増大につれて領域Ｂでは圧縮行程での分割噴射が行なわれ、高負荷側の領域Ｃでは吸気・圧縮分割噴射が行なわれる。さらに、領域Ｃのうちでも所定負荷より高負荷の領域Ｃ２にまで負荷が増大すると、吸気・圧縮分割噴射における後期噴射の時期が遅角される。
【００６１】
このように、触媒未暖機時におけるエンジン負荷に応じて燃料噴射形態及び噴射時期が制御されることにより、後述の図９及び図１２に示すように、ＨＣ及びＮＯｘを低減するとともに排気温度を上昇させて暖機を促進する作用が、上記各領域において良好に得られる。このような作用、効果を、図５〜図１２を参照しつつ具体的に説明する。
【００６２】
ＮＯｘ、ＨＣの低減及び排気温度上昇に有効な要因を考えると、ＮＯｘの低減には、燃焼を緩慢にするとともに最大発生熱量を抑えることが有効なので、燃焼室中心部（点火プラグまわり）の混合気を理論空燃比と比べてリッチにすること、噴射燃料の気化、霧化を悪くすること等により初期燃焼を抑制することがＮＯｘ低減の要因となり、また、燃焼室周辺をリーンにして緩慢燃焼させるようにすること、点火時期リタード性（点火時期遅角の許容度）を高めること等もＮＯｘ低減の要因となる。
【００６３】
また、ＨＣの低減及び排気温度上昇のためには、混合気を遅くまで充分に燃焼させるべく、噴射燃料の気化、霧化の悪化や燃焼室周辺のリーン化により燃焼期間の後半の燃焼（以下、後燃えと呼ぶ）を促進することや、点火時期リタード性を高めること等が有効な要因となる。また、シリンダ壁とピストンとの間に燃料が入り込んで燃焼せずに排出されてしまうことを避けるために燃焼室周辺に消炎層として空気層が存在することもＨＣの低減等に有効である。
【００６４】
そこで、点火後の熱発生パターン（単位クランク角当りの発生熱量ｄＱの変化）としては、図５中の実線のように、吸気行程一括噴射等による通常の燃焼（破線）と比べ、立上りが緩やかになるように初期燃焼が抑制されるとともに、燃焼期間の後期の燃焼（以下、後燃えと呼ぶ）が促進されるようにすることが、ＨＣ低減、ＮＯｘ低減及び暖機促進のために有効となる。
【００６５】
また、空燃比とＮＯｘ排出量及びＨＣ排出量との関係は図６のようになり、理論空燃比付近の空燃比（通常の空燃比）ではＮＯｘ排出量が多くなるので、この空燃比域での燃焼を避けて、同図中に示すリッチ空燃比またはリーン空燃比で燃焼を行なわせることがＮＯｘ低減のために好ましい。
【００６６】
図７は横軸をクランク角として、圧縮行程噴射を含む噴射形態（例えば吸気・圧縮分割噴射）による場合の燃料噴射後の点火プラグ付近の空燃比の推移を示し、同図中の破線は燃費が最良となる噴射時期の場合、実線は噴射時期を遅らせることにより混合気の拡散を抑制した場合であり、また、図中の可燃範囲は点火により燃焼し得る空燃比の範囲であって、点火プラグ付近の空燃比がこの可燃範囲にある期間に点火することを要する。この図のように、噴射時期を遅らせることにより混合気の拡散を抑制した場合は、燃費が最良となる噴射時期の場合と比べ、点火プラグ付近の空燃比が可燃範囲となる期間が遅く、かつ長くなる。従って、点火時期の遅角量を大きくすること（リタード性を高めること）ができる。
【００６７】
また、インジェクタ１１から噴射された燃料による燃焼室内の混合気分布状態について考察すると、燃料噴射から点火までの時間が短いほど気化、霧化が不充分になるとともに噴射燃料が点火プラグまわりに集まり易くなるので、圧縮一括噴射の場合は、図８（ａ）のように、その噴射による混合気Ｍが点火プラグまわりに偏在し、その周囲には消炎層として燃料が殆ど存在しない空気層Ａｉｒが存在する状態となる。なお、混合気Ｍが偏在する範囲内でも中心側が比較的リッチ、周辺側が比較的リーンとなる。
【００６８】
圧縮行程分割噴射の場合は、図８（ｂ）のように、後期噴射による比較的リッチな混合気層Ｍ_Ｒが点火プラグまわりに偏在するとともに、その周囲に早期噴射による比較的リーンな混合気層Ｍ_Ｌが生成される。そして、早期噴射も圧縮行程で行なわれるので完全に燃焼室全体に分散せず、燃焼室の周辺部には消炎層としての空気層Ａｉｒが存在する状態となる。
【００６９】
吸気・圧縮分割噴射の場合は、図８（ｃ）のように、後期噴射による比較的リッチな混合気層Ｍ_Ｒが点火プラグまわりに偏在するとともに、その周囲に、吸気行程の早期噴射による比較的リーンな混合気Ｍ_Ｌが略燃焼室全体に拡散した状態となる。
【００７０】
ところで、前述のような暖機促進制御において、低負荷領域Ａでは圧縮行程一括噴射が行なわれることにより、図９に示すように、燃費の悪化が比較的小さく抑えられつつ、ＨＣ及びＮＯｘが低減されるとともに暖機が促進される。
【００７１】
すなわち、同図（ａ）〜（ｃ）は、エンジン冷却水温が４０°Ｃの触媒未暖機状態で、エンジン回転数を１５００ｒｐｍ、正味平均有効圧力Ｐｅを０ｋＰａ、燃焼室全体の空燃比を理論空燃比（λ＝１）とした運転条件で、吸気・圧縮分割噴射（早期噴射を吸気行程、後期噴射を圧縮行程とする分割噴射）を行なった場合と、圧縮行程での一括噴射を行なった場合とにつき、燃焼室からのＨＣ排出量、ＮＯｘ排出量及び燃費悪化率を調べた実験結果をグラフで示している。燃費悪化率は、吸気行程一括噴射と比較したものである。
【００７２】
これらのグラフに示す結果によると、無負荷領域等の低負荷領域では、吸気・圧縮分割噴射とするよりも圧縮行程一括噴射とする方が、ＨＣ排出量及びＮＯｘ排出量が減少し、しかも、燃費の悪化は比較的小さく抑えられる。なお、排気温度上昇の効果についてはグラフに示していないが、ＨＣ排出量低減の効果と排気温度上昇効果とはほぼ対応しており、低負荷時に圧縮行程一括噴射とすることで排気温度が大幅に上昇する。
【００７３】
このような効果が得られる理由としては、圧縮行程噴射によると前述のように燃料気化、霧化が充分でなくて混合気が偏在する部分に液滴成分が含まれるとともに、燃料噴射量が少ない低負荷領域では、図１０にも示すように、点火プラグまわりにλ≦１の範囲で適度にリッチな混合気が生成され、その周囲（混合気分布範囲のうちの周辺に近い部分）にλ＞１のリーンな混合気が生成されて、図５中の実線ような燃焼パターン、つまり初期燃焼が抑制されて後燃えが促進される燃焼状態が得られ、さらに混合気分布範囲の周囲に空気層Ａｉｒが存在することにより、燃焼室周辺での燃え残りが防止される等の理由が推測される。
【００７４】
なお、図１０は、低負荷時における燃焼室内の各部位の空燃比を、圧縮行程一括噴射（破線）、圧縮行程分割噴射（実線）及び吸気・圧縮分割噴射（一点鎖線）の各場合について示しており、この図のように、燃料噴射量の少ない低負荷時には、圧縮行程一括噴射（破線）により、燃焼室中心付近が適度にリッチとなるとともに、燃料噴射量に見合うように適度な混合気のコンパクト化が達成される。そして、シリンダセンターからある程度の距離までは適度にリッチな状態（図６中のリッチ空燃比に相当）が保たれ、そこから急激に空燃比がリーン化するので、ＮＯｘが発生し易い空燃比となる区域が非常に小さくなる。このようなことからも、低負荷時に圧縮行程で一括圧縮とすることが、ＨＣ及びＮＯｘの低減に効果的なものとなる。
【００７５】
ところが、エンジン負荷が増大した場合、燃料噴射量の増加に伴い燃焼室内の燃料分布状態が図１１のように変化することにより、一括噴射を持続すると上記のようなＨＣ及びＮＯｘの低減等の効果が次第に少なくなる。すなわち、図１１は、図１０と同様に圧縮行程一括噴射（破線）、圧縮行程分割噴射（実線）及び吸気・圧縮分割噴射（一点鎖線）の各場合について燃焼室内の各部位の空燃比を示すものであるが、図１０に示す場合よりも高負荷側の運転領域（中負荷領域）にある場合を示している。
【００７６】
この図のように、エンジン負荷が高くなった場合、圧縮行程一括噴射では、燃料噴射量の割にはリッチな混合気が燃焼室中央側に集中し過ぎる状態となり、点火プラグまわりの混合気の空燃比がオーバーリッチとなる。つまり、負荷が高くなると燃料噴射量が増加することにより混合気の密度が増加する傾向が生じる上に、負荷の増加に伴って燃焼室内圧力が高くなると、それに伴って噴射燃料の噴霧角度が狭まる傾向も有ることから、燃焼室中心部にリッチな混合気が集中しすぎる状態が生じ易くなる。
【００７７】
このために、燃焼室中心部分で燃料が充分に燃えきらずにＨＣが生じる可能性があるとともに、燃焼室中心からある程度離れて空燃比が次第にリーン側に変化する部分等でＮＯｘが生じ易くなると推測される。
【００７８】
これに対し、負荷の増大に伴って中負荷領域程度で圧縮行程分割噴射に切替えられるようにすると、適度の成層状態（適度に混合気が拡散された状態）となって燃焼室中心部にリッチな混合気が集中しすぎることが避けられ、燃焼室中心部分が適度のリッチ状態になる。燃料噴射量がさらに多くなる高負荷側の領域では、吸気・圧縮行程一括噴射とすることで適度の成層化状態が得られる。
【００７９】
このように、負荷の増大に伴って噴射形態が圧縮行程一括噴射から圧縮行程分割噴射、吸気・圧縮行程一括噴射へと切替えられると、その切替わり時に、燃焼室内の周辺部の混合気の濃度は理論空燃比よりもリーンとなる範囲でリッチ側に変化し、点火プラグまわりの混合気の濃度は理論空燃比もしくはこれよりリッチとなる範囲でリーン側に変化するようになって、混合気分布が適正に調整される。
【００８０】
図１２は、エンジン回転数を１５００ｒｐｍ、燃焼室全体の空燃比を理論空燃比とした状態で、図示平均有効圧力Ｐｉを種々変更し、インジェクタからの燃料噴射を吸気・圧縮分割噴射とした場合と吸気行程の一括噴射とした場合とにつき、排気温度、ＮＯｘ排出量、ＨＣ排出量及び燃費をグラフで示すとともに、低負荷、中負荷、高負荷での熱発生パターンを示している。この図のグラフ中、白丸印で示すデータは吸気行程一括噴射の場合のものであり、黒丸印で示して実線でつないだデータは吸気・圧縮分割噴射で噴射タイミングを一定とした場合のものである。さらに、黒三角印及び破線で表したデータは、吸気・圧縮分割噴射のうちの後期噴射を高負荷時に所定量遅角させた場合のものである。
【００８１】
同図中の熱発生パターンは、図示平均有効圧力Ｐｉが２．７ｋｇ／ｃｍ^２（２６４．６ｋＰａ）程度の低負荷時と、図示平均有効圧力Ｐｉが４ｋｇ／ｃｍ^２（３９２ｋＰａ）程度の負荷のときと、図示平均有効圧力Ｐｉが５．８ｋｇ／ｃｍ^２（５６８．４ｋＰａ）程度の高負荷時とにおいてそれぞれ、吸気行程の一括噴射とした場合（ＨＲ１１，ＨＲ１２，ＨＲ１３）と吸気・圧縮分割噴射で一定の噴射タイミングとした場合（ＨＲ１，ＨＲ２，ＨＲ３）とを示すとともに、吸気・圧縮分割噴射で高負荷時に後期噴射を遅角させた場合を破線（ＨＲ３０）で示している。
【００８２】
この図のグラフに示すように、図示平均有効圧力Ｐｉが２．７ｋｇ／ｃｍ^２（２６４．６ｋＰａ）程度よりも小さい低負荷領域では吸気・圧縮分割噴射としてもＨＣ、ＮＯｘ低減及び排気温度上昇の効果が小さく、低負荷時の熱発生パターンＨＲ１，ＨＲ１１を比較しても格別な差違は見られない。しかし、図示平均有効圧力Ｐｉが４ｋｇ／ｃｍ^２（３９２ｋＰａ）程度の領域では、吸気・圧縮分割噴射とすると、吸気行程の一括噴射と比べ、ＨＣ、ＮＯｘ低減及び排気温度上昇の効果が大きくなり、燃費は多少悪化する程度にとどめられる。そして、このような領域での吸気・圧縮分割噴射による熱発生パターンＨＲ２は、吸気行程の一括噴射による熱発生パターンＨＲ１２と比べ、初期燃焼抑制及び後燃え促進が良好に発揮されるものとなる。
【００８３】
また、図示平均有効圧力Ｐｉが５．８ｋｇ／ｃｍ^２（５６８．４ｋＰａ）程度の高負荷時には、吸気・圧縮分割噴射としても燃費悪化を小さく抑えることができるような所定の噴射時期に保っておくだけでは、燃料噴射量の増加に伴い、燃焼室内の混合気分布が均一状態に近づく等により、熱発生パターンＨＲ３が吸気行程の一括噴射ＨＲ１３に近づき、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が小さくなる。
【００８４】
このような高負荷時に、吸気・圧縮分割噴射における後期噴射時期を遅角すると、それに伴う混合気中の液的成分の増加（気化、霧化の悪化）等により、破線のように燃焼パターンＨＲ３０が変化して、初期燃焼抑制及び後燃えの作用が得られるようになり、これにより、燃費の悪化が多少増大するものの、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が高められる。
【００８５】
さらに、後期噴射時期が遅角されると、図７から明らかなように混合気の拡散が抑制されることで点火時期の遅角量を大きくすることが可能となり、この点火時期の遅角により、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果がより一層高められることとなる。
【００８６】
以上要するに、高負荷側の領域Ｃでは、空燃比を１３〜１７としつつ、吸気・圧縮分割噴射を行なうようにし、かつ、この領域のうちでも所定負荷より高負荷の領域Ｃ２では、負荷の増大に伴って、後期噴射の時期を遅角させることにより、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が高負荷側まで維持される。
【００８７】
また、好ましい制御として、高負荷の領域Ｃ２のうちで所定負荷までの領域Ｃ１では、負荷の増大に伴い、燃料噴射量の増加に見合うように早期噴射の開始時期を進角することにより、早期噴射の終了時期が遅れて早期噴射燃料の拡散が悪くなるというような事態が防止され、早期噴射された燃料が均一に拡散されて燃焼室周辺がリーンになる状態がが確保される。そして、所定負荷を越える領域Ｃ２では上記のように後期噴射の時期が遅角され、このような噴射時期の制御により負荷の増大に伴って早期噴射と後期噴射の間隔（クランク角）が大きくされる。
【００８８】
ただし、後期噴射の時期が遅角され過ぎると燃料の気化、霧化が過度に悪化すること等で燃焼安定性が損なわれるため、後期噴射の終了時期を圧縮上死点より前（好ましくはＢＴＤＣ３０°程度まで）とし、領域Ｃ２の中でも特に所定高負荷を越える領域では、後期噴射の遅角度合を燃焼安定性が確保される範囲の最大限度に近づけた状態で、上記噴射間隔を略一定とすればよい。
【００８９】
また、上記のように低負荷領域Ａでは圧縮行程一括噴射によって図８（ａ）のような混合気分布状態とされ、また、高負荷領域Ｃでは吸気・圧縮分割噴射によって図８（ｃ）のような混合気分布状態とされることにより、これらの領域でそれぞれＨＣ、ＮＯｘの低減及び暖機促進の効果が良好に得られるが、これらの領域Ａ，Ｃの間の領域Ｂでは、図８（ｂ）のような混合気分布状態を与える圧縮行程分割噴射が行なわれることにより、この領域Ｂでも燃料噴射量に応じた適度の混合気分布状態が得られ、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び暖機促進の効果が良好に得られる。
【００９０】
【発明の効果】
以上のように、本発明は、筒内噴射式エンジンにおいて、触媒未暖機時の暖機促進制御として、インジェクタからの燃料噴射を吸気行程期間内の早期噴射と圧縮行程期間内の後期噴射との少なくとも２回に分割した分割噴射を行なわせ、かつ、この分割噴射における後期噴射の少なくとも噴射終了時期を、エンジンの負荷の増大に伴って遅角させるようにしているため、上記分割噴射によって比較的高負荷側までＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が得られ、とくに、所定負荷以上では上記後期噴射が遅らされることでＨＣ、ＮＯｘの低減及び排気温度上昇の効果が高められる。従って、触媒未暖機時に、エミッションを改善するとともに暖機を促進する効果を、高負荷領域にまでわたって良好に発揮させることができる。
【００９１】
そして、暖機促進制御時に、燃焼室全体の空燃比を１３〜１７の範囲とし、かつ、暖機促進制御を、燃焼室内の混合気の濃度が点火プラグまわりで理論空燃比もしくはこれよりリッチとなり、その周囲で理論空燃比よりリーンとなるように行わせると、ＨＣ、ＮＯｘの低減及び暖機促進に有利な適度の成層状態を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による筒内噴射式エンジンの全体概略図である。
【図２】圧縮行程の一括噴射（ａ）、圧縮行程の分割噴射（ｂ）及び吸気行程と圧縮行程の分割噴射（ｃ）の各噴射時期を示す図である。
【図３】触媒未暖機時の燃料噴射制御についての運転領域の設定を示す図である。
【図４】制御の一例を示すフローチャートである。
【図５】熱発生パターンを示す説明図である。
【図６】空燃比とＮＯｘ、ＨＣの排出量との関係を示す図である。
【図７】点火プラグまわりの混合気の空燃比推移を示す説明図である。
【図８】燃焼室内の混合気の分布を圧縮行程の一括噴射の場合（ａ）、圧縮行程の分割噴射の場合（ｂ）、吸気行程と圧縮行程の分割噴射の場合（ｃ）についてそれぞれ模式的に示す図である。
【図９】低負荷時において、圧縮行程の一括噴射、吸気・圧縮分割噴射の各場合につき、ＨＣ排出量（ａ）、ＮＯｘ排出量（ｂ）及び燃費悪化率（ｃ）をそれぞれ示すグラフである。
【図１０】エンジン低負が低いときの、燃焼室内各部位の空燃比を示すグラフである。
【図１１】エンジン負荷がある程度高いときの、燃焼室内各部位の空燃比を示すグラフである。
【図１２】吸気・圧縮分割噴射と吸気行程一括噴射とにつき、各種負荷での熱発生パターン、排ガス温度、ＮＯｘ排出量、ＨＣ排出量及び燃費を示すグラフである。
【符号の説明】
１エンジン本体
１０点火プラグ
１１インジェクタ
２２触媒装置
３０ＥＣＵ
３１温度状態判別手段
３２負荷状態検出手段
３３燃料噴射制御手段
３５点火時期制御手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to control of fuel injection when a catalyst is not warmed up in an in-cylinder injection engine having an injector that directly injects fuel into a combustion chamber.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, an in-cylinder injection engine having an injector that injects fuel directly into a combustion chamber is known. In this in-cylinder injection type engine, the fuel adhesion to the wall of the passage does not become a problem as in the case where the injector is provided in the intake passage, and the stability and responsiveness of the air-fuel ratio control is excellent. If the combustion chamber is shaped so that the air-fuel mixture is unevenly distributed around the spark plug when fuel is injected in the latter half of the compression stroke, so-called stratified combustion can achieve lean air-fuel ratio and thereby improve fuel efficiency.
[0003]
By the way, in an engine such as an automobile, exhaust gas contains HC, CO, and NOx, and it is required to reduce the generation and release of these harmful components as much as possible in order to improve emissions. For this reason, providing the catalyst in the exhaust passage to purify the exhaust gas has been conventionally performed, and the catalyst is generally provided in the exhaust passage even in the above-described cylinder injection type engine.
[0004]
However, the exhaust gas purifying catalyst cannot sufficiently perform the purifying action when it is not warmed up below the activation temperature, and if the time until the catalyst reaches the warming up time is long, a lot of HC and NOx are released during that time. easy.
[0005]
As a countermeasure against such a problem, there is an apparatus as disclosed in, for example, JP-T-8-505448. This device delays the ignition timing for at least one cylinder after top dead center when the catalyst is not warmed up, and increases the fuel ratio above that required when the engine is operating normally. The temperature is increased to promote warming up of the catalyst. Further, when applied to an in-cylinder injection engine, fuel is injected all at once before the top dead center of the compression stroke (for example, between BTDC 60 ° and 80 °).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
The device disclosed in the above publication is designed to promote warm-up mainly by retarding the ignition timing while supplying extra fuel when the catalyst is not warmed up. The fuel from the injector in the in-cylinder injection engine As the injection control, the fuel is simply injected at the same time in the compression stroke. However, in this case, a preferable combustion state cannot always be obtained when the engine load becomes relatively high. That is, even when the catalyst is not warmed up, the engine load may be relatively high due to the running of the vehicle, etc., but when the fuel injection amount increases due to such an increase in load, When fuel is injected all at once in the compression stroke, the fuel consumption is greatly deteriorated due to over-riching of the spark plug, etc., and the effects of reducing HC and NOx and raising the exhaust temperature are not enough. There was room left.
[0007]
In view of the above circumstances, the present invention can enhance the effect of promoting warm-up by reducing HC and NOx and increasing exhaust gas temperature while reducing deterioration of fuel consumption even in a high-load region when the catalyst is not warmed up. An object of the present invention is to provide a control device for an in-cylinder injection engine.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, in a direct injection engine having an exhaust gas purification catalyst in an exhaust passage and an injector for directly injecting fuel into a combustion chamber, a temperature state for determining a temperature state of the catalyst A determination unit, a load state detection unit for detecting a load state of the engine, and a fuel injection control unit for controlling fuel injection from the injector, the fuel injection control unit comprising: Based on the detection by the load state detection means, when the catalyst is in an unwarmed state lower than the activation temperature, the fuel injection from the injector is performed as an early injection in the intake stroke period and a compression stroke period as the warm-up promotion control. The split injection divided into at least two times with the late injection is performed, and at least the injection end timing of the late injection in this split injection is It is retarded with an increase in emissions of the load At the same time, the injection interval due to the crank angle between the early and late injections is increased as the load increases. It is what I did.
[0009]
According to the apparatus of the present invention, when the catalyst is not warmed up, split injection is performed from the injector within the intake stroke period and the compression stroke period, and the relatively lean mixing is uniformly diffused throughout the combustion chamber by early injection. In addition to the generation of gas, the late injection produces a mixture that has a light and dark mixture concentration and is relatively poorly vaporized and atomized and contains droplet components, and these are distributed in the combustion chamber, Actions such as suppressing initial combustion and promoting combustion (post-combustion) in the latter half of the combustion period can be obtained.
[0010]
Further, if the injection timing is kept constant even in the above-described divided injection, the combustion state approaches the intake stroke batch injection in a high load region where the fuel injection amount increases to a certain degree or more. In such a case, the effect of increasing the exhaust temperature is reduced. In such a case, by delaying at least the injection end timing of the late injection in the divided injection, the effects of suppressing initial combustion and post-combustion are enhanced and ignition is performed. It becomes possible to increase the retard amount of the timing, and the effects of reducing HC and NOx and increasing the exhaust temperature are enhanced by these actions.
[0011]
In the apparatus of the present invention, above When the split injection is performed as described above, the ignition timing of the engine is set after the top dead center, and the late injection in the split injection is performed before the ignition timing, and the injection start timing of the late injection is increased. To be retarded (claims) 2 ) Is preferred.
[0012]
In this way, the late injection and ignition timing in the split injection are sufficiently retarded within a range that does not impair the combustion stability when the load increases, and the effects of reducing HC and NOx and raising the exhaust temperature are obtained satisfactorily. It is done.
[0013]
Further, the control for widening the injection interval as the load increases is performed in a range up to a predetermined high load, and the injection interval is made substantially constant on the high load side from the predetermined high load. 3 ), The injection interval is adjusted within a range in which combustion stability is ensured.
[0014]
The fuel injection control means advances the injection start timing of the early injection up to a predetermined load as the load increases when performing split injection of the intake stroke and the compression stroke as warm-up promotion control. What is necessary is to retard at least the end of the late injection on the higher load side than the load. 4 ). In other words, up to the predetermined load, with the increase in fuel injection amount, the start timing is advanced in order to avoid delaying the end of early injection and to ensure the diffusibility of fuel by early injection. The HC and NOx can be reduced and the exhaust gas temperature can be increased by the action as described above by the delay of the late injection.
[0015]
When the split injection of the intake stroke and the compression stroke is performed as the warm-up promotion control, control is performed so that the injection end timing of the late injection is made before the top dead center. 5 ), Combustion stability is ensured.
[0016]
Further, in the apparatus of the present invention, the fuel injection control means performs the split injection of the intake stroke and the compression stroke in the region on the higher load side than the set load as the warm-up promotion control, and at the lower load side than the set load. In a specific load region, fuel injection from the injector is divided into a plurality of times within the compression stroke period. 6 ) Is preferred. Further, in addition to the divided injection of the intake stroke and the compression stroke in the region on the higher load side than the set load and the divided injection of the compression stroke in the specific load region, the region on the lower load side than the specific load region Then, the fuel injection from the injector is performed at once in the compression stroke. 7 ) Is preferred.
[0017]
In this way, the effects of reducing HC and NOx and increasing the exhaust temperature can be obtained by split injection of the intake stroke and the compression stroke in the region on the relatively high load side, and in the region on the relatively low load side. Mixture distribution in the combustion chamber so that divided injection in the compression stroke or further divided injection in the compression stroke is performed, and the effects of reducing HC and NOx and raising the exhaust gas temperature can be satisfactorily obtained even when the fuel injection amount is low and the load is low. The state is adjusted.
[0018]
During the warm-up promotion control as described above, the air-fuel ratio of the entire combustion chamber But To be in the range of 13-17 The total amount of fuel injected from the injector Set it up (claims) 8 ). The reason why the air-fuel ratio is set in this way is that this is in the range of the air-fuel ratio where the heat generation rate is high, and therefore, the air-fuel ratio that can raise the exhaust gas temperature is used.
[0019]
Further, in the apparatus of the present invention, the warm-up promotion control is performed so that the concentration of the air-fuel mixture in the combustion chamber becomes the stoichiometric air-fuel ratio or richer around the spark plug, and leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the surroundings. (Claims) 9 ). By doing so, a stratified state is obtained in which actions such as suppression of initial combustion and promotion of combustion in the latter half of the combustion period (post-combustion) are effectively exhibited.
[0020]
For controlling the air-fuel ratio of the entire combustion chamber, an air-fuel ratio detection O ₂ When the sensor and warm-up acceleration control ₂ After the activation of the sensor, the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is set to approximately the stoichiometric air-fuel ratio. ₂ And a fuel injection amount calculating means for obtaining a fuel injection amount by feedback control according to the output of the sensor. 10 ), It is possible to accurately control the air-fuel ratio that is effective for reducing HC and NOx and increasing the exhaust gas temperature.
[0021]
Further, in the apparatus of the present invention, an air-fuel mixture trap cavity is formed on the top surface of the piston that is inserted into the cylinder bore and constitutes the lower surface side of the combustion chamber, and when the piston is near top dead center, If the fuel injection direction is directed to the cavity and the fuel and the fuel reflected by the cavity after being injected from the injector reach the vicinity of the spark plug, the arrangement of the injector and the cavity should be set. 11 ), The stratification is performed well when the above-described divided injection or the like is performed.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0023]
FIG. 1 shows an example of a direct injection engine. In this figure, reference numeral 1 denotes an engine body, which includes a cylinder block 2 and a cylinder head 3, and includes a plurality of cylinders. A piston 4 is fitted into each cylinder, and the top surface of the piston 4 A combustion chamber 5 is formed between the lower surface of the cylinder head 3.
[0024]
A concave portion having a predetermined shape that forms the upper surface portion of the combustion chamber 5 is provided on the lower surface of the cylinder head 3. For example, the upper surface portion of the combustion chamber 5 is formed in a pent roof shape as shown in the figure. An intake port 6 and an exhaust port 7 are opened on the upper surface. Although the intake port 6 and the exhaust port 7 are shown one by one in the drawing, preferably two intake ports and two exhaust ports 7 are provided side by side in a direction perpendicular to the paper surface. Each intake port 6 and each exhaust port 7 are provided with an intake valve 8 and an exhaust valve 9, respectively, and these intake valve 8 and exhaust valve 9 are driven by a valve operating device (not shown) to open and close at a predetermined timing. It is like that.
[0025]
A spark plug 10 is disposed almost at the center of the combustion chamber 5, and is attached to the cylinder head 3 with the ignition gap facing the combustion chamber 5.
[0026]
An injector 11 that directly injects fuel into the combustion chamber 5 is provided at the peripheral edge of the combustion chamber 5. In the embodiment shown in FIG. 1, an injector 11 is attached to the cylinder head 3 at a side portion of the combustion chamber 5 on the intake port 6 side, the tip of the injector 11 faces the combustion chamber 5, and faces obliquely downward. Fuel is injected.
[0027]
Further, in the illustrated embodiment, a concave cavity 12 is formed at the top of the piston 4 constituting the lower surface side of the combustion chamber 5. When fuel injection from the injector 11 is performed in the latter half of the compression stroke where the piston 4 is close to top dead center, this fuel is injected toward the cavity 12 and further reflected by the cavity 12 to be spark plugs. The relationship between the position and direction of the injector 11, the position of the cavity 12, and the position of the spark plug 10 is set in advance so as to reach around 10.
[0028]
A high-pressure fuel pump 13 is connected to the injector 11 via a fuel supply passage 14, and the fuel pressure acting on the injector 11 is compressed by the high-pressure fuel pump 13 and a high-pressure regulator disposed in a return passage (not shown). The pressure is adjusted to such a high level that injection is possible after the middle of the stroke.
[0029]
An intake passage 15 and an exhaust passage 16 are connected to the engine body 1. The intake passage 15 branches for each cylinder on the downstream side of the surge tank 15b, and two passages (only one passage is shown in the drawing) are formed in parallel in the cylinder-by-cylinder passage 15a. One intake port 7 opens into the combustion chamber 5, and a swirl control valve 17 is provided in one of the passages to enhance gas flow in the combustion chamber. When the swirl control valve 17 is closed, swirl is generated in the combustion chamber 5 by the intake air introduced into the combustion chamber 5 from the other passage, and the gas flow in the combustion chamber 5 is strengthened. ing.
[0030]
As a means for enhancing the gas flow in the combustion chamber, a valve for generating a tumble may be provided in the passage for each cylinder instead of the swirl control valve 17, and the top surface of the piston and the piston near the compression top dead center may be provided. A squish may be generated between the upper surface portion of the combustion chamber (the lower surface of the cylinder head) facing the cylinder.
[0031]
A throttle valve 18 is provided in the middle of the intake passage 15, and the throttle valve 18 is operated by an electric actuator 19 such as a step motor so that the intake air amount can be controlled.
[0032]
The surge tank 15b is connected to an EGR passage (not shown) via an EGR valve (not shown) so that EGR is introduced at least after the engine is warmed up.
[0033]
On the other hand, in the exhaust passage 16, O ₂ A sensor 21 is provided, and a catalyst device 22 including an exhaust purification catalyst is provided. O above ₂ The sensor 21 detects the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber by detecting the oxygen concentration in the exhaust gas. For example, a sensor (λO whose output changes with the theoretical air-fuel ratio) ₂ Sensor).
[0034]
The catalyst device 22 may be constituted by a three-way catalyst. However, as will be described later, in order to improve the purification performance when the stratified charge combustion is performed with the air-fuel ratio lean after warming up, the leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. It is desirable to use a catalyst having a function of purifying NOx even at a high air-fuel ratio. In other words, as is generally known, a three-way catalyst has high purification performance for all of HC, CO, and NOx only in the vicinity of the theoretical air-fuel ratio. Since there is a catalyst (lean NOx catalyst) having a function of purifying NOx even at an air-fuel ratio leaner than the fuel ratio, it is preferable to use this to reduce NOx during lean operation. However, even with such a lean NOx catalyst, the purification performance is most improved in the vicinity of the theoretical air-fuel ratio.
[0035]
As for the position of the catalyst device 22 in the exhaust passage 16, since this catalyst device 22 is provided with a lean NOx catalyst, the catalyst temperature is excessively high at high speed and high load if it is directly downstream of the exhaust manifold 16a (directly connected to the exhaust manifold). The catalyst device 22 is connected to the downstream of the exhaust pipe 16b connected to the exhaust manifold 16a so as to move up more easily than this position. A three-way catalyst has high heat resistance and may be directly connected to the exhaust manifold.
[0036]
Reference numeral 30 denotes an ECU (control unit) that controls the engine. The ECU 30 includes a crank angle sensor 23 that detects a crank angle of the engine, an accelerator sensor 24 that detects an accelerator opening (depressing amount of an accelerator pedal), and intake air. An air flow meter 25 for detecting the amount of water, a water temperature sensor 26 for detecting the temperature of engine cooling water, and the above-mentioned O ₂ A signal from the sensor 21 or the like is input.
[0037]
The ECU 30 includes a temperature state determination unit 31, a load state detection unit 32, a fuel injection control unit 33, a fuel injection amount calculation unit 34, an ignition timing control unit 35, and a rotation speed control unit 36.
[0038]
The temperature state determining means 31 estimates the temperature state of the catalyst based on the water temperature detection signal from the water temperature sensor 26, and determines whether or not the catalyst is in an unwarmed state lower than the activation temperature. If it is lower than the set temperature, it is determined that the catalyst is not warmed up, and if it is equal to or higher than the set temperature, it is determined that the catalyst is warmed up. It should be noted that the temperature state determination for determining the catalyst warm-up state may be performed using both the water temperature detection and the determination of the elapsed time from the engine start, or the catalyst temperature may be directly detected. Also good.
[0039]
The load state detecting means 32 detects the load state based on the accelerator opening detected by the accelerator sensor 24 and the engine speed obtained from the signal of the crank angle sensor 23.
[0040]
The fuel injection control means 33 controls the timing and amount of fuel injection from the injector 11 via the injector drive circuit 37. When the catalyst is not warmed up, the fuel injection control means 33 is at least compared as warm-up promotion control. In the operation region on the high load side, the fuel injection from the injector 11 is controlled to be the intake / compression split injection consisting of the early injection in the intake stroke period and the late injection in the compression stroke period. In the present embodiment, the intake / compression split injection is performed in the operation region on the higher load side than the set load, and the fuel injection from the injector 11 is divided during the compression stroke period in the specific operation region on the lower load side. Further, in the operation region on the low load side, fuel injection from the injector 11 is performed all at once during the compression stroke period.
[0041]
Specifically, when the catalyst is not warmed up, the fuel injection form from the injector 11 is changed as shown in FIGS. 2 (a), 2 (b), and 2 (c) for each operation region divided as shown in FIG. .
[0042]
That is, in the low load region A (including the no load region) equal to or lower than the first set load, the batch injection P0 is performed in the latter half of the compression stroke, as shown in FIG. In this case, it is desirable to advance the injection timing as the engine load in the region A increases. In the medium load region B that is larger than the first set load and less than or equal to the second set load, the fuel injection from the injector 11 is divided into two parts, the early injection P1 and the late injection P2, within the compression stroke period. The division ratio in this divided injection is not limited in the present invention. For example, the early injection P1 and the late injection P2 may be approximately the same (50% each).
[0043]
In the region C on the higher load side than the second set load, intake / compression split injection is performed with the early injection P11 as the intake stroke and the late injection P12 as the compression stroke. The division ratio in this divided injection is not limited in the present invention. For example, the early injection P1 and the late injection P2 may be approximately the same (50% each).
[0044]
Further, a region C where the intake / compression divided injection is performed is divided into a region C1 which is equal to or lower than the third set load and a region C2 where the load is higher than that. Then, as will be described in detail later in the description of the specific example of control according to the flowchart, the timing of the early injection (injection in the intake stroke period) is changed in accordance with the load in the region C1, while in the region C2, The timing of the late injection (injection within the compression stroke period) is changed according to the load, and at least the end timing of the late injection is retarded as the load increases.
[0045]
Note that P0, P1, P2, P11, and P12 in FIGS. 2A, 2B, and 2C indicate injection pulses as control signals given to the injector drive circuit 37 and correspond to the pulse width of the injection pulses. The injector 11 is opened only for the time, and an amount of fuel corresponding to the injection pulse width is injected.
[0046]
The fuel injection amount is calculated by the injection amount calculation means 34 so that the air-fuel ratio of the entire combustion chamber becomes a set air-fuel ratio within a range of 13 to 17 when the catalyst is not warmed up in the above-described warm-up promotion control. Is done. In this case, O ₂ Until the sensor 21 is activated, the open control for calculating the fuel injection amount according to the intake air amount and the engine speed is performed. ₂ After the sensor 21 is activated, the feedback control may be performed such that the feedback correction value is calculated by PI control or the like according to the change in the output.
[0047]
ΛO ₂ When using the sensor, the theoretical air-fuel ratio can be controlled by normal feedback control. ₂ A delay time is set for reversing the direction of change in the feedback correction value with respect to the reversal of the sensor output, and the delay time is made different between the lean side and the rich side, or the P value (proportional gain) or I value in PI control By making (integral gain) different between the lean side and the rich side, it is possible to perform feedback control so that it is slightly leaner or richer than the stoichiometric air-fuel ratio.
[0048]
The ignition timing control means 35 outputs a control signal to the ignition device 38 to control the ignition timing in accordance with the operating state of the engine. Basically, the ignition timing is controlled to MBT. During warm-up promotion control in the warm-up state, the ignition timing is retarded by a predetermined amount from MBT.
[0049]
The engine speed control means 36 controls the intake air amount or the ignition timing so that the idle speed of the engine is higher when the catalyst is not warmed than after the catalyst is warmed.
[0050]
The ECU 30 also controls the amount of intake air by outputting a control signal to the actuator 19 that drives the throttle valve 18, and is theoretically used when the catalyst is not warmed up or in a high load region after warming up. In the case of operating at an air-fuel ratio, the opening degree of the throttle valve 18 is controlled according to the accelerator opening degree, and in the case where stratified combustion is performed by fuel injection only in the compression stroke in a low load region or the like after warm-up. Then, the throttle valve 18 is opened to adjust the intake air amount so that the air-fuel ratio is lean. Further, the ECU 30 controls the swirl control valve 17 so as to generate a swirl in the combustion chamber 5 when collective injection or split injection is performed in the compression stroke when the catalyst is not warmed up.
[0051]
An example of the control of the direct injection engine will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0052]
When the process shown in the flowchart of FIG. 4 is started, first, various signals are input in step S1, and it is determined in step S2 whether the engine is in a starting state. At the time of start-up, injection is performed in the intake stroke so as to be advantageous for fuel vaporization, atomization promotion and torque securing (step S3), and the ignition timing is set to MBT.
[0053]
If it is not at the time of starting, it is determined at step S4 whether or not the catalyst is not warmed up by checking the water temperature, the elapsed time from the starting, or the like. If the catalyst is not warmed up, in step S5, the fuel injection amount is calculated so that the set air-fuel ratio is within the range of 13 to 17, and in step S6, the engine load is low, which is equal to or lower than the first set load. It is determined whether or not the load area A exists. If it is in the low load region A, the fuel injection from the injector 11 is made a batch injection in the compression stroke in step S7. In step S8, the ignition timing is retarded.
[0054]
If it is determined in step S6 that the load is not in the low load region A, it is determined in step S9 whether the engine load is in a specific load region B that is higher than the first set load and less than or equal to the second set load. Is done. When in this region B, in step S10, the fuel injection from the injector 11 is divided injection in the compression stroke, and the ignition timing is retarded (step S8).
[0055]
When the determinations in steps S6 and S9 are NO, that is, in the region C on the higher load side than the second set load, the fuel injection from the injector 11 is performed in the early injection in the intake stroke period and in the compression stroke period. Intake / compression split injection consisting of late injection (step S14).
[0056]
At this time, it is determined in step S11 whether or not the engine load is in a region C1 within the region C that is equal to or less than a third set load (predetermined load). In this region C1, the early injection timing in the intake / compression divided injection is set according to the load, and specifically, the early injection start timing is advanced to the extent that the fuel injection amount increases as the load increases. Horned.
[0057]
Further, in the region C2 on the higher load side than the third set load, the late injection timing in the intake / compression split injection is set according to the load. Specifically, as the load increases, the late injection timing At least the end timing is retarded, preferably the start timing of the late injection is retarded, and the interval between the early injection and the late injection (interval by crank angle) is increased. In this case, the late injection timing is set according to the load in a range where the late injection end time is before the compression top dead center. In the region C2, the early injection timing may be constant, but the start timing of early injection may be advanced as the load increases as in the region C1.
[0058]
When the intake / compression split injection is performed in the region C, the ignition timing is retarded (step S8). In particular, at least in the region C2, the ignition timing is retarded until after the compression top dead center.
[0059]
After the catalyst is warmed up, control according to the operation state is performed in step S15. For example, in the low rotation and low load region, the compression stroke injection is performed to perform stratified combustion, the air-fuel ratio is made lean, In the rotation region and the high load region, the intake stroke injection is performed to perform uniform combustion. Furthermore, in the intermediate load region, split injection in the intake stroke and the compression stroke may be performed between the stratified combustion region and the uniform combustion region as necessary to prevent sudden torque change.
[0060]
According to the in-cylinder injection engine of the present embodiment as described above, when the catalyst is in an unwarmed state after the engine is started, as the warm-up promotion control, the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is within the range of 13-17. However, in the low load region A, batch injection is performed in the compression stroke, split injection in the compression stroke is performed in region B as the load increases, and intake / compression split injection is performed in region C on the high load side. . Further, when the load increases to a region C2 where the load is higher than the predetermined load in the region C, the timing of the late injection in the intake / compression split injection is retarded.
[0061]
Thus, by controlling the fuel injection mode and the injection timing according to the engine load when the catalyst is not warmed up, as shown in FIGS. 9 and 12, the HC and NOx are reduced and the exhaust temperature is reduced. The effect of increasing the temperature and promoting warm-up is favorably obtained in each of the above regions. Such actions and effects will be specifically described with reference to FIGS.
[0062]
Considering the factors that are effective in reducing NOx and HC and increasing the exhaust gas temperature, it is effective to slow down combustion and suppress the maximum amount of generated heat to reduce NOx, so mixing in the center of the combustion chamber (around the spark plug) Suppressing the initial combustion by making the air richer than the stoichiometric air-fuel ratio, worsening the vaporization and atomization of the injected fuel, etc., causes NOx reduction. In addition, increasing the ignition timing retardability (ignition timing retardance) and the like also cause NOx reduction.
[0063]
In order to reduce the HC and raise the exhaust gas temperature, the combustion of the latter half of the combustion period (hereinafter referred to as “burning”) is caused by the deterioration of the injected fuel by vaporization, atomization, and leaning around the combustion chamber in order to sufficiently burn the mixture until late. (Referred to as afterburning) and increasing ignition timing retardability are effective factors. It is also effective in reducing HC and the like that an air layer exists as a flame extinguishing layer around the combustion chamber in order to avoid fuel entering between the cylinder wall and the piston and discharging without burning.
[0064]
Therefore, as for the heat generation pattern after ignition (change in the amount of heat generated dQ per unit crank angle), as shown by the solid line in FIG. 5, the rise is slow compared to normal combustion (broken line) by intake stroke batch injection or the like. It is effective for HC reduction, NOx reduction, and warming-up promotion to suppress initial combustion and promote later combustion (hereinafter referred to as afterburning) of the combustion period. Become.
[0065]
Further, the relationship between the air-fuel ratio, the NOx emission amount, and the HC emission amount is as shown in FIG. 6, and the NOx emission amount increases at an air-fuel ratio in the vicinity of the theoretical air-fuel ratio (normal air-fuel ratio). In order to reduce NOx, it is preferable to perform combustion at a rich air-fuel ratio or lean air-fuel ratio shown in FIG.
[0066]
FIG. 7 shows the change in the air-fuel ratio in the vicinity of the spark plug after fuel injection when the horizontal axis is the crank angle and the injection mode includes compression stroke injection (for example, intake / compression split injection). The broken line in FIG. When the injection timing is the best, the solid line is the case where the diffusion of the air-fuel mixture is suppressed by delaying the injection timing, and the combustible range in the figure is the range of the air-fuel ratio that can be combusted by ignition. It is necessary to ignite during the period when the air-fuel ratio in the vicinity of the plug is in this combustible range. As shown in this figure, when the diffusion of the air-fuel mixture is suppressed by delaying the injection timing, the period during which the air-fuel ratio in the vicinity of the spark plug is in the combustible range is slower than in the case of the injection timing at which the fuel efficiency is optimal, and become longer. Therefore, the retard amount of the ignition timing can be increased (retardability can be improved).
[0067]
Considering the distribution of the air-fuel mixture in the combustion chamber due to the fuel injected from the injector 11, the shorter the time from fuel injection to ignition, the less the vaporization and atomization, and the more easily the injected fuel collects around the spark plug. Therefore, in the case of the compression batch injection, as shown in FIG. 8A, the air-fuel mixture M due to the injection is unevenly distributed around the spark plug, and there is an air layer Air in which almost no fuel exists as a flame extinguishing layer. It becomes a state to do. Even in the range where the air-fuel mixture M is unevenly distributed, the center side is relatively rich and the peripheral side is relatively lean.
[0068]
In the case of the compression stroke split injection, as shown in FIG. _R Is unevenly distributed around the spark plug and a relatively lean air-fuel mixture layer M by early injection around the spark plug. _L Is generated. Since the early injection is also performed in the compression stroke, it is not completely dispersed in the entire combustion chamber, and an air layer Air as an extinguishing layer is present in the periphery of the combustion chamber.
[0069]
In the case of the intake / compression split injection, as shown in FIG. _R Is unevenly distributed around the spark plug and a relatively lean air-fuel mixture M by early injection of the intake stroke is _L Is substantially diffused throughout the combustion chamber.
[0070]
By the way, in the warm-up promotion control as described above, since the compression stroke batch injection is performed in the low load region A, as shown in FIG. 9, the deterioration of the fuel consumption is suppressed to be relatively small, and the HC and NOx are reduced. And warm-up is promoted.
[0071]
That is, (a) to (c) in FIG. 2 are theoretical views of the air-fuel ratio of the entire combustion chamber, with the engine cooling water temperature of 40 ° C. and the catalyst not warmed up, the engine speed is 1500 rpm, the net average effective pressure Pe is 0 kPa. When operating with the air-fuel ratio (λ = 1), intake / compression split injection (split injection with early injection as the intake stroke and late injection as the compression stroke) and batch injection in the compression stroke were performed. For each case, the graph shows the experimental results of examining the HC emission amount, NOx emission amount, and fuel consumption deterioration rate from the combustion chamber. The fuel consumption deterioration rate is compared with the intake stroke batch injection.
[0072]
According to the results shown in these graphs, in the low load region such as the no-load region, the HC emission amount and the NOx emission amount are reduced in the compression stroke batch injection rather than the intake / compression split injection, Deterioration of fuel consumption can be kept relatively small. The effect of the exhaust temperature rise is not shown in the graph, but the effect of reducing the HC emission amount and the effect of increasing the exhaust temperature are almost the same, and the exhaust temperature is greatly increased by using the compression stroke batch injection at low load. To rise.
[0073]
The reason why such an effect can be obtained is that, according to the compression stroke injection, as described above, the fuel vaporization and atomization are not sufficient, the droplet component is contained in the portion where the air-fuel mixture is unevenly distributed, and the fuel injection amount is small. In the low load region, as shown in FIG. 10 as well, a moderately rich air-fuel mixture is generated around the spark plug in the range of λ ≦ 1, and around it (the portion near the periphery of the air-fuel mixture distribution range) A lean air-fuel mixture of> 1 is generated, and a combustion pattern as shown by a solid line in FIG. 5, that is, a combustion state in which initial combustion is suppressed and afterburning is promoted, and air around the air-fuel mixture distribution range is obtained. The reason that the non-burning around the combustion chamber is prevented by the presence of the layer Air is presumed.
[0074]
FIG. 10 shows the air-fuel ratio of each part in the combustion chamber at low load in each case of compression stroke batch injection (broken line), compression stroke split injection (solid line), and intake / compression split injection (dashed line). As shown in this figure, when the fuel injection amount is low and the load is low, the compression stroke batch injection (broken line) makes the vicinity of the center of the combustion chamber moderately rich and an appropriate mixture to meet the fuel injection amount. A compact design is achieved. Then, a moderately rich state (corresponding to the rich air-fuel ratio in FIG. 6) is maintained up to a certain distance from the cylinder center, and the air-fuel ratio suddenly becomes lean from there. The resulting area will be very small. For this reason as well, it is effective to reduce HC and NOx to perform batch compression in the compression stroke at low load.
[0075]
However, when the engine load increases, the fuel distribution state in the combustion chamber changes as shown in FIG. 11 as the fuel injection amount increases, and if the batch injection is continued, the above-described reduction of HC and NOx, etc. Effect It gradually decreases. That is, FIG. 11 shows the air-fuel ratio of each part in the combustion chamber in each case of compression stroke batch injection (broken line), compression stroke split injection (solid line), and intake / compression split injection (one-dot chain line) as in FIG. Although it is a thing, the case where it exists in the driving | running | working area | region (medium load area | region) on the high load side rather than the case shown in FIG. 10 is shown.
[0076]
As shown in this figure, when the engine load increases, in the compression stroke batch injection, the rich air-fuel mixture becomes too concentrated on the center side of the combustion chamber for the fuel injection amount, and the air-fuel mixture around the spark plug The air-fuel ratio becomes overrich. That is, when the load increases, the fuel injection amount tends to increase the density of the air-fuel mixture, and when the pressure in the combustion chamber increases as the load increases, the spray angle of the injected fuel decreases accordingly. Since there is also a tendency, a state where a rich air-fuel mixture is excessively concentrated in the center of the combustion chamber is likely to occur.
[0077]
For this reason, it is estimated that the fuel may not be burned sufficiently in the center portion of the combustion chamber and HC may be generated, and NOx is likely to be generated in a portion where the air-fuel ratio gradually changes to the lean side at some distance from the center of the combustion chamber. Is done.
[0078]
On the other hand, if switching to compression stroke split injection is performed in the middle load region as the load increases, it becomes an appropriate stratified state (a state in which the air-fuel mixture is appropriately diffused) and rich in the center of the combustion chamber. Therefore, it is possible to avoid excessive concentration of the air-fuel mixture, and the central portion of the combustion chamber becomes a moderately rich state. In the region on the high load side where the fuel injection amount further increases, an appropriate stratification state can be obtained by performing the intake / compression stroke batch injection.
[0079]
As described above, when the injection mode is switched from the compression stroke batch injection to the compression stroke split injection and the intake / compression stroke batch injection as the load increases, the concentration of the air-fuel mixture in the periphery of the combustion chamber at the time of the switching is changed. Changes to the rich side in a range that is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, and the concentration of the air-fuel mixture around the spark plug changes to the lean side in the stoichiometric air-fuel ratio or a range that is richer than this, and the air-fuel mixture distribution Is adjusted appropriately.
[0080]
FIG. 12 shows the case where the engine speed is 1500 rpm, the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is the stoichiometric air-fuel ratio, the indicated mean effective pressure Pi is variously changed, and the fuel injection from the injector is the intake / compression split injection The exhaust temperature, NOx emission amount, HC emission amount and fuel consumption are shown in a graph for the case of batch injection in the intake stroke, and the heat generation pattern at low load, medium load and high load is shown. In the graph of this figure, the data indicated by white circles is for the intake stroke batch injection, and the data indicated by black circles and connected by the solid line is for the case where the injection timing is constant in the intake / compression split injection. is there. Further, data represented by black triangle marks and broken lines are obtained when the latter-stage injection of the intake / compression divided injection is retarded by a predetermined amount at high load.
[0081]
In the heat generation pattern in the figure, the indicated mean effective pressure Pi is 2.7 kg / cm. ² When the load is low (264.6 kPa), the indicated mean effective pressure Pi is 4 kg / cm. ² When the load is about (392 kPa), the indicated mean effective pressure Pi is 5.8 kg / cm. ² When the intake stroke is batch injection (HR11, HR12, HR13) and when the injection timing is constant in the intake / compression split injection (HR1, HR2, HR3) And the case where the late injection is retarded at the time of high load by the intake / compression split injection is shown by a broken line (HR30).
[0082]
As shown in the graph of this figure, the indicated mean effective pressure Pi is 2.7 kg / cm. ² In the low load region smaller than (264.6 kPa), the effects of HC, NOx reduction and exhaust gas temperature rise are small even as intake and compression split injection, and even when comparing the heat generation patterns HR1 and HR11 at low load There is no difference. However, the indicated mean effective pressure Pi is 4 kg / cm. ² In the region of (392 kPa), when the intake / compression split injection is used, the effects of HC, NOx reduction and exhaust gas temperature increase are greater than in the batch injection of the intake stroke, and the fuel consumption is only slightly deteriorated. In addition, the heat generation pattern HR2 by the intake / compression split injection in such a region exhibits better initial combustion suppression and afterburning promotion than the heat generation pattern HR12 by the batch injection of the intake stroke.
[0083]
The indicated mean effective pressure Pi is 5.8 kg / cm. ² At a high load of (568.4 kPa), if the fuel injection amount is increased only by maintaining a predetermined injection timing that can suppress fuel consumption deterioration even as intake / compression split injection, When the air-fuel mixture distribution approaches a uniform state, the heat generation pattern HR3 approaches the intake stroke batch injection HR13, and the effects of reducing HC and NOx and increasing the exhaust temperature are reduced.
[0084]
When the late injection timing in the intake / compression split injection is retarded at such a high load, the combustion pattern HR30 as shown by the broken line is caused by an increase in the liquid component in the air-fuel mixture (vaporization, worsening of atomization) and the like. As a result, the effects of suppressing initial combustion and afterburning can be obtained, and thereby the effect of reducing HC and NOx and increasing the exhaust temperature is enhanced, although the deterioration of fuel consumption is somewhat increased.
[0085]
Further, when the late injection timing is retarded, as shown in FIG. 7, it is possible to increase the retard amount of the ignition timing by suppressing the diffusion of the air-fuel mixture, and this retarding of the ignition timing Thus, the effects of reducing HC and NOx and raising the exhaust gas temperature are further enhanced.
[0086]
In short, in the region C on the high load side, the intake / compression split injection is performed while the air-fuel ratio is 13 to 17, and in this region, the load increases in the region C2 where the load is higher than the predetermined load. Accordingly, by delaying the timing of the late injection, the effects of reducing HC and NOx and increasing the exhaust temperature are maintained up to the high load side.
[0087]
Further, as a preferable control, in the region C1 up to a predetermined load in the high load region C2, as the load increases, the start timing of the early injection is advanced so as to match the increase in the fuel injection amount. A situation in which the end timing of injection is delayed and diffusion of the early injection fuel is prevented is prevented, and a state in which the fuel injected early is uniformly diffused and the periphery of the combustion chamber becomes lean is ensured. In the region C2 exceeding the predetermined load, the timing of the late injection is retarded as described above, and the interval (crank angle) between the early injection and the late injection is increased as the load increases by controlling the injection timing. The
[0088]
However, if the timing of the late injection is retarded too much, combustion stability is impaired due to excessive deterioration of fuel vaporization and atomization, etc., so the end timing of the late injection is set before the compression top dead center (preferably BTDC30). In the region C2, particularly in the region exceeding the predetermined high load, the injection interval is set to be substantially constant in a state where the delay angle of the late injection is close to the maximum limit of the range in which the combustion stability is ensured. do it.
[0089]
Further, as described above, in the low load region A, the mixture distribution state as shown in FIG. 8A is obtained by the compression stroke batch injection, and in the high load region C, the intake / compression divided injection is performed as shown in FIG. By making the mixture distribution state like this, the effect of reducing HC and NOx and promoting warm-up can be favorably obtained in these regions, respectively, but in region B between these regions A and C, FIG. By performing the compression stroke division injection that gives the air-fuel mixture distribution state as shown in (b), an appropriate air-fuel mixture distribution state corresponding to the fuel injection amount is obtained also in this region B, and HC and NOx are reduced and warm-up is performed. The promotion effect can be obtained satisfactorily.
[0090]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, in the cylinder injection engine, as warm-up promotion control when the catalyst is not warmed up, fuel injection from the injector is performed as early injection in the intake stroke period and late injection in the compression stroke period. The divided injection is divided into at least two times, and at least the injection end timing of the late injection in this divided injection is retarded as the engine load increases. The effect of reducing HC and NOx and raising the exhaust temperature is obtained up to the high load side, and in particular, the effect of reducing HC and NOx and raising the exhaust temperature is increased by delaying the late injection above a predetermined load. . Therefore, when the catalyst is not warmed up, the effect of improving the emission and promoting the warming up can be exhibited well over the high load region.
[0091]
During the warm-up promotion control, the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is set to a range of 13 to 17, and the warm-up promotion control is performed so that the concentration of the air-fuel mixture in the combustion chamber becomes the stoichiometric air-fuel ratio or richer around the spark plug. When it is made to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio around it, an appropriate stratified state that is advantageous for reducing HC and NOx and promoting warm-up can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall schematic view of a direct injection engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing injection timings of a single injection (a) of a compression stroke, a divided injection (b) of a compression stroke, and a divided injection (c) of an intake stroke and a compression stroke.
FIG. 3 is a diagram showing setting of an operation region for fuel injection control when the catalyst is not warmed up.
FIG. 4 is a flowchart showing an example of control.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing a heat generation pattern.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between an air-fuel ratio and NOx and HC emissions.
FIG. 7 is an explanatory view showing the air-fuel ratio transition of the air-fuel mixture around the spark plug.
FIG. 8 is a schematic diagram of the distribution of the air-fuel mixture in the combustion chamber in the case of batch injection in the compression stroke (a), in the case of split injection in the compression stroke (b), and in the case of split injection in the intake stroke and compression stroke (c), respectively. FIG.
FIG. 9 is a graph showing the HC emission amount (a), the NOx emission amount (b), and the fuel consumption deterioration rate (c) for each case of collective injection in the compression stroke and intake / compression divided injection at low load. is there.
FIG. 10 is a graph showing the air-fuel ratio of each part in the combustion chamber when the engine low negative is low.
FIG. 11 is a graph showing the air-fuel ratio of each part in the combustion chamber when the engine load is high to some extent.
FIG. 12 is a graph showing heat generation patterns, exhaust gas temperatures, NOx emissions, HC emissions, and fuel consumption at various loads for intake / compression split injection and intake stroke batch injection.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
10 Spark plug
11 Injector
22 Catalytic device
30 ECU
31 Temperature state determination means
32 Load state detection means
33 Fuel injection control means
35 Ignition timing control means

Claims

In a cylinder injection engine having an exhaust gas purification catalyst in an exhaust passage and an injector for injecting fuel directly into a combustion chamber, a temperature state determination means for determining the temperature state of the catalyst, and a load state of the engine And a fuel injection control means for controlling fuel injection from the injector. The fuel injection control means is based on the determination by the temperature state determination means and the detection by the load condition detection means. When the catalyst is in an unwarmed state lower than the activation temperature, the fuel injection from the injector is performed at least twice as early injection in the intake stroke period and late injection in the compression stroke period as warm-up promotion control. Divided divided injection is performed, and at least the injection end timing of the late injection in this divided injection is increased as the engine load increases. With retarding, injection interval by the crank angle, the control apparatus for a cylinder injection type engine, characterized in that it has a widen with increasing load between the early injection and late injection.

When performing split injection of intake stroke and compression stroke as warm-up promotion control, the engine ignition timing is set after top dead center, and late injection in the split injection is performed before ignition timing. control apparatus for a cylinder injection engine according to claim 1, characterized in that so as to retard with the injection start timing of the later injection in the increase of the load.

The fuel injection control means performs a control to widen the injection interval with an increase in load within a range up to a predetermined high load when performing split injection of an intake stroke and a compression stroke as warm-up acceleration control. control apparatus for a cylinder injection engine according to claim 1 or 2, wherein the high load side of the load, characterized in that the substantially constant the injection interval.

When the fuel injection control means performs the split injection of the intake stroke and the compression stroke as the warm-up promotion control, the fuel injection control means advances the injection start timing of the early injection up to a predetermined load as the load increases, The control device for a direct injection engine according to any one of claims 1 to 3 , wherein at least the end timing of the late injection is retarded on the high load side.

When performing the split injection between an intake stroke and the compression stroke as warm-up facilitating control, any one of claims 1 to 4, characterized in that to control the injection end timing of the later injection so that the previous top dead center The control apparatus of the cylinder injection type engine described in 2.

The fuel injection control means performs the split injection of the intake stroke and the compression stroke in the region on the higher load side than the set load as the warm-up promotion control, and from the injector in the specific load region on the lower load side than the set load. control apparatus for a cylinder injection type engine according to any one of claims 1 to 5, characterized in that to carry out in a plurality of times of fuel injection in the compression stroke period.

The fuel injection control means performs, as warm-up promotion control, in addition to the divided injection of the intake stroke and the compression stroke in the region higher than the set load and the divided injection of the compression stroke in the specific load region. 7. The in-cylinder injection engine control device according to claim 6 , wherein fuel injection from the injector is collectively performed in a compression stroke in an area on a lower load side than the load area.

During warm-up facilitating control, the cylinder according to any one of claims 1 to 7, characterized in that setting the total amount of fuel air-fuel ratio of the entire combustion chamber is injected from the injector to be in the range of 13 to 17 Control device for internal injection engine.

The warm-up facilitating control, the concentration of the mixture in the combustion chamber becomes the stoichiometric air-fuel ratio or than this rich around the ignition plug, according to claim 8, wherein the to perform so that leaner than the stoichiometric air-fuel ratio at around In-cylinder injection engine control device.

By the O ₂ sensor for detecting the air-fuel ratio and feedback control according to the output of the O ₂ sensor so that the air-fuel ratio of the entire combustion chamber becomes substantially the stoichiometric air-fuel ratio after the activation of the O ₂ sensor during the warm-up promotion control. control apparatus for a cylinder injection engine according to claim 8 or 9, wherein in that a fuel injection amount calculating means for calculating a fuel injection amount.

A cavity for trapping an air-fuel mixture is formed on the top surface of the piston that is inserted into the cylinder bore and forms the lower surface side of the combustion chamber, and the direction of fuel injection from the injector faces the cavity when the piston is near top dead center An in-cylinder arrangement according to any one of claims 1 to 10 , wherein the arrangement of the injector and the cavity is set so that the fuel that is injected from the injector and reflected by the cavity reaches the vicinity of the spark plug. Control device for injection engine.