JP3879672B2

JP3879672B2 - Engine combustion control device

Info

Publication number: JP3879672B2
Application number: JP2003021308A
Authority: JP
Inventors: 一司片岡; 保幸寺沢; 寛林原; 智明齊藤
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2002-03-28
Filing date: 2003-01-30
Publication date: 2007-02-14
Anticipated expiration: 2023-01-30
Also published as: JP2004003439A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの燃焼制御装置に関し、特に、気筒内の燃焼室に燃料噴射弁により燃料を直接、噴射させて予混合気を形成し、この予混合気を圧縮して自着火させるようにしたものの着火時期の制御の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、例えば直噴式ディーゼルエンジンでは、一般的に、気筒の圧縮上死点近傍で高温高圧の燃焼室に燃料を噴射して、自着火により燃焼させるようにしている。このとき、燃焼室に噴射された燃料は高密度の空気との衝突によって微細な液滴に分裂（霧化）しながら進行し、略円錐状の燃料噴霧を形成するとともに、その燃料液滴の表面から気化しつつ燃料噴霧の主に先端側や外周側で周囲の空気を巻き込んで混合気を形成し、この混合気の濃度及び温度が着火に必要な状態になったところで燃焼を開始する（予混合燃焼）。そして、そのようにして着火、即ち燃焼を開始した部分が核となり、周囲の燃料蒸気や空気を巻き込みながら拡散燃焼すると考えられている。
【０００３】
そのような通常のディーゼルエンジンの燃焼（以下、単にディーゼル燃焼ともいう）では、初期の予混合燃焼に続いて大部分の燃料が拡散燃焼することになるが、この際、濃度の不均一な燃料噴霧中において空気過剰率λが１に近い部分では急激な熱発生に伴い窒素酸化物（ＮＯｘ）が生成され、また、燃料の過濃な部分では酸素不足によって煤が生成されることになる。これに対し、ＮＯｘや煤を低減するために排気の一部を吸気に還流させる（Exhaust Gas recirculation：以下、単にＥＧＲという）ことや燃料の噴射圧力を高めることが従来から行われている。
【０００４】
そのようにＥＧＲによって不活性な排気を還流させると、燃焼温度が低下してＮＯｘの生成が抑えられる一方で、吸気中の酸素が減ることになるから、多量のＥＧＲは煤の生成を助長する結果となる。また、燃料噴射圧力を高めることは燃料噴霧の微粒化を促進するとともに、その貫徹力を大きくして空気利用率を向上するので、煤の生成は抑制されるが、ＮＯｘはむしろ生成し易い状況になる。つまり、ディーゼル燃焼においてはＮＯｘの低減と煤の低減とがトレードオフの関係にあり、両者を同時に低減することは難しいのが実状である。
【０００５】
これに対し、近年、燃料の噴射時期を大幅に進角させて、予混合燃焼が主体の燃焼状態とすることにより、ＮＯｘと煤とを同時に且つ格段に低減できる新しい燃焼の形態が提案されており、一般に予混合圧縮着火燃焼と呼ばれるものが公知である。例えば特許文献１に記載のディーゼルエンジンでは、ＥＧＲによって多量の排気を還流させるとともに、気筒の圧縮行程で燃料を噴射して空気と十分に混合し、この予混合気を圧縮行程の終わりに自着火させて、燃焼させるようにしている。
【０００６】
そのような予混合燃焼（予御合圧縮着火燃焼）のときには、ＥＧＲによって吸気中に還流させる排気の割合（ＥＧＲ率）を上述したディーゼル燃焼のときよりも一段、高くする。すなわち、空気に比べて熱容量の大きい排気を吸気中に多量に混在させ、予混合気中の燃料及び酸素の密度を低下させることで、着火遅れ時間を延長して燃料を吸気（空気及び排気）と十分に混合することができ、しかも、そのように形成された予混合気の着火のタイミングを圧縮上死点（ＴＤＣ）近傍まで遅延させて、サイクル効率の高い熱発生のパターンとすることができる。また、そのようにして着火した予混合気中では燃料及び酸素の周囲に不活性な排気が略均一に分散し、これが燃焼熱を吸収することになるので、ＮＯｘの生成が大幅に抑制されるのである。
【０００７】
そして、そのように多量の排気を各気筒の燃焼室へ還流させるために、前記従来例のディーゼルエンジンでは、吸気通路と排気通路とを連通する大径の排気還流通路を設けて、ターボ過給機のタービンよりも上流側の排気通路から取り出した排気を該ターボ過給機のコンプレッサよりも下流の吸気通路に還流させるようにしている。また、その排気還流通路を流通する排気の流量を流量調節弁により調節して、吸気中の排気の還流割合を適切なものとなるように制御している。
【０００８】
【特許文献１】
特開２０００−１１０６６９号公報
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記のように、排気還流通路を流れる排気の流量を流量調節弁により調節するようにした場合、該流量調節弁の開度を変更しても直ちに排気の還流量が変化するわけではなく、ある程度の遅れが生じる。このため、例えばエンジン回転速度が上昇して吸気の流量が増加するとき、これに対して排気の還流量は遅れて変化することになるから、ＥＧＲ率が一時的に低下して適切な範囲から逸脱する虞れがある。また、エンジンの運転状態によって燃焼室に残留する排気（いわゆる内部ＥＧＲ）の量が変化するから、このことによってもＥＧＲ率は変動する。
【００１０】
さらに、たとえＥＧＲ率が同じであっても、還流する排気の温度状態が変化すると、そのことによって着火遅れ期間は変化する。すなわち、還流排気の温度状態が高いほど着火遅れ期間は短くなり、反対に、還流排気の温度状態が低いほど着火遅れ期間は長くなる。加えて、厳密には燃焼室そのものの温度状態や吸気温度の変化によっても着火遅れ期間は変化する。
【００１１】
従って、上述した予混合圧縮着火燃焼のときに、排気還流通路の流量調節弁の開度を制御するだけでは予混合気の着火のタイミングをいつもＴＤＣ近傍に維持することはできず、必ずしも最適な熱発生のパターンとすることができないという問題がある。
【００１２】
尚、予混合気の着火時期を制御する手法として、特開２０００−００８９２９号公報には、エンジンへの要求トルクに対応する燃料の一部を吸気行程から圧縮行程かけて燃焼室に噴射して比較的希薄な予混合気を形成するとともに、残りの燃料を例えば圧縮上死点に噴射して直ちに拡散燃焼させ、この燃焼を契機として予混合気の燃焼を開始させるという技術が開示されている。しかし、このものでは、後から噴射する燃料の拡散燃焼によって予混合気を強制的に着火させるものであるから、その燃焼の際に多量の煤が発生する虞れがあるし、予混合気の燃え残りが多くなり易いので、燃費の悪化が懸念される。
【００１３】
また、自動車技術会学術講演会前刷り集Ｎｏ．５１−０１には、「予混合圧縮着火ディーゼルの着火制御法の開発」と題する論文が掲載されており、この論文には、比較的圧縮比の低いエンジン仕様において、それ自体では自着火しない程度の燃料を気筒の圧縮行程で早期噴射（例えばＢＴＤＣ５０°ＣＡ）して、燃焼室に予混合気を形成し、気筒の圧縮上死点を過ぎて徐々に温度状態の低下する膨張行程において予混合気の低温酸化反応（冷炎反応）が継続している間に、追加の燃料噴射を行うことで、着火、燃焼させるという技術が開示されている。
【００１４】
しかし、このものでも、追加の燃料噴射はそれ自体が着火の契機となるものであり、前者（特開２０００−００８９２９号公報）のものとの相違点は、単に、追加する燃料が拡散燃焼状態となることを避けるべく、その噴射時期を気筒の膨張行程において相対的に遅角側（例えばＡＴＤＣ１０°ＣＡ以降）に設定したことに過ぎない。そして、そのような着火時期の大幅な遅角化に伴いサイクル効率が低下するとともに、予混合気の燃え残りも多くなるから、燃費が著しく悪化すると考えられる。
【００１５】
上述の如き問題を解決するために、本願の発明者らは、予混合気の圧縮着火について鋭意、研究を重ねた結果、気筒の圧縮行程の終盤に燃焼室の温度状態が徐々に上昇する状態において、予混合気の冷炎反応の開始に対応するよう、所定の時期に追加の燃料噴射を行うと、そのことによって冷炎反応から熱炎反応への移行、即ち着火が遅延することを見出して、本願発明を完成するに至った。
【００１６】
すなわち、本願発明の目的は、気筒内の燃焼室に比較的早期に燃料を噴射するとともに、その着火を多量の排気還流により遅延させて吸気と十分に混合した上で燃焼させるようにした直噴式エンジンにおいて、運転状態が変化して排気の還流割合が大きく変化したり、或いは排気の温度等が変動するときでも、予混合気の着火時期を最適化して、燃費の改善を図ることにある。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
前記の目的を達成するために、本願発明では、気筒内の燃焼室に主噴射した燃料により形成される予混合気が当該気筒の圧縮行程において燃焼室の温度上昇に伴い冷炎反応が始まるのに対応して、所定の時期において燃料を副噴射するとともに、その副噴射の量を変更することにより着火のタイミングを調節するようにした。
【００１８】
具体的に、請求項１の発明では、エンジンの気筒内の燃焼室に臨む燃料噴射弁と、前記燃焼室への排気の還流量を調節する排気還流量調節手段と、エンジンが予め設定した運転状態にあるときに、予混合燃焼の割合が拡散燃焼の割合よりも多い燃焼状態になるように、前記燃料噴射弁により燃料を気筒の吸気行程ないし圧縮行程で主噴射させる主噴射制御手段と、エンジンが前記設定運転状態のときに、排気の還流量に関するＥＧＲ値が予め設定した第１設定値以上になるように前記排気還流量調節手段を制御する排気還流制御手段とを備えたエンジンの燃焼制御装置を前提とする。そして、圧縮行程終盤に前記燃料噴射弁により燃料を副噴射させる副噴射制御手段と、エンジンの実際のＥＧＲ値を推定するＥＧＲ推定手段と、を備えた上で、前記副噴射制御手段を、少なくとも前記ＥＧＲ推定手段による推定値に基づいて、ＥＧＲ値の推定値が第１設定値よりも低い第２設定値以下のときに、前記主噴射された燃料が気筒の圧縮行程における燃焼室の温度上昇に伴い発生する冷炎反応から熱炎反応への移行を遅延させるように、燃料の副噴射量を増量するものとした。
【００１９】
前記の構成により、エンジンが設定運転状態にあるときには、主噴射制御手段により燃料噴射弁の制御が行われて、燃料が少なくとも気筒の吸気行程ないし圧縮行程で比較的早期に主噴射されるとともに、排気の還流割合が所定以上に多い状態（ＥＧＲ値≧第１設定値）になるように、排気還流制御手段により排気還流量調節手段が制御される。そして、前記主噴射された燃料が燃焼室において比較的広く分散し且つ空気及び還流排気と十分に混合して均一度合いの高い混合気を形成し、これが圧縮行程の終盤に自着火して相対的に予混合燃焼の割合が多い燃焼状態になる。この燃焼は従来例（特許文献１）のものと同様の低温燃焼になり、ＮＯｘや煤の生成が非常に少ない。
【００２０】
その際、前記気筒の圧縮行程において燃焼室の温度が上昇して、予混合気中で冷炎反応が開始するのに対応して、副噴射制御手段による燃料噴射弁の制御が行われて、圧縮行程終盤に燃料が副噴射される。この燃料は気化する際に周囲の予混合気から熱を吸収するので、その分、温度が低下して冷炎反応から熱炎反応への移行、即ち予混合気の着火が遅延することになる。また、このときに燃料の副噴射量が多いほど、予混合気の温度状態が低くなって遅延時間が長くなるから、燃料の副噴射量を調節することで、着火時期を調節することができる。
【００２１】
従って、エンジンの運転状態が変化して排気の還流割合が変化したり、また、排気の温度等が変動するときにも、予混合気の着火時期を、サイクル効率の高い熱発生パターンとなるようなＴＤＣ近傍の所定範囲内に維持することが可能になる。
【００２２】
具体的には、エンジンの実際のＥＧＲ値を推定するＥＧＲ推定手段を備え、少なくともＥＧＲ推定手段による推定値に基づいて副噴射量を制御する。ここで、燃料の副噴射量を少なくともＥＧＲ値やその推定値に基づいて制御するというのは、それ以外に、例えば排気の温度状態や気筒そのものの温度状態等に基づいて副噴射量が変化するように制御してもよいという意味である。
【００２３】
そのようにＥＧＲ値に対応付けて副噴射量を制御すれば、燃焼室への排気の還流割合が変化したときに、そのことが着火のタイミングに及ぼす影響を打ち消すように副噴射量を適切に変更することができ、これにより、サイクル効率の高い最適な熱発生パターンとすることができる。特に、実際のＥＧＲ値の推定値に基づいて副噴射量を制御するようにすれば、制御の精度が向上して前記の作用効果が十分に得られる。
【００２４】
より具体的に、前記副噴射制御手段は、ＥＧＲ値の推定値が第１設定値よりも低い第２設定値以下のときに燃料の副噴射量を増量するものとする。こうすれば、例えばエンジンの加速運転時等に排気の還流量の増大が遅れて、ＥＧＲ率が低すぎる状態（ＥＧＲ値の推定値が第２設定値以下）になったときでも、副噴射量の増量によって予混合気の着火時期をＴＤＣ近傍まで遅延させることができる。
【００２５】
さらに、エンジンの出力トルクに関連する値を検出するトルク検出手段を備え、前記副噴射制御手段を、少なくとも前記トルク検出手段による検出値に基づいて燃料の副噴射量を制御するものとするのが好ましい（請求項２の発明）。
【００２６】
具体的には、前記副噴射制御手段は、エンジンが定常運転状態のときに副噴射量を強制的に増減変更し、その結果としてトルク検出手段により検出される検出値の変化に基づいて副噴射量を制御するものとすればよく、より具体的には、副噴射量を増量した結果としてトルク検出手段による検出値が高トルク側に変化したときには副噴射量をさらに増量する一方、検出値が低トルク側に変化したときには燃料噴射量を減量するとともに、副噴射量を減量した結果としてトルク検出手段による検出値が高トルク側に変化したときには副噴射量をさらに減量する一方、検出値が低トルク側に変化したときには燃料噴射量を増量するようにすればよい。
【００２７】
すなわち、副噴射する燃料を増量すれば、そのことによって予混合気の着火時期が遅角側に変化するから、この結果としてエンジンの出力トルクが高まったのであれば、着火の時期は最適な時期よりも進角側にあるということになる。そこで、このときにはさらに副噴射量を増量する。一方、副噴射量の増量によってトルクが低下したとすれば、着火の時期は最適な時期よりも遅角側にあるということなので、このときには副噴射量を減量する。こうすれば、予混合気の着火時期はトルクが最大になる時期、即ち最適な熱発生パターンが得られる時期になる。同様に、副噴射量を減量したときのトルクの変化に応じて、副噴射量を減量又は増量すればよい。
【００２８】
つまり、エンジンの出力トルクの変化に基づいて副噴射量を制御することで、排気の還流割合だけでなくその温度や燃焼室温度等が変化して、着火遅れ期間が変化したときにも、それらの影響を打ち消して、予混合気の着火時期を最適化することができる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基いて説明する。
【００３０】
（全体構成）
図１は本発明の実施形態に係るエンジンの燃焼制御装置Ａの一例を示し、１は車両に搭載されたディーゼルエンジンである。このエンジン１は複数の気筒２，２，…（１つのみ図示する）を有し、その各気筒２内に往復動可能にピストン３が嵌挿されていて、このピストン３により各気筒２内に燃焼室４が区画されている。また、燃焼室４の天井部にはインジェクタ５（燃料噴射弁）が配設されていて、その先端部の噴口から高圧の燃料を燃焼室４に直接、噴射するようになっている。一方、各気筒２毎のインジェクタ５の基端部は、それぞれ分岐管６ａ，６ａ，…（１つのみ図示する）により共通の燃料分配管６（コモンレール）に接続されている。このコモンレール６は、燃料供給管８により高圧供給ポンプ９に接続されていて、該高圧供給ポンプ９から供給される燃料を前記インジェクタ５，５，…に任意のタイミングで供給できるように高圧の状態で蓄えるものであり、その内部の燃圧（コモンレール圧力）を検出するための燃圧センサ７が配設されている。
【００３１】
前記高圧供給ポンプ９は、図示しない燃料供給系に接続されるとともに、歯付ベルト等によりクランク軸１０に駆動連結されていて、燃料をコモンレール６に圧送するとともに、その燃料の一部を電磁弁を介して燃料供給系に戻すことにより、コモンレール６への燃料の供給量を調節するようになっている。この電磁弁の開度が前記燃圧センサ７による検出値に応じてＥＣＵ４０（後述）により制御されることによって、燃圧がエンジン１の運転状態に対応する所定値に制御される。
【００３２】
また、エンジン１の上部には、図示しないが、吸気弁及び排気弁をそれぞれ開閉させる動弁機構が配設されており、一方、エンジン１の下部には、クランク軸１０の回転角度を検出するクランク角センサ１１と、冷却水の温度を検出するエンジン水温センサ１３とが設けられている。前記クランク角センサ１１は、詳細は図示しないが、クランク軸端に設けた被検出用プレートとその外周に相対向するように配置した電磁ピックアップとからなり、前記被検出用プレートの外周部全周に亘って等間隔に形成された突起部が通過する度に、パルス信号を出力するものである。
【００３３】
エンジン１の一側（図の右側）の側面には、各気筒２の燃焼室４に対しエアクリーナ１５で濾過した空気（新気）を供給するための吸気通路１６が接続されている。この吸気通路１６の下流端部にはサージタンク１７が設けられ、このサージタンク１７から分岐した各通路がそれぞれ吸気ポートにより各気筒２の燃焼室４に連通しているとともに、サージタンク１７には吸気の圧力状態を検出する吸気圧センサ１８が設けられている。
【００３４】
また、前記吸気通路１６には、上流側から下流側に向かって順に、外部からエンジン１に吸入される空気の流量を検出するホットフィルム式エアフローセンサ１９と、後述のタービン２７により駆動されて吸気を圧縮するコンプレッサ２０と、このコンプレッサ２０により圧縮した吸気を冷却するインタークーラ２１と、バタフライバルブからなる吸気絞り弁２２とが設けられている。この吸気絞り弁２２は、弁軸がステッピングモータ２３により回動されて、全閉から全開までの間の任意の状態とされるものであり、全閉状態でも吸気絞り弁２２と吸気通路１６の周壁との間には空気が流入するだけの間隙が残るように構成されている。
【００３５】
一方、エンジン１の反対側（図の左側）の側面には、各気筒２の燃焼室４からそれぞれ燃焼ガス（排気）を排出するように、排気通路２６が接続されている。この排気通路２６の上流端部は各気筒２毎に分岐して、それぞれ排気ポートにより燃焼室４に連通する排気マニホルドであり、該排気マニホルドよりも下流の排気通路２６には上流側から下流側に向かって順に、排気中の酸素濃度を検出するリニアＯ2センサ２９と、排気流を受けて回転されるタービン２７と、排気中の有害成分（ＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘ、煤等）を浄化可能な触媒コンバータ２８とが配設されている。
【００３６】
前記タービン２７と吸気通路１６のコンプレッサ２０とからなるターボ過給機３０は、可動式のフラップ３１，３１，…によりタービン２７への排気の通路断面積を変化させるようにした可変ターボ（以下ＶＧＴという）であり、前記フラップ３１，３１，…は各々、図示しないリンク機構を介してダイヤフラム３２に駆動連結されていて、そのダイヤフラム３２に作用する負圧の大きさが負圧制御用の電磁弁３３により調節されることで、該フラップ３１，３１，…の回動位置が調節されるようになっている。
【００３７】
前記排気通路２６には、タービン２７よりも排気上流側の部位に臨んで開口するように、排気の一部を吸気側に還流させるための排気還流通路（以下ＥＧＲ通路という）３４の上流端が接続されている。このＥＧＲ通路３４の下流端は吸気絞り弁２２及びサージタンク１７の間の吸気通路１６に接続されていて、排気通路２６から取り出された排気の一部を吸気通路１６に還流させるようになっている。また、ＥＧＲ通路３４の途中には、その内部を流通する排気を冷却するためのＥＧＲクーラ３７と、開度調節可能な排気還流量調節弁（以下ＥＧＲ弁という）３５とが配置されている。このＥＧＲ弁３５は負圧応動式のものであり、前記ＶＧＴ３０のフラップ３１，３１，…と同様に、ダイヤフラムへの負圧の大きさが電磁弁３６によって調節されることにより、ＥＧＲ通路３４の断面積をリニアに調節して、吸気通路１６に還流される排気の流量を調節するものである。尚、前記ＥＧＲクーラ３７はなくてもよい。
【００３８】
そして、前記各インジェクタ５、高圧供給ポンプ９、吸気絞り弁２２、ＶＧＴ３０、ＥＧＲ弁３５等は、いずれもコントロールユニット（Electronic Contorol Unit：以下ＥＣＵという）４０からの制御信号を受けて作動する。一方、このＥＣＵ４０には、前記燃圧センサ７、クランク角センサ１１、エンジン水温センサ１３、吸気圧センサ１８、エアフローセンサ１９、リニアＯ2センサ２９等からの出力信号がそれぞれ入力され、さらに、図示しないアクセルペダルの踏み操作量（アクセル開度）を検出するアクセル開度センサ３９からの出力信号が入力される。
【００３９】
（エンジンの燃焼制御の概要）
前記ＥＣＵ４０によるエンジン１の基本的な制御は、主にアクセル開度に基づいて基本的な目標燃料噴射量を決定し、インジェクタ５の作動制御によって燃料の噴射量や噴射時期を制御するとともに、高圧供給ポンプ９の作動制御により燃圧、即ち燃料の噴射圧力を制御するというものである。また、吸気絞り弁２２やＥＧＲ弁３５の開度の制御によって燃焼室４への排気の還流割合を制御し、さらに、ＶＧＴ３０のフラップ３１，３１，…の作動制御（ＶＧＴ制御）によって吸気の過給効率を向上させる。
【００４０】
具体的には、例えば図２の制御マップ（燃焼モードマップ）に示すように、エンジン１の温間の全運転領域のうちの相対的に低負荷側には、予混合燃焼領域（Ｈ）が設定されていて（設定運転状態）、ここでは、図３(a)〜(c)に模式的に示すように、インジェクタ５により気筒２の圧縮行程中期から後期にかけて燃料を噴射させ、予めできるだけ均質な混合気を形成した上で自着火により燃焼させるようにしている。このような燃焼形態は、従来より予混合圧縮着火燃焼と呼ばれており、気筒の１サイクル当たりの燃料噴射量があまり多くないときにその燃料の噴射時期を適切に設定して、燃料を適度に広く分散させ且つ空気と十分に混合した上で、その大部分を略同じ着火遅れ時間の経過後に自着火させて、一斉に燃焼させるものである。つまり、予混合圧縮着火燃焼は、予混合燃焼の割合が拡散燃焼の割合よりも多い燃焼状態である。
【００４１】
尚、前記インジェクタ５による燃料の噴射は、図３(a)に示すように１回で行うようにしてもよく、或いは同図(b)、(c)に示すように複数回に分けて行うようにしてもよい。これは、気筒２の圧縮行程中期から後期にかけて、即ち圧縮上死点近傍よりも気体の圧力や密度状態が低い燃焼室４に燃料を噴射する場合に、燃料噴霧の貫徹力が強くなり過ぎることを避けるためであり、従って、燃料噴射量が多いほど燃料噴射の回数（分割回数）を増やすのが好ましい。
【００４２】
前記予混合圧縮着火燃焼の際には、ＥＧＲ通路３４のＥＧＲ弁３５を相対的に大きく開いて吸気通路１６に多量の排気を還流させるようにする。こうすることで、新気、即ち外部から供給される新しい空気に不活性で熱容量の大きい排気が多量に混合され、これに対して燃料の液滴及び蒸気が混合されることになるから、予混合気自体の熱容量が大きくなるとともに、その中の燃料及び酸素の密度は比較的低くなる。このことで、着火遅れ時間を延長して空気と排気と燃料とを十分に混合した上で、着火、燃焼させることが可能になる。
【００４３】
具体的に、図４に示すグラフは、エンジン１の低負荷域で圧縮上死点前（ＢＴＤＣ）の所定のクランク角（例えばＢＴＤＣ３０°ＣＡ）に燃料を噴射して予混合圧縮着火燃焼させたときに、熱発生のパターンがＥＧＲ率（新気量及び還流排気量を合わせた全吸気量に対する還流排気量の割合）に応じてどのように変化するかを示した実験結果である。同図に仮想線で示すように、ＥＧＲ率が低いときには燃料はＴＤＣよりもかなり進角側で自着火してしまい、サイクル効率の低い過早な熱発生のパターンとなる。一方、ＥＧＲ率が高くなるに連れて自着火のタイミングは徐々に遅角側に移動し、図に実線で示すようにＥＧＲ率が略５５％のときには、熱発生のピークが略ＴＤＣになってサイクル効率の高い熱発生パターンとなる
また、前記図４のグラフによれば、ＥＧＲ率が低いときには熱発生のピークがかなり高くなっていて、燃焼速度の高い激しい燃焼であることが分かる。このときには燃焼に伴うＮＯｘの生成が盛んになり、また、極めて大きな燃焼音が発生する。一方、ＥＧＲ率が高くなるに連れて熱発生の立ち上がりが徐々に緩やかになり、そのピークも低下する。これは、前記の如く混合気中に多量の排気が含まれる分だけ、燃料及び酸素の密度が低くなることと、その排気によって燃焼熱が吸収されることとによると考えられる。そして、そのように熱発生の穏やかな低温燃焼の状態では、ＮＯｘの生成が大幅に抑制される。
【００４４】
具体的に、図５に示すグラフは、前記の実験においてＥＧＲ率の変化に対する燃焼室４の空気過剰率λ、排気中のＮＯｘ及び煤の濃度の変化を示し、同図(a)によれば、この実験条件においてＥＧＲ率が０％のときには空気過剰率λがλ≒２．７と大きく、ＥＧＲ率が大きくなるに従い空気過剰率λが徐々に小さくなって、ＥＧＲ率が略５５〜６０％のときに略λ＝１になっている。すなわち、排気の還流割合が多くなるに連れて混合気の平均的な酸素過剰率λが１に近づくのであるが、たとえ燃料及び酸素の比率が略λ＝１であっても、それらの周囲には多量の排気が存在しているから、燃料や酸素の密度自体はあまり高くはないのである。従って、同図(b)に示すように、排気中のＮＯｘの濃度はＥＧＲ率の増大とともに一様に減少していて、ＥＧＲ率が４５％以上ではＮＯｘは殆ど生成しなくなる。
【００４５】
一方、煤の生成については、同図(c)に示すように、ＥＧＲ率が０〜略３０％では殆ど煤が見られず、ＥＧＲ率が略３０％を超えると煤の濃度が急激に増大するが、ＥＧＲ率が略５０％を超えると再び減少し、ＥＧＲ率が略５５％以上になると略零になる。これは、まず、ＥＧＲ率が低いときには一般的なディーゼル燃焼と同じく、予混合燃焼の割合よりも拡散燃焼の割合が多い燃焼状態になり、しかも、吸気中には燃料に対して酸素が過剰に存在することから、激しい燃焼の際にも煤は殆ど生成しないが、ＥＧＲ率が増大して吸気中の酸素が少なくなると、拡散燃焼の状態が悪化して煤の生成量が急増するということである。一方、ＥＧＲ率が略５５％以上になると、上述したように、新気と排気と燃料とが十分に混合された上で燃焼するようになり、このときには煤は殆ど生成しないと考えられる。
【００４６】
以上、要するに、この実施形態では、エンジン１が低負荷側の予混合燃焼領域（Ｈ）にあるときには、燃料を比較的早期に噴射するとともに、ＥＧＲ弁３５の開度を制御して、ＥＧＲ率を予め設定した所定値（第１設定値：前記の実験例では略５５％くらいであり、一般的には略５０〜略６０％くらいの範囲に設定するのが好ましい）以上とすることで、ＮＯｘや煤の殆ど生成しない予混合燃焼が主体の低温燃焼を実現するものである。
【００４７】
一方、前記図２の制御マップに示すように、予混合燃焼領域（Ｈ）以外の高速ないし高負荷側の運転領域（Ｄ）では、混合気の拡散燃焼の割合が予混合燃焼の割合よりも多い一般的なディーゼル燃焼を行うようにする。すなわち、図３(d)に示すように、インジェクタ５により主に気筒２のＴＤＣ近傍で燃料を噴射させて、初期の予混合燃焼に続いて大部分の燃料を拡散燃焼させるようにする（以下、この運転領域（Ｄ）を拡散燃焼領域というが、この運転領域では気筒２の圧縮上死点近傍以外でも燃料を噴射するようにしてもよい）。
【００４８】
その際、ＥＧＲ弁３５の開度は、前記した予混合燃焼領域（Ｈ）に比べれば小さくして、ＥＧＲ率が予め設定した所定値以下になるようにする。これは、拡散燃焼が主体の一般的なディーゼル燃焼において煤の増大を招かない範囲で、ＮＯｘの生成をできるだけ抑制するように設定されていて、具体的には図６のグラフに一例を示すように、拡散燃焼領域（Ｄ）におけるＥＧＲ率の上限は、例えば略３０〜略４０％の範囲に設定するのが好ましい。また、エンジン１の負荷が高くなるほど気筒２への新気の供給量を確保する必要があるので、高負荷側ほどＥＧＲ率は低くなり、しかも、高速ないし高負荷側ではターボ過給機３０による吸気の過給圧が高くなるので、排気の還流は実質的に行われない。
【００４９】
（副噴射制御）
ところで、前記の如く、エンジン１を予混合圧縮着火燃焼させる場合には、燃焼室４へ還流させる排気の流量が多ければ良いというものではなく、ＥＧＲ率が高くなり過ぎれば、予混合気の着火タイミングが遅くなり過ぎてサイクル効率が低下し、燃え残りが多くなるとともに、失火する虞れもある。このため、通常は、エアフローセンサ１９からの信号に基づいて求められる吸気量の変化やエンジン回転速度の変化に対応して、ＥＣＵ４０によりＥＧＲ弁３５の開度を制御するようにしている。
【００５０】
しかし、例えばエンジン１の加速運転時には、吸気流量の増大に対して排気の還流量が遅れて変化することになるから、一時的にＥＧＲ率が低下して、前記第１設定値を大幅に下回る虞れがある。特に、この実施形態のようにターボ過給機３０を備えるたエンジン１の場合、過給圧の変化によって排気の還流量が大きく変化することから、ＥＧＲ率の変化が大きくなり易く、このことによる着火時期の変動が問題となる。
【００５１】
また、たとえＥＧＲ率が同じであっても、還流する排気の温度状態が変化すると、そのことによって着火遅れ期間が変化する。すなわち、還流する排気の温度状態が高いほど着火遅れ期間は短くなり、反対に、排気の温度状態が低いほど着火遅れ期間は長くなるし、さらに、厳密には燃焼室４そのものの温度状態や吸気温度の変化によっても着火遅れ期間は変化するから、このような温度変化に起因する着火時期の変化も問題となる。
【００５２】
つまり、エンジン１を予混合圧縮着火燃焼の状態にする場合、単にＥＧＲ弁３５の開度を制御するだけでは、予混合気の着火のタイミングをＴＤＣ近傍の適切な範囲に維持することはできず、必ずしも最適な熱発生パターンを実現することはできないのである。
【００５３】
この点について、本願の発明者らは、予混合気の圧縮着火について実験研究を重ねた結果、エンジン１の気筒２の圧縮行程終盤に燃焼室４の温度状態が徐々に上昇する状態で、予混合気の冷炎反応の開始に対応するように、即ち、例えば図３(e)に一例を示すように、冷炎反応の開始直前から開始直後までの所定の時期に追加で燃料の噴射（以下、副噴射という）を行い、これにより燃料噴射弁から噴出した燃料噴霧が微粒化しつつ燃焼室内に拡散するようにすると、そのことによって冷炎反応から熱炎反応への移行、即ち着火が遅延することと、その遅延時間が追加噴射の量に応じて変化することとを見出した。ちなみに冷炎反応開始時期は、この実施形態では例えばＢＴＤＣ１５°ＣＡ近傍であると考えられる。
【００５４】
具体的に、図７に示すグラフは、エンジン１の低負荷域でＥＧＲ率を第１設定値よりも低い略５０％として、気筒２の圧縮行程の比較的早期（例えばＢＴＤＣ３０〜４５°ＣＡ）に燃料を噴射（以下、主噴射ともいう）するとともに、圧縮行程終盤の所定の時期（例えばＢＴＤＣ１５°ＣＡ近傍）に燃料を副噴射したときの熱発生率を示し、このグラフからは副噴射する燃料の量が多いほど、予混合気の着火タイミングが遅角側にずれていくことが分かる。
【００５５】
詳しくは、まず、副噴射を行わない場合（副噴射量が零）、図に仮想線のグラフＡとして示すように、ＢＴＤＣ２０°ＣＡ近傍から冷炎反応による小さな熱発生が見られ、その後、ＢＴＤＣ８°ＣＡ近傍から熱発生率が急激に立ち上がって、ＴＤＣ前で比較的高いピークを示す。すなわち、ＥＧＲ率が第１設定値よりも低いことから、予混合気が過早なタイミングで着火してしまい、このことで、図９(a)、(b)にそれぞれ示すようにＮＯｘや煤の生成が多くなるとともに、同図(c)に示すように出力も相対的に低くなる（燃費の悪化を招く）。
【００５６】
これに対し、副噴射を行うようにすると、図７、８にそれぞれ破線Ｂ、Ｃ及び実線Ｄとして示すように、ＢＴＤＣ１５〜１０°ＣＡあたりで一旦、熱発生率が低下して筒内温度の上昇が緩やかになるとともに、その後に熱発生が大きく立ち上がる着火のタイミングが遅角側に移動する。このとき、主噴射及び副噴射を合わせた全噴射量は略同じにして、グラフＢ→Ｃ→Ｄの順に副噴射量が多くなるに従って（それぞれ全噴射量に対する副噴射量の割合が略１４％、略２３％、略３３％）、着火時期が徐々に遅角側に移動するとともに、その立ち上がりが緩やかになり、実線Ｄや一点鎖線Ｅのグラフに示すように副噴射量が主噴射量と同じくらいになると（Ｅのグラフでは副噴射量の割合は５８％）、着火時期が略ＴＤＣになって、サイクル効率の高い最適な熱発生のパターンとなる。
【００５７】
このように副噴射によって着火時期が遅延するのは、副噴射された燃料が気化する際にその周囲の予混合気から熱を吸収して温度を低下させることによると考えられる。すなわち、一般に、予混合気が自着火する前の前炎反応は、燃料と酸素との反応によって中間生成物が生まれる比較的低温の酸化反応（冷炎反応）と、この中間生成物ないし燃料と酸素との反応によって水や二酸化炭素が生成される比較的高温の酸化反応（熱炎反応）とに大別され、この熱炎反応が一旦、開始すれば、その反応が爆発的に進行する燃焼状態になると考えられている。
【００５８】
そのような前炎反応の進行は、燃料及び酸素の密度や雰囲気温度によって大きく左右され、比較的温度が低く且つ燃料等の密度も低い状態では、比較的長い冷炎反応の期間を経た後に熱炎反応へ移行することになり、或いは熱炎に至らないこともある（失火）。一方、雰囲気温度や燃料等の密度が高いときには冷炎反応の期間が短く、速やかに熱炎反応に移行する。
【００５９】
このことから、仮に燃料の副噴射を冷炎の開始よりもあまり前に行うと、この副噴射された燃料が主噴射による予混合気と一体になって部分的に過濃な混合気が形成され、この部分の燃料密度が高いことから早期に熱炎反応が開始することが予想される。一方、冷炎の開始に対応するように副噴射を行えば、この副噴射された燃料が気化する頃には既に冷炎反応によって燃料の一部が消費されていて、燃料密度の特に高い部分が生じ難いので、この場合には、副噴射燃料の気化潜熱によって予混合気の温度が低下することで、熱炎反応の開始が遅延すると考えられる。
【００６０】
但し、副噴射のタイミングが遅すぎて、予混合気中で熱炎反応が開始してしまえば、前記のように副噴射によって予混合気の温度を低下させても燃焼を停止させることはできないから、副噴射はあまり遅すぎては効果がない。また、副噴射時期があまり遅くなると、この副噴射燃料の大部分が拡散燃焼するようになり、着火を遅延させる効果が得られないばかりか、副噴射した燃料の燃焼によって煤の濃度が高まるという不具合を生じる。
【００６１】
従って、前記副噴射の適切な時期としては、主噴射された燃料が冷炎反応を開始してから、その冷炎による熱発生がピークとなるまでの間に、副噴射した燃料が気筒内の燃焼室に分散して、この燃焼室の各部位にて発生している冷炎に対して適度に作用するように設定するのが最も好ましいと考えられる。具体的には、例えば主噴射燃料の冷炎反応の開始がＢＴＤＣ１５°ＣＡ付近であるとすれば、副噴射の開始時期は、例えばＢＴＤＣ略２０〜略１０°ＣＡくらいの範囲とすればよく、ＢＴＤＣ略２０〜略１５°ＣＡとするのがさらに好ましい。
【００６２】
以上、要するに、気筒２の圧縮行程で比較的早期に燃料を主噴射し、この燃料により形成された予混合気中で燃焼室４の温度上昇に伴い冷炎反応が開始する直前から開始直後までの所定の時期に燃料の副噴射を行うようにすれば、この燃料を適切なタイミングでもって燃焼室に拡散させて、その気化潜熱により予混合気の温度を低下させ、冷炎から熱炎への移行（着火）のタイミングを遅延させることができるから、例えばＥＧＲ率が第１設定値に満たない状況にあっても燃料の副噴射量を変更することによって、着火時期を調節することができるのである。
【００６３】
但し、気筒２の圧縮行程終盤で行う副噴射の量があまり多くなると、今度は燃焼全体に占める拡散燃焼の割合が急激に増大し、図７、８にそれぞれ一点鎖線のグラフＦ、Ｇとしてで示すように（それぞれ副噴射量割合は７８％、１００％）、ＴＤＣ近傍で急激な熱発生が起きて筒内温度も高くなる。こうなると、燃焼速度の高い激しい燃焼によって煤の生成が急増してしまう（図９(b)参照）。
【００６４】
そこで、この実施形態の燃焼制御装置Ａでは、本発明の特徴部分として、エンジン１が予混合燃焼領域（Ｈ）にあるときに、各気筒２毎のインジェクタ５により燃料の主噴射に加えて副噴射を行い、且つその副噴射の量を適切に制御して着火時期を最適化するようにした。尚、前記の実験結果を考慮すれば、全噴射量に対する副噴射量の割合は略２０〜略７０％とするのがよく、略３０〜略６０％とするのがさらに好ましい。
【００６５】
（燃料噴射制御フロー）
以下に、前記ＥＣＵ４０によるインジェクタ５の具体的な制御手順を図１０及び図１１のフローチャート図に基づいて説明する。まず、図１０に示すフローのスタート後のステップＳＡ１において、少なくとも、燃圧センサ７からの信号、クランク角センサ１１からの信号、吸気圧センサ１８からの信号、エアフローセンサ１９からの信号、リニアＯ2センサ２９からの信号、アクセル開度センサ３９からの信号等を入力し、また、ＥＣＵ４０のメモリに記憶されている各種データを読み込む（データ入力）。続いて、ステップＳＡ２において、クランク角信号から求めたエンジン回転速度neとアクセル開度Accとに基づいてエンジン１の目標トルクTrqを目標トルクマップから読み込んで、設定する。この目標トルクマップは、アクセル開度Accとエンジン回転速度neとに対応する最適な値を予め実験的に求めて設定して、ＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納したものであり、図１２(a)に一例を示すように、アクセル開度Accが大きいほど、またエンジン回転速度neが高いほど、目標トルクTrqが大きくなっている。
【００６６】
続いて、ステップＳＡ３において、燃焼モードマップ（図２参照）を参照してエンジン１の燃焼モードを判定する。すなわち、目標トルクTrqとエンジン回転速度neとに基づいてエンジン１が予混合燃焼領域（Ｈ）にあるかどうか判定し、この判定がＹＥＳで予混合燃焼領域（Ｈ）ならば後述のステップＳＡ６に進む一方、判定がＮＯで拡散燃焼領域（Ｄ）ならばステップＳＡ４に進み、目標トルクTrqとエンジン回転速度neとに基づいて、図１２(b)に示すような噴射量マップの拡散燃焼領域（Ｄ）から基本噴射量ＱDbを読み込み、また、同様に同図(c)に示すような噴射時期マップから基本噴射時期ITDb（インジェクタ５の針弁が開くクランク角位置）を読み込み、さらに、それぞれ所定の補正演算をして、燃料噴射量ＱDおよび燃料噴射時期ITDを設定する。そして、詳しくは後述するが、図１１のフローのステップＳＢ１２に進んで、各気筒２毎のインジェクタ５により燃料噴射を実行し、しかる後にリターンする。
【００６７】
尚、前記噴射量マップや噴射時期マップは、目標トルクTrqとエンジン回転速度neとに対応する最適な値を予め実験的に求めて設定して、ＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納したものであり、前記噴射量マップにおける基本噴射量ＱDbの値は、拡散燃焼領域（Ｈ）においてアクセル開度Accが大きいほど、またエンジン回転速度neが高いほど大きくなっている。また、前記噴射時期マップの拡散燃焼領域（Ｄ）における基本噴射時期ITDbの値は、燃料噴射の終了時期（インジェクタ５の針弁が閉じるクランク角位置）が圧縮上死点後の所定の時期になって、燃料噴霧が良好に拡散燃焼するように燃料噴射量や燃圧（コモンレール圧）に対応付けて設定されている。
【００６８】
一方、前記ステップＳＡ３において予混合燃焼領域（Ｈ）にあるＹＥＳと判定したときには、まず、予混合圧縮着火燃焼のための基本的な燃料噴射量ＱHb，Ｑcb及び燃料噴射時期ITHb，ITHcをそれぞれ設定する。すなわち、ステップＳＡ６では、気筒２の圧縮行程で比較的早期に行う主噴射の基本噴射量ＱHbを前記噴射量マップの予混合燃焼領域（Ｈ）から読み込むとともに、気筒２の圧縮行程終盤に行う副噴射の基本噴射量Ｑcbを噴射量テーブルから読み込んで、それぞれ設定する。前記の噴射量テーブルは、エンジン１の運転状態（目標トルクTrq及びエンジン回転速度ne）に基づいて決定される目標ＥＧＲ率EGRnf（詳しくは後述するが、略５０〜略６０％くらいの範囲に設定されている）に対応して、予め実験的に最適な値を求めて設定し、ＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納したものである。このテーブルでは、図１３(a)に一例を示すように、ＥＧＲ率が第１設定値以上であればＱcb＝０であり、ＥＧＲ率が第１設定値よりも低いときには、ＥＧＲ率が低いほど基本噴射量Ｑcbが徐々に増大するように設定されている（当然ながら、ＥＧＲ率が第１設定値よりも低い別の設定値（第２設定値）以下のときにも副噴射量は増量されることになる）。尚、前記目標ＥＧＲ率EGRnfの値については、後述するＥＧＲ制御のフローにおいて、エンジン１の運転状態に基づいてＥＧＲマップから読み出して決定する。
【００６９】
続いて、ステップＳＡ７において、前記主噴射の基本噴射時期ITHb（インジェクタ５の針弁が開くクランク角位置）を噴射時期マップの予混合燃焼領域（Ｈ）から読み込むとともに、副噴射時期ITcをＥＣＵ４０のメモリから読み込んで設定する。この副噴射時期ITcは、上述したように、主噴射した燃料の予混合気が冷炎反応を開始するのに対応する圧縮行程終盤の所定範囲（例えばＢＴＤＣ２０〜１０°ＣＡ）において予め実験的に最適値が設定されていて、ＥＣＵ４０のメモリに電子的に記憶されている。
【００７０】
尚、前記噴射量マップの予混合燃焼領域（Ｈ）における基本噴射量ＱHbの値は、アクセル開度Accが大きいほど、またエンジン回転速度neが高いほど大きくなっている。また、前記噴射時期マップの予混合燃焼領域（Ｈ）における基本噴射時期ITHbの値は、アクセル開度Accが大きいほど、またエンジン回転速度neが高いほど進角側になっていて、燃料噴霧の殆どが空気と十分に混合されてから燃焼するよう、気筒２の圧縮行程における所定のクランク角範囲（例えばＢＴＤＣ９０°〜３０°ＣＡ、好ましくはＢＴＤＣ６０°〜３０°ＣＡ）において燃料噴射量や燃圧に対応付けて設定されている。
【００７１】
続いて、ステップＳＡ８においてエンジン１の実際のＥＧＲ率を推定し、この推定値（実ＥＧＲ率EGR）をＥＣＵ４０のメモリに記憶更新する。この実ＥＧＲ率EGRの推定方法としては、例えば、エアフローセンサ１９からの信号に基づいて求められる吸入空気量と、リニアＯ2センサ２９からの信号に基づいて求められる酸素濃度と燃料噴射量とに基づいて、所定の計算により推定するようにすればよい。そして、続くステップＳＡ９において目標ＥＧＲ率EGRnfから実ＥＧＲ率EGRを減算して、ＥＧＲ偏差ΔEGRを求める。
【００７２】
続いて、ステップＳＡ１０において、ＥＧＲ偏差ΔEGRに対応する燃料噴射量の第１補正量Ｑcfbを設定する。すなわち、ＥＣＵ４０のメモリには図１３(b)に一例を示すような補正テーブルが電子的に記憶されていて、このテーブルから前記ステップＳＡ９で求めたＥＧＲ偏差ΔEGRに対応する第１補正量Ｑcfbを読み込むようにする。尚、この補正テーブルは、ＥＧＲ偏差ΔEGRに対応する第１補正量Ｑcfbの最適値を予め実験的に求めて設定したものであって、図示の如く、ＥＧＲ偏差ΔEGRが正値ならば第１補正量Ｑcfbは負値であり、一方、ＥＧＲ偏差ΔEGRが負値ならば第１補正量Ｑcfbは正値であって、いずれの場合もＥＧＲ偏差ΔEGRの絶対値が大きいほど、これに略比例して第１補正量Ｑcfbの絶対値が大きくなるように設定されている。但し、ＥＧＲ偏差ΔEGRの絶対値が所定以下のときには第１補正量Ｑcfb＝０とされて、不感帯が設けられている。
【００７３】
続いて、ステップＳＡ１１において、エンジン１が所定の加速状態かどうか判定する。この判定は、例えばアクセル開度Accが増大していて且つその変化量が予め設定した基準値よりも大きいときに加速状態と判定する。そして、判定がＹＥＳであれば後述のステップＳＡ１２に進む一方、加速状態でないＮＯと判定したとき、即ちエンジン１が定常運転状態のときには、図１１に示すフローのステップＳＢ１に進む。このステップＳＢ１では、クランク角センサ１１からの信号に基づいて、クランク軸１０の回転速度の変化率、即ちクランク角速度変化率を計算する。すなわち、例えば、ＥＣＵ４０のメモリに記憶されている前回のクランク角速度から前々回のクランク角速度を減算して、これをクランク角速度変化率とする。
【００７４】
続いて、ステップＳＢ２においてクランク角速度が低下したかどうか判定する。これは、前記のようにして求めたクランク角速度変化率の符号と絶対値とに基づいて、その符号が正であり且つ絶対値が予め設定した判定基準値よりも大きければ、クランク角速度は増大したＮＯと判定して後述のステップＳＢ６に進む一方、クランク角速度変化率の符号が負であり且つ絶対値が予め設定した判定基準値よりも大きければ、クランク角速度が低下したＹＥＳと判定して、ステップＳＢ３に進む。尚、クランク角速度変化率の絶対値が判定基準値以下であれば、前回の制御サイクルにおける判定結果に従う。
【００７５】
続いて、ステップＳＢ３において、今度は、前回の制御サイクルで副噴射量を増量したかどうか判定する。すなわち、例えば、ＥＣＵ４０のメモリに記憶されている前回の副噴射量から前々回の副噴射量を減算して、これが零よりも大きければ（判定がＹＥＳ）ステップＳＢ４に進んで、エンジン１のトルク変動に対応する燃料噴射量の第２補正量Ｑcfrを設定する。即ち、前回制御サイクルの第２補正量Ｑcfrに所定量αを加えて、これを新たな第２補正量Ｑcfrとする。一方、前回制御サイクルの副噴射量が前々回の副噴射量よりも小さければ（ステップＳＢ２で判定がＮＯ）、ステップＳＢ５に進んで、前回制御サイクルの第２補正量Ｑcfrから所定量αを減算して、これを新たな第２補正量Ｑcfrとして設定する。
【００７６】
つまり、副噴射量を増量した結果としてクランク角速度が低下したのであれば、このときにはエンジン１の出力トルクが低下したのであるから、反対に副噴射量を減量する。また、副噴射量を減量した結果としてクランク角速度が低下したのであれば、このときには副噴射量を増量する。
【００７７】
一方、前記ステップＳＢ２においてＮＯ、即ちクランク角速度が高くなったと判定して進んだステップＳＢ６では、前記ステップＳＢ３と同様にして前回の制御サイクルで副噴射量を増量したかどうか判定し、この判定がＹＥＳであればステップＳＢ７に進んで、前回制御サイクルの第２補正量Ｑcfrに所定量αを加えて、これを新たな第２補正量Ｑcfrとして設定する一方、判定がＮＯで副噴射量を減量したのであれば、ステップＳＢ８に進んで、前回制御サイクルの第２補正量Ｑcfrから所定量αを減算し、これを新たな第２補正量Ｑcfrとして設定する。
【００７８】
つまり、副噴射量を増量した結果としてクランク角速度が高くなった、即ち、エンジン１の出力トルクが上昇したのであれば、このときにはさらに副噴射量を増量する。また、副噴射量を減量した結果としてクランク角速度が高くなったのであれば、このときには副噴射量をさらに減量する。
【００７９】
そうして、前記ステップＳＢ４，ＳＢ５，ＳＢ７，ＳＢ８に続いて、ステップＳＢ９においては、前記基本噴射量Ｑcbと第１及び第２補正量Ｑcfb、Ｑcfrとを加算して、副噴射量Ｑctを算出する。続いて、ステップＳＢ１０において前記ステップＳＢ９で算出した副噴射量Ｑctを、予め設定した上限値Ｑcgを超えないように補正する。これは、上限値Ｑcgの値を予め目標トルクTrqやエンジン回転速度neに対応付けてマップとして設定しておき、このマップから読み込んだ上限値Ｑcgと副噴射量Ｑctとを比較して、Ｑct≦ＱcgであればＱctの値をそのまま採用する一方、Ｑct＞ＱcgになればＱcgの値をＱctとする。
【００８０】
続いて、ステップＳＢ１１において、前記ステップＳＡ６で設定した主噴射の基本噴射量ＱHbと、前記ステップＳＢ１０にて補正した後の副噴射量Ｑctとに基づいて、主噴射量ＱHtを決定する。すなわち、副噴射された燃料の燃焼がエンジン１の出力トルクに寄与するため、その寄与分を基本噴射量ＱHbから減算して、最終的な主噴射量ＱHtを設定する。そして、ステップＳＢ１２において、エンジン１の各気筒２毎に気筒２の圧縮行程の前記設定した燃料噴射時期ITHtになれば、インジェクタ５による燃料の主噴射作動を実行し、続いて燃料噴射時期ITcになれば、インジェクタ５による燃料の副噴射作動を実行して、しかる後にリターンする。
【００８１】
要するに、エンジン１が定常運転状態のときには、副噴射量を強制的に且つ小刻みに増減変更し、このときのクランク角速度の変化に基づいてエンジン１の出力トルクの変化を検出して、この検出結果に基づいて、出力トルクが最大になるように副噴射量を制御するのである。
【００８２】
一方、前記図１０のフローのステップＳＡ１１において加速状態であるＹＥＳと判定して進んだステップＳＡ１２では、第２補正量Ｑcfrの値を零にして前記図１１のフローのステップＳＢ９〜ＳＢ１２に進み、エンジン１の各気筒２毎にインジェクタ５により燃料の主噴射及び副噴射作動をそれぞれ実行して、しかる後にリターンする。つまり、エンジン１の加速状態では、クランク角速度の変化に基づいた副噴射量の補正は行わないようにしている。
【００８３】
前記図１０及び図１１に示す制御フローにおいて、ステップＳＡ６，ＳＡ７，ステップＳＢ１１，ＳＢ１２の各ステップにより、エンジン１が低負荷側の予混合燃焼領域（Ｈ）にあるとき（設定運転状態のとき）、予混合圧縮着火燃焼となるように、インジェクタ５により燃料を気筒２の圧縮行程の所定クランク角範囲にて主噴射させる主噴射制御部４０ａ（主噴射制御手段）が構成されている。
【００８４】
また、前記フローのステップＳＡ６，ＳＡ７，ＳＡ９，ＳＡ１０，ステップＳＢ２〜１０，ＳＢ１２の各ステップにより、前記主噴射された燃料が気筒２の圧縮行程における燃焼室４の温度上昇に伴い冷炎反応を開始するのに対応して、その冷炎反応から熱炎反応への移行を遅延させるように、圧縮行程終盤の所定時期（例えばＢＴＤＣ１６°ＣＡ）にてインジェクタ５により燃料を副噴射させる副噴射制御部４０ｂ（副噴射制御手段）が構成されている。
【００８５】
また、前記図１０のフローのステップＳＡ８により、エンジン１の実際のＥＧＲ率を推定するＥＧＲ推定部４０ｃ（ＥＧＲ推定手段）が構成されており、図１１のフローのステップＳＢ１により、エンジン１のクランク角速度の変動率を出力トルクに関連する値として検出する角速度変動率検出部４０ｄ（トルク検出手段）が構成されている。そして、前記副噴射制御部４０ｂは、前記ＥＧＲ推定部４０ｃ及び角速度変動率検出部４０ｄにおける検出結果に基づいて、予混合気がＴＤＣ近傍の所定範囲にて着火するよう、燃料の副噴射量を制御するように構成されている。
【００８６】
尚、前記フローの制御手順によれば、副噴射制御部４０ｂは、実ＥＧＲ率EGRが第１設定値よりも低いときに副噴射量を増量するようにしているが、これに限らず、実ＥＧＲ率EGRが第１設定値よりも低い別の設定値（第２設定値）以下のときにのみ、副噴射量を増量するようにしてもよい。
【００８７】
（ＥＧＲ制御フロー）
次に、前記ＥＣＵ４０によるＥＧＲ制御の具体的な手順について、図１４のフローチャート図に基づいて説明すると、まず、スタート後のステップＳＣ１において、少なくとも、燃圧センサ７からの信号、クランク角センサ１１からの信号、吸気圧センサ１８からの信号、エアフローセンサ１９からの信号、アクセル開度センサ３９からの信号等を入力し（データ入力）、また、ＥＣＵ４０のメモリに記憶されている各種フラグの値を読み込む。続いて、ステップＳＣ２において、図１０に示す燃料噴射制御フローのステップＳＡ３と同様に、エンジン１の燃焼モードを判定し、拡散燃焼領域（Ｄ）でＮＯならばステップＳＣ５に進む一方、予混合燃焼領域（Ｈ）でＹＥＳならばステップＳＣ３に進み、ＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納されているＥＧＲマップからエンジン１の運転状態に対応するＥＧＲ弁３５の開度の目標値EGRHを読み込んで、設定する。続いて、ステップＳＣ４において、ＥＣＵ４０からＥＧＲ弁３５のダイヤフラムの電磁弁３７に制御信号を出力して（ＥＧＲ弁の作動）、しかる後にリターンする。
【００８８】
一方、前記ステップＳＣ２においてエンジン１が拡散燃焼領域（Ｄ）にあるＮＯと判定して進んだステップＳＣ５では、前記ＥＧＲマップからエンジン１の拡散燃焼状態に対応するＥＧＲ弁３５の開度の目標値EGRDを読み込み、前記ステップＳＣ４に進んでＥＧＲ弁３５を作動させて、しかる後にリターンする。
【００８９】
前記ＥＧＲマップは、エンジン１の運転状態に対応する目標ＥＧＲ率EGRnf、即ち予混合燃焼領域（Ｈ）では略５０〜６０％（より好ましくは５３〜６０％）に、また拡散燃焼領域（Ｄ）では略４０％以下になるように、ＥＧＲ弁３５の開度の最適値を予め実験的に求めて、目標トルクTrqとエンジン回転速度neとに対応付けて設定したものであり、図１５(a)に一例を示すように、ＥＧＲ弁３５の開度の目標値EGRH，EGRDを、予混合燃焼領域（Ｈ）と拡散燃焼領域（Ｄ）とでそれぞれアクセル開度Accが大きいほど、またエンジン回転速度neが高いほど小さくなるように設定している。
【００９０】
より詳しくは、低速低負荷側の所定の運転状態（同図に点Ｘで示す）から高速高負荷側の所定の運転状態（同図に点Ｙで示す）まで運転状態が変化したときに、同図(b)の如くＥＧＲ弁３５の開度が変化するように、その目標値EGRH，EGRDが設定されている。即ち、運転状態の変化の軌跡を表す直線Ｘ−Ｙに沿って見たときに、ＥＧＲ弁３５の開度は予混合燃焼領域（Ｈ）で高速高負荷側に向かって徐々に小さくなり、拡散燃焼領域（Ｄ）との境界を超えて一段、小さくなった後に、再び高速高負荷側に向かって徐々に小さくなっている。その際、エンジン１の運転状態の変化に対するＥＧＲ弁３５の開度の変化は、予混合燃焼領域（Ｈ）では極めて小さく、一方、拡散燃焼領域（Ｄ）では比較的大きくなるように設定されている。
【００９１】
つまり、エンジン１が予混合燃焼領域（Ｈ）にあるときには、ＥＧＲ弁３５を相対的に大きく開いて、ＥＧＲ通路３４により多量の排気を吸気通路１６に還流させ、これによりＥＧＲ率EGRを第１設定値以上の目標値（目標ＥＧＲ率EGRnf）として良好な予混合圧縮着火燃焼を実現する。一方、エンジン１が拡散燃焼領域（Ｄ）にあるときには、エンジン１を一般的なディーゼル燃焼の状態にし、このときにはＥＧＲ弁３５の開度を相対的に小さくして、ＥＧＲ率EGRが適度に低い状態とすることで、煤の増大を招くことなく、ＮＯｘの生成を抑制するようにしている。
【００９２】
前記図１４に示す制御フローによって、全体として、エンジン１が予混合燃焼領域（Ｈ）にあるときに、ＥＧＲ率が第１設定値以上になるようにＥＧＲ弁３５の開度を制御する一方、拡散燃焼領域（Ｄ）にあるときにはＥＧＲ率が前記第１設定値よりも少なくなるように、ＥＧＲ弁３５の開度を制御するＥＧＲ制御部４０ｅ（排気還流制御手段）が構成されている。
【００９３】
（作用効果）
次に、この実施形態に係るディーゼルエンジン１の燃焼制御装置Ａの作用効果を説明すると、まず、エンジン１が予混合燃焼領域（Ｈ）にあるときには、ＥＧＲ弁３５が相対的に大きく開かれ、タービン２７上流の排気通路２６から取り出された排気がＥＧＲ通路３４によって吸気通路１６に還流される。そして、そのように還流する多量の排気が外部から供給される新気と共に気筒２内の燃焼室４へ供給される。また、前記気筒２内の燃焼室４に臨むインジェクタ５により燃料が当該気筒２の圧縮行程の所定時期に主噴射され、この燃料が燃焼室４において比較的広く分散し且つ吸気（新気及び還流排気）と十分に混合して、均質度合いの高い混合気を形成し、この混合気が気筒２の圧縮行程における燃焼室４の温度上昇に伴い、比較的低温の酸化反応（いわゆる冷炎反応）を開始する。
【００９４】
その際、混合気の冷炎反応は、特に燃料蒸気や酸素の密度が高い部分から開始するが、この混合気中には空気（窒素、酸素等）と比べて熱容量の大きい排気（二酸化炭素等）が多量に混在していて、その分、燃料及び酸素の密度が全体的に低くなっており、しかも、冷炎の反応熱は熱容量の大きい二酸化炭素等に吸収されることになるので、局所的に早く反応が進行して高温の酸化反応（いわゆる熱炎反応）に移行することはない。また、前記の如く冷炎反応の開始する混合気中には圧縮行程終盤の所定の時期にインジェクタ５により燃料が副噴射される。この燃料は気化する際に周囲の混合気から熱を吸収するので、その分、混合気の温度が低下し、このことで、冷炎反応から熱炎反応への移行、即ち着火がさらに遅延することになる。
【００９５】
そして、気筒２のＴＤＣ近傍に至り、燃焼室４の気体の温度がさらに上昇し、且つ燃料及び酸素の密度が十分に高くなると、混合気は一斉に着火して燃焼する。この着火のタイミングは、主として吸気中の還流排気の割合（ＥＧＲ率）及びその温度状態と前記副噴射される燃料の量とによって決定付けられ、仮にＥＧＲ率が所期の目標値を下回っていても、また、仮に還流する排気の温度が特に高い状態であっても、これらの状態に応じて副噴射量が増減されることで、予混合気の着火時期がＴＤＣ近傍の所定範囲内に維持される。すなわち、例えばエンジン１の加速運転に伴い一時的に燃焼室４への排気の還流割合が低下したり、或いは、車両の連続走行によって排気の温度が極めて高くなったりしても、副噴射量の制御によって予混合気の着火時期を最適化し、いつでもサイクル効率の高い熱発生のパターンを実現できる。よって、燃費の低減が図られる。
【００９６】
また、そのようにして着火、燃焼する混合気中では、燃料蒸気と空気及び還流排気とが既に十分に均一に分散しており、特に燃料の密度が高い部分では前記したように既に冷炎反応が進行しているから、混合気中には燃料の過濃な部分が殆ど存在せず、従って、煤の生成は見られない。また、前記の如く混合気中の燃料蒸気の分布が均一化されていて、さらに多量の二酸化炭素等が均一に分散して存在することから、この混合気全体が一斉に燃焼してもその内部で局所的に急激な熱発生の起こることがなく、しかも、燃焼熱は周囲の二酸化炭素等によって吸収されることになるから、燃焼温度の上昇が抑えられて、ＮＯｘの生成が大幅に抑制される。
【００９７】
一方、エンジン１が拡散燃焼領域（Ｄ）にあれば、インジェクタ５により燃料が少なくともＴＤＣ近傍で燃焼室４に噴射され、初期の予混合燃焼に続いて良好な拡散燃焼状態になる（一般的なディーゼル燃焼）。この際、ＥＧＲ弁３５の開度は相対的に小さくされ、適度な分量の排気の還流によってＮＯｘや煤の生成が抑制されるとともに、排気の還流割合が所定以下とされることで、新しい空気の供給量が確保されて、十分な出力が得られるようになる。
【００９８】
（他の実施形態）
尚、本発明の構成は、前記の実施形態に限定されることはなく、その他の種々の構成も包含するものである。すなわち、例えば、前記実施形態においては、燃料の副噴射量を実ＥＧＲ率EGRやクランク角速度変動率に基づいて制御するようにしているが、このうちの一方のみに基づいて副噴射量を制御するようにしてもよいし、それ以外に、エンジン水温、吸気温度、過給圧等、着火遅れ期間に影響を与え得る他の変数の変化を加味して、副噴射量を制御するようにしてもよい。
【００９９】
前記実施形態では、エンジン１を予混合圧縮着火燃焼とするときに、インジェクタ５による燃料の噴射を気筒２の圧縮行程の所定クランク角範囲で開始させるようにしているが、これに限らず、燃料の噴射は気筒２の吸気行程から開始するようにしてもよい。
【０１００】
また、前記実施形態では、本願発明をコモンレール式直噴ディーゼルエンジンの燃焼制御装置Ａに適用しているが、これに限らず、例えば、所定の運転状態で点火プラグを用いずにガソリンの予混合を圧縮着火により燃焼させるようにしたエンジンにも本発明は適用可能である。
【０１０１】
【発明の効果】
以上、説明したように、請求項１の発明に係るエンジンの燃焼制御装置によると、気筒内に比較的早期に主噴射した燃料の着火を多量の排気還流によって遅延させ、吸気と十分に混合させた上で相対的に予混合燃焼の割合が多い燃焼状態とするようにした直噴式エンジンにおいて、前記主噴射した燃料により形成された予混合気が気筒の圧縮行程において発生する冷炎反応から熱炎反応への移行を、燃料の副噴射によって遅延させることができる。そして、エンジンの運転状態によって排気の還流割合が大きく変化したり、或いは排気の温度等が変動するときでも、前記の副噴射量を変更することによって予混合気の着火時期を最適化し、サイクル効率の高い熱発生のパターンを実現して、燃費を改善することができる。
【０１０２】
すなわち、燃料の副噴射量を少なくともＥＧＲ値に対応付けて制御することで、前記した発明の効果をより確実に得ることができ、特に、実際のＥＧＲ値の推定値に基づいて副噴射量を制御するようにすれば、制御の精度を向上して前記発明の効果を十分に得ることができる。
【０１０３】
より具体的に、ＥＧＲ値の推定値が第１設定値よりも低い第２設定値以下のときに燃料の副噴射量を増量することで、例えばエンジンの加速運転時等に排気の還流量の増大が遅れてＥＧＲ率が大幅に低下しても、着火時期をＴＤＣ近傍まで遅延させることができる。
【０１０４】
また、請求項２の発明によると、エンジンの出力トルクに関連する値を検出するトルク検出手段を備え、これによる検出値に基づいて燃料の副噴射量を制御することで、予混合気の着火時期をトルクが最大になる時期、即ち最適な熱発生パターンとなる時期にすることができる。これにより、排気の還流割合のみならず、排気温度や燃焼室温度等の変化による影響を打ち消して、予混合気の着火時期を最適化することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係るエンジンの燃焼制御装置の全体構成図である。
【図２】エンジンの燃焼モードを切換える制御マップの一例を示す図である。
【図３】インジェクタによる噴射作動の様子を模式的に示す説明図である。
【図４】ＥＧＲ率を変更して、それぞれ、クランク角の進行に伴い変化する熱発生率の様子を示したグラフ図である。
【図５】ＥＧＲ率の変化に対して、（ａ）空気過剰率、（ｂ）ＮＯｘ濃度及び（ｃ）煤の濃度の変化を互いに対応付けて示すグラフ図である。
【図６】ディーゼル燃焼のときのＥＧＲ率の変化に対する排気中のＮＯｘ及び煤の濃度の変化をそれぞれ示すグラフ図である。
【図７】副噴射量を変更して、それぞれ、クランク角の進行に伴い変化する熱発生率の様子を示したグラフ図である。
【図８】副噴射量を変更して、それぞれ、クランク角の進行に伴い変化する筒内温度の様子を示したグラフ図である。
【図９】副噴射量を変更したときに、（ａ）排気中のＮＯｘの濃度、（ｂ）同じく煤の濃度及び（ｃ）出力の変化を示すグラフ図である。
【図１０】燃料噴射制御の前半の手順を示すフローチャート図である。
【図１１】燃料噴射制御の後半の手順を示すフローチャート図である。
【図１２】エンジンの目標トルクマップ（ａ）、噴射量マップ（ｂ）及び噴射時期マップ（ｃ）の一例を示す説明図である。
【図１３】ＥＧＲ率の変化に応じて副噴射の基本噴射量を設定したテーブル（ａ）と、ＥＧＲ偏差の変化に応じて副噴射の第１補正量を設定したテーブル（ｂ）とをそれぞれ例示する説明図である。
【図１４】ＥＧＲ制御の手順を示すフローチャート図である。
【図１５】ＥＧＲマップ（ａ）、及びそのマップ上でのＥＧＲ弁開度の変化特性（ｂ）の一例を示す説明図である。
【符号の説明】
Ａエンジンの燃焼制御装置
Ｈ予混合燃焼領域
１ディーゼルエンジン
２気筒
４燃焼室
５インジェクタ（燃料噴射弁）
３５ＥＧＲ弁（排気還流量調節手段）
４０コントロールユニット（ＥＣＵ）
４０ａ主噴射制御部（主噴射制御手段）
４０ｂ副噴射制御部（副噴射制御手段）
４０ｃＥＧＲ推定部（ＥＧＲ推定手段）
４０ｄ角速度変動率検出部（トルク検出手段）
４０ｅＥＧＲ制御部（排気還流制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a combustion control device for an engine, and more particularly, a fuel is directly injected into a combustion chamber in a cylinder by a fuel injection valve to form a premixed gas, and the premixed gas is compressed and self-ignited. Belongs to the technical field of ignition timing control.
[0002]
[Prior art]
  Conventionally, for example, in a direct-injection diesel engine, fuel is generally injected into a high-temperature and high-pressure combustion chamber near the compression top dead center of a cylinder and burned by self-ignition. At this time, the fuel injected into the combustion chamber advances (sprays) into fine droplets by collision with high-density air, forms a substantially conical fuel spray, and the fuel droplets While vaporizing from the surface, the surrounding air is entrained mainly at the front end side and the outer peripheral side of the fuel spray to form an air-fuel mixture, and combustion is started when the concentration and temperature of the air-fuel mixture become necessary for ignition ( Premixed combustion). And it is thought that the part which started the ignition, that is, the combustion in this way serves as a nucleus and diffuses and burns while surrounding fuel vapor and air are involved.
[0003]
  In the combustion of such a normal diesel engine (hereinafter also simply referred to as diesel combustion), most of the fuel is diffusely burned following the initial premixed combustion. During spraying, nitrogen oxides (NOx) are generated with rapid heat generation in portions where the excess air ratio λ is close to 1, and soot is generated due to lack of oxygen in portions where fuel is excessive. On the other hand, in order to reduce NOx and soot, it has been conventionally practiced to recirculate part of the exhaust gas to the intake air (Exhaust Gas recirculation: hereinafter simply referred to as EGR) and increase the fuel injection pressure.
[0004]
  When the exhaust gas is recirculated in this way by EGR, the combustion temperature is lowered and the production of NOx is suppressed. On the other hand, oxygen in the intake air is reduced, so a large amount of EGR promotes the production of soot. Result. In addition, increasing the fuel injection pressure promotes atomization of the fuel spray and increases its penetration force to improve the air utilization rate, so that the generation of soot is suppressed, but NOx is rather easy to generate become. That is, in diesel combustion, NOx reduction and soot reduction are in a trade-off relationship, and it is actually difficult to reduce both at the same time.
[0005]
  On the other hand, in recent years, a new combustion mode has been proposed in which NOx and soot can be reduced at the same time by drastically advancing the fuel injection timing and making the combustion state mainly premixed combustion. What is generally called premixed compression ignition combustion is known. For example, in the diesel engine described in Patent Document 1, a large amount of exhaust gas is recirculated by EGR, fuel is injected in the compression stroke of the cylinder and sufficiently mixed with air, and this premixed gas is self-ignited at the end of the compression stroke. It is made to burn.
[0006]
  In such premixed combustion (predictive compression ignition combustion), the ratio of exhaust gas recirculated into the intake air by EGR (EGR rate) is set higher than that in the above-described diesel combustion. In other words, a large amount of exhaust having a larger heat capacity than air is mixed in the intake air to reduce the density of fuel and oxygen in the premixed air, thereby extending the ignition delay time and intake of the fuel (air and exhaust). In addition, the ignition timing of the premixed gas thus formed can be delayed to the vicinity of the compression top dead center (TDC) to obtain a heat generation pattern with high cycle efficiency. it can. Further, in the premixed gas thus ignited, the inert exhaust is dispersed almost uniformly around the fuel and oxygen, which absorbs the heat of combustion, so that the generation of NOx is greatly suppressed. It is.
[0007]
  In order to recirculate such a large amount of exhaust gas to the combustion chamber of each cylinder, the conventional diesel engine is provided with a large-diameter exhaust recirculation passage that communicates the intake passage and the exhaust passage. The exhaust gas taken out from the exhaust passage upstream of the turbine of the engine is recirculated to the intake passage downstream of the compressor of the turbocharger. Further, the flow rate of the exhaust gas flowing through the exhaust gas recirculation passage is adjusted by a flow rate control valve so that the recirculation ratio of the exhaust gas in the intake air is controlled to be appropriate.
[0008]
[Patent Document 1]
        JP 2000-110669 A
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
  However, as described above, when the flow rate of the exhaust gas flowing through the exhaust gas recirculation passage is adjusted by the flow rate control valve, the recirculation amount of the exhaust gas does not immediately change even if the opening degree of the flow rate control valve is changed. Some delay will occur. For this reason, for example, when the engine rotation speed increases and the intake air flow rate increases, the exhaust gas recirculation amount changes with a delay. Therefore, the EGR rate temporarily decreases and falls within an appropriate range. There is a risk of departure. In addition, since the amount of exhaust gas (so-called internal EGR) remaining in the combustion chamber varies depending on the operating state of the engine, the EGR rate also varies.
[0010]
  Furthermore, even if the EGR rate is the same, if the temperature state of the recirculated exhaust gas changes, the ignition delay period changes accordingly. That is, the higher the temperature state of the recirculated exhaust gas, the shorter the ignition delay period. Conversely, the lower the temperature state of the recirculated exhaust gas, the longer the ignition delay period. In addition, strictly speaking, the ignition delay period also varies depending on the temperature state of the combustion chamber itself and the change in the intake air temperature.
[0011]
  Therefore, at the time of the above-described premixed compression ignition combustion, it is not always possible to maintain the ignition timing of the premixed gas in the vicinity of TDC only by controlling the opening degree of the flow rate control valve in the exhaust gas recirculation passage. There is a problem that the heat generation pattern cannot be obtained.
[0012]
  As a method for controlling the ignition timing of the premixed gas, Japanese Patent Laid-Open No. 2000-008929 discloses that a part of the fuel corresponding to the required torque for the engine is injected into the combustion chamber from the intake stroke to the compression stroke. A technique is disclosed in which a relatively lean premixed gas is formed, the remaining fuel is injected into, for example, compression top dead center, and immediately diffused and burned, and the combustion of the premixed gas is started by using this combustion as a trigger. . However, in this case, since the premixed gas is forcibly ignited by diffusion combustion of fuel injected later, a large amount of soot may be generated during the combustion, and the premixed gas Since there is a tendency to increase the amount of unburned residue, there is a concern about deterioration of fuel consumption.
[0013]
  In addition, the Automotive Engineering Society academic lecture preprints No. 51-01 includes a paper entitled “Development of ignition control method for premixed compression ignition diesel”. This paper shows that the engine specification with a relatively low compression ratio does not self-ignite by itself. Is injected early in the compression stroke of the cylinder (for example, BTDC 50 ° CA) to form a premixed gas in the combustion chamber, and premixed in the expansion stroke in which the temperature state gradually decreases after the compression top dead center of the cylinder. A technology is disclosed in which ignition and combustion are performed by performing additional fuel injection while a low-temperature oxidation reaction (cool flame reaction) continues.
[0014]
  However, even in this case, the additional fuel injection itself is the trigger for ignition, and the difference from the former (Japanese Patent Laid-Open No. 2000-008929) is simply that the additional fuel is in a diffusion combustion state. In order to avoid this, the injection timing is merely set to the relatively retarded side (for example, after ATDC 10 ° CA) in the expansion stroke of the cylinder. As the ignition timing is greatly retarded, the cycle efficiency is reduced, and the amount of unburned premixed gas is increased.
[0015]
  In order to solve the above-mentioned problems, the inventors of the present application have made intensive research on the compression ignition of the premixed gas, and as a result, the temperature state of the combustion chamber gradually increases at the end of the compression stroke of the cylinder. In this case, when additional fuel injection is performed at a predetermined time so as to correspond to the start of the cold flame reaction of the premixed gas, it is found that the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction, that is, ignition is delayed. Thus, the present invention has been completed.
[0016]
  That is, an object of the present invention is a direct injection type in which fuel is injected into a combustion chamber in a cylinder relatively early, and the ignition is delayed by a large amount of exhaust gas recirculation so as to be sufficiently mixed with intake air and burned. In the engine, even when the operating state changes and the recirculation ratio of the exhaust gas changes greatly or the temperature of the exhaust gas fluctuates, the ignition timing of the premixed gas is optimized to improve the fuel consumption.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, in the present invention, the premixed gas formed by the fuel injected into the combustion chamber in the cylinder starts a cold flame reaction as the temperature of the combustion chamber rises during the compression stroke of the cylinder. Corresponding to the above, the fuel is sub-injected at a predetermined time, and the ignition timing is adjusted by changing the amount of the sub-injection.
[0018]
  Specifically, according to the first aspect of the present invention, the fuel injection valve facing the combustion chamber in the cylinder of the engine, the exhaust gas recirculation amount adjusting means for adjusting the recirculation amount of the exhaust gas to the combustion chamber, and the operation set in advance by the engine Main injection control means for causing the fuel injection valve to inject fuel in the intake stroke or compression stroke of the cylinder so that the premixed combustion ratio is higher than the diffusion combustion ratio when in the state; Combustion of an engine having exhaust recirculation control means for controlling the exhaust recirculation amount adjusting means so that an EGR value related to the exhaust gas recirculation amount is equal to or higher than a preset first set value when the engine is in the set operation state. The control device is assumed. AndAnd a sub-injection control means for sub-injecting fuel by the fuel injection valve at the end of the compression stroke; and an EGR estimation means for estimating an actual EGR value of the engine. Based on the estimated value by the estimating means, when the estimated value of the EGR value is equal to or lower than the second set value lower than the first set value,So that the main injected fuel delays the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction that occurs as the temperature of the combustion chamber rises in the compression stroke of the cylinder,Increase the amount of fuel sub-injectionIt was.
[0019]
  With the above configuration, when the engine is in the set operation state, the fuel injection valve is controlled by the main injection control means, and the fuel is mainly injected at a relatively early stage in at least the intake stroke or the compression stroke of the cylinder. The exhaust gas recirculation amount adjusting means is controlled by the exhaust gas recirculation control means so that the exhaust gas recirculation ratio is higher than a predetermined value (EGR value ≧ first set value). The main injected fuel is dispersed relatively widely in the combustion chamber and is sufficiently mixed with air and recirculated exhaust to form a highly uniform air-fuel mixture, which is self-ignited at the end of the compression stroke and is relatively ignited. In this state, the premixed combustion ratio is high. This combustion is a low temperature combustion similar to that of the conventional example (Patent Document 1), and NOx and soot are generated very little.
[0020]
  At that time, the temperature of the combustion chamber rises in the compression stroke of the cylinder, and the cold flame reaction starts in the premixed gas.ViceThe fuel injection valve is controlled by the injection control means,At the end of the compression strokeFuel is sub-injected. When this fuel is vaporized, it absorbs heat from the surrounding premixed gas, and accordingly, the temperature decreases and the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction, that is, the ignition of the premixed gas is delayed. . Further, at this time, as the fuel sub-injection amount increases, the temperature state of the premixed gas becomes lower and the delay time becomes longer. Therefore, the ignition timing can be adjusted by adjusting the fuel sub-injection amount. .
[0021]
  Therefore, even when the engine operating state changes and the exhaust gas recirculation ratio changes, or when the exhaust gas temperature and the like fluctuate, the ignition timing of the premixed gas becomes a heat generation pattern with high cycle efficiency. It is possible to maintain within a predetermined range near the TDC.
[0022]
IngredientsPhysically, DEGR estimating means for estimating the actual EGR value of the engine is provided, and the sub-injection amount is controlled based on at least the estimated value by the EGR estimating meansTheHere, the fuel sub-injection amount is controlled based on at least the EGR value or its estimated value. In addition, for example, the sub-injection amount changes based on, for example, the temperature state of the exhaust or the temperature state of the cylinder itself. It means that it may be controlled.
[0023]
  If the sub-injection amount is controlled in association with the EGR value in this way, when the recirculation ratio of the exhaust gas to the combustion chamber changes, the sub-injection amount is appropriately adjusted so as to cancel the influence on the ignition timing. Thus, an optimum heat generation pattern with high cycle efficiency can be obtained. In particular, if the sub-injection amount is controlled based on the estimated value of the actual EGR value, the accuracy of the control is improved and the above-described effects can be sufficiently obtained.
[0024]
  More specifically, the sub-injection control means increases the sub-injection amount of fuel when the estimated value of the EGR value is equal to or less than a second set value that is lower than the first set value.TheIn this way, for example, even when the increase in the exhaust gas recirculation amount is delayed during acceleration operation of the engine or the like, and the EGR rate is too low (the estimated value of the EGR value is equal to or less than the second set value), The ignition timing of the premixed gas can be delayed to the vicinity of TDC by increasing the amount of.
[0025]
  Furthermore, it is provided with a torque detection means for detecting a value related to the output torque of the engine, and the secondary injection control means controls the secondary injection amount of the fuel based on at least a detection value by the torque detection means. Preferred (claims)2Invention).
[0026]
  Specifically, the sub-injection control means forcibly changes the sub-injection amount when the engine is in a steady operation state, and as a result, changes in the sub-injection based on the change in the detected value detected by the torque detection means. I want to control the amountMore specifically,As a result of increasing the sub-injection amount, the sub-injection amount is further increased when the detection value by the torque detecting means changes to the high torque side, while when the detection value changes to the low torque side, the fuel injection amount is decreased, As a result of reducing the sub-injection amount, the sub-injection amount is further reduced when the detection value by the torque detecting means changes to the high torque side, while the fuel injection amount is increased when the detection value changes to the low torque side. GoodbyeYes.
[0027]
  In other words, if the amount of fuel to be sub-injected is increased, the ignition timing of the premixed gas is thereby changed to the retarded side. Therefore, if the output torque of the engine is increased as a result, the ignition timing is the optimal timing. It means that it is on the more advanced side than. Therefore, at this time, the auxiliary injection amount is further increased. On the other hand, if the torque decreases due to the increase in the sub-injection amount, the ignition timing is on the retard side with respect to the optimum timing, so the sub-injection amount is reduced at this time. In this way, the ignition timing of the premixed gas becomes the time when the torque becomes maximum, that is, the time when the optimum heat generation pattern can be obtained. Similarly, the sub-injection amount may be decreased or increased according to the change in torque when the sub-injection amount is decreased.
[0028]
  In other words, by controlling the sub-injection amount based on changes in the engine output torque, not only the exhaust gas recirculation ratio but also its temperature, combustion chamber temperature, etc. change, so that the ignition delay period also changes. The timing of premixed gas ignition can be optimized by canceling out the effects of.
[0029]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0030]
  (overall structure)
  FIG. 1 shows an example of an engine combustion control apparatus A according to an embodiment of the present invention. Reference numeral 1 denotes a diesel engine mounted on a vehicle. This engine 1 has a plurality of cylinders 2, 2,... (Only one is shown), and a piston 3 is fitted into each cylinder 2 so as to be reciprocable. The combustion chamber 4 is partitioned. In addition, an injector 5 (fuel injection valve) is disposed on the ceiling of the combustion chamber 4, and high-pressure fuel is directly injected into the combustion chamber 4 from the nozzle at the tip. On the other hand, the base end portion of the injector 5 for each cylinder 2 is connected to a common fuel distribution pipe 6 (common rail) by branch pipes 6a, 6a,... (Only one is shown). The common rail 6 is connected to a high-pressure supply pump 9 by a fuel supply pipe 8, and is in a high-pressure state so that fuel supplied from the high-pressure supply pump 9 can be supplied to the injectors 5, 5,. The fuel pressure sensor 7 for detecting the internal fuel pressure (common rail pressure) is disposed.
[0031]
  The high-pressure supply pump 9 is connected to a fuel supply system (not shown), and is drivingly connected to the crankshaft 10 by a toothed belt or the like, and pumps fuel to the common rail 6 and part of the fuel is an electromagnetic valve. The amount of fuel supplied to the common rail 6 is adjusted by returning to the fuel supply system via the. The opening of the electromagnetic valve is controlled by an ECU 40 (described later) in accordance with a value detected by the fuel pressure sensor 7 so that the fuel pressure is controlled to a predetermined value corresponding to the operating state of the engine 1.
[0032]
  Further, although not shown, a valve operating mechanism for opening and closing the intake valve and the exhaust valve is disposed at the upper part of the engine 1, while the rotation angle of the crankshaft 10 is detected at the lower part of the engine 1. A crank angle sensor 11 and an engine water temperature sensor 13 for detecting the temperature of the cooling water are provided. Although not shown in detail, the crank angle sensor 11 is composed of a plate to be detected provided at the end of the crankshaft and an electromagnetic pickup arranged so as to face the outer periphery of the plate, and the entire circumference of the outer periphery of the plate to be detected. A pulse signal is output every time projections formed at equal intervals pass through.
[0033]
  An intake passage 16 for supplying air (fresh air) filtered by an air cleaner 15 to the combustion chamber 4 of each cylinder 2 is connected to one side (right side in the figure) of the engine 1. A surge tank 17 is provided at the downstream end of the intake passage 16, and each passage branched from the surge tank 17 communicates with the combustion chamber 4 of each cylinder 2 through an intake port. An intake pressure sensor 18 for detecting the pressure state of the intake air is provided.
[0034]
  The intake passage 16 is driven by a hot film type air flow sensor 19 for detecting the flow rate of air sucked into the engine 1 from the outside in order from the upstream side to the downstream side, and a turbine 27 to be described later. , An intercooler 21 that cools the intake air compressed by the compressor 20, and an intake throttle valve 22 that is a butterfly valve. The intake throttle valve 22 is in an arbitrary state from the fully closed state to the fully opened state by rotating the valve shaft by the stepping motor 23. Even in the fully closed state, the intake throttle valve 22 and the intake passage 16 are connected to each other. A gap is formed between the peripheral wall and air to allow air to flow in.
[0035]
  On the other hand, an exhaust passage 26 is connected to the side surface on the opposite side (left side in the figure) of the engine 1 so as to discharge combustion gas (exhaust gas) from the combustion chamber 4 of each cylinder 2. The upstream end portion of the exhaust passage 26 is an exhaust manifold that branches into each cylinder 2 and communicates with the combustion chamber 4 through an exhaust port. The exhaust passage 26 downstream from the exhaust manifold is provided on the downstream side from the upstream side. In turn, the linear O2 sensor 29 for detecting the oxygen concentration in the exhaust, the turbine 27 rotated by receiving the exhaust flow, and harmful components (HC, CO, NOx, soot, etc.) in the exhaust can be purified. A catalytic converter 28 is provided.
[0036]
  The turbocharger 30 comprising the turbine 27 and the compressor 20 in the intake passage 16 is a variable turbo (hereinafter referred to as VGT) in which the cross-sectional area of the exhaust passage to the turbine 27 is changed by movable flaps 31, 31,. The flaps 31, 31,... Are connected to a diaphragm 32 via a link mechanism (not shown), and the magnitude of the negative pressure acting on the diaphragm 32 is an electromagnetic valve for negative pressure control. .., So that the rotational positions of the flaps 31, 31,... Are adjusted.
[0037]
  The exhaust passage 26 has an upstream end of an exhaust recirculation passage (hereinafter referred to as an EGR passage) 34 for recirculating a part of the exhaust to the intake side so as to open to a portion upstream of the turbine 27 toward the exhaust upstream side. It is connected. The downstream end of the EGR passage 34 is connected to the intake passage 16 between the intake throttle valve 22 and the surge tank 17 so that a part of the exhaust gas taken out from the exhaust passage 26 is returned to the intake passage 16. Yes. In the middle of the EGR passage 34, an EGR cooler 37 for cooling the exhaust gas flowing through the EGR passage 34 and an exhaust gas recirculation amount adjustment valve (hereinafter referred to as an EGR valve) 35 whose opening degree can be adjusted are disposed. The EGR valve 35 is of a negative pressure responsive type, and the magnitude of the negative pressure to the diaphragm is adjusted by the electromagnetic valve 36 in the same manner as the flaps 31, 31,. The flow rate of the exhaust gas recirculated to the intake passage 16 is adjusted by linearly adjusting the cross-sectional area. The EGR cooler 37 may not be provided.
[0038]
  Each of the injectors 5, the high pressure supply pump 9, the intake throttle valve 22, the VGT 30, the EGR valve 35, etc. operate in response to a control signal from a control unit (Electronic Control Unit: hereinafter referred to as ECU) 40. On the other hand, the ECU 40 receives output signals from the fuel pressure sensor 7, crank angle sensor 11, engine water temperature sensor 13, intake pressure sensor 18, air flow sensor 19, linear O2 sensor 29, etc. An output signal from an accelerator opening sensor 39 that detects a pedal operation amount (accelerator opening) is input.
[0039]
  (Outline of engine combustion control)
  The basic control of the engine 1 by the ECU 40 mainly determines the basic target fuel injection amount based on the accelerator opening, controls the fuel injection amount and the injection timing by the operation control of the injector 5, and controls the high pressure. The fuel pressure, that is, the fuel injection pressure is controlled by the operation control of the supply pump 9. Further, the recirculation ratio of the exhaust gas to the combustion chamber 4 is controlled by controlling the opening degree of the intake throttle valve 22 and the EGR valve 35, and the intake air excess is controlled by the operation control (VGT control) of the flaps 31, 31,. Improve supply efficiency.
[0040]
  Specifically, for example, as shown in the control map (combustion mode map) of FIG. 2, the premixed combustion region (H) is located on the relatively low load side in the entire operation region of the engine 1 in the warm state. Here, as shown schematically in FIGS. 3 (a) to 3 (c), the fuel is injected from the middle stage to the latter stage of the compression stroke of the cylinder 2 by the injector 5 so as to be as homogeneous as possible in advance. A simple air-fuel mixture is formed and burned by self-ignition. This type of combustion has been conventionally called premixed compression ignition combustion, and when the amount of fuel injection per one cycle of the cylinder is not so large, the fuel injection timing is set appropriately so that the fuel becomes moderate. After being widely dispersed and sufficiently mixed with air, most of them are self-ignited after the substantially same ignition delay time and burned all at once. That is, premixed compression ignition combustion is a combustion state in which the premixed combustion rate is higher than the diffusion combustion rate.
[0041]
  The fuel injection by the injector 5 may be performed once as shown in FIG. 3 (a), or divided into a plurality of times as shown in FIGS. 3 (b) and 3 (c). You may do it. This is because the penetration force of the fuel spray becomes too strong from the middle to the latter half of the compression stroke of the cylinder 2, that is, when fuel is injected into the combustion chamber 4 where the gas pressure and density are lower than the vicinity of the compression top dead center. Therefore, it is preferable to increase the number of fuel injections (number of divisions) as the fuel injection amount increases.
[0042]
  During the premixed compression ignition combustion, the EGR valve 35 of the EGR passage 34 is opened relatively large so that a large amount of exhaust gas is recirculated to the intake passage 16. In this way, a large amount of inert and high heat capacity exhaust gas is mixed with fresh air, that is, fresh air supplied from the outside, and fuel droplets and steam are mixed with it. As the heat capacity of the mixture itself increases, the density of fuel and oxygen therein becomes relatively low. As a result, it is possible to extend the ignition delay time and sufficiently mix air, exhaust, and fuel, and then ignite and burn.
[0043]
  Specifically, in the graph shown in FIG. 4, premixed compression ignition combustion is performed by injecting fuel at a predetermined crank angle (for example, BTDC 30 ° CA) before compression top dead center (BTDC) in the low load region of the engine 1. This is an experimental result showing how the heat generation pattern changes depending on the EGR rate (the ratio of the recirculation exhaust amount to the total intake amount including the new air amount and the recirculation exhaust amount). As indicated by the phantom line in the figure, when the EGR rate is low, the fuel self-ignites on the more advanced side than the TDC, resulting in an early heat generation pattern with low cycle efficiency. On the other hand, as the EGR rate increases, the self-ignition timing gradually moves to the retard side, and when the EGR rate is approximately 55% as shown by the solid line in the figure, the peak of heat generation becomes approximately TDC. A heat generation pattern with high cycle efficiency
  Moreover, according to the graph of FIG. 4, when the EGR rate is low, the peak of heat generation is considerably high, and it can be seen that the combustion is intense and the combustion speed is high. At this time, NOx production accompanying combustion becomes active, and a very loud combustion noise is generated. On the other hand, as the EGR rate increases, the rise of heat generation gradually becomes gradual, and the peak also decreases. This is considered to be due to the fact that the fuel and oxygen density is reduced by the amount of the exhaust gas contained in the air-fuel mixture as described above, and the combustion heat is absorbed by the exhaust gas. In such a low-temperature combustion state where heat generation is gentle, the production of NOx is greatly suppressed.
[0044]
  Specifically, the graph shown in FIG. 5 shows changes in the excess air ratio λ of the combustion chamber 4 and the concentrations of NOx and soot in the exhaust with respect to changes in the EGR rate in the experiment described above, and according to FIG. In this experimental condition, when the EGR rate is 0%, the excess air ratio λ is as large as λ≈2.7, and as the EGR rate increases, the excess air rate λ gradually decreases, and the EGR rate is approximately 55 to 60%. Is approximately λ = 1. That is, as the exhaust gas recirculation ratio increases, the average oxygen excess ratio λ of the air-fuel mixture approaches 1, but even if the ratio of fuel and oxygen is approximately λ = 1, Because there is a lot of exhaust, the density of fuel and oxygen itself is not very high. Therefore, as shown in FIG. 2B, the NOx concentration in the exhaust gas uniformly decreases with an increase in the EGR rate, and almost no NOx is generated when the EGR rate is 45% or more.
[0045]
  On the other hand, as shown in FIG. 3C, almost no soot was observed when the EGR rate was 0 to about 30%, and the soot concentration increased rapidly when the EGR rate exceeded about 30%. However, when the EGR rate exceeds approximately 50%, it decreases again, and when the EGR rate reaches approximately 55% or more, it becomes approximately zero. First of all, when the EGR rate is low, as in general diesel combustion, the combustion state has a higher diffusion combustion rate than the premixed combustion rate, and oxygen in the intake air is excessive with respect to the fuel. Because it exists, soot is hardly generated even during intense combustion, but when the EGR rate increases and the oxygen in the intake air decreases, the state of diffusion combustion deteriorates and the amount of soot generated increases rapidly. is there. On the other hand, when the EGR rate becomes approximately 55% or more, as described above, fresh air, exhaust gas, and fuel are sufficiently mixed and then combusted, and at this time, soot is hardly generated.
[0046]
  In short, in this embodiment, when the engine 1 is in the preload combustion region (H) on the low load side, fuel is injected relatively early and the opening degree of the EGR valve 35 is controlled to control the EGR rate. Is set to a predetermined value (first setting value: approximately 55% in the above experimental example, and generally set in a range of approximately 50 to approximately 60%). This achieves low-temperature combustion mainly consisting of premixed combustion that hardly generates NOx and soot.
[0047]
  On the other hand, as shown in the control map of FIG. 2, in the high-speed or high-load operation region (D) other than the premixed combustion region (H), the ratio of diffusion combustion of the mixture is higher than the proportion of premixed combustion. Try to do a lot of general diesel combustion. That is, as shown in FIG. 3 (d), the fuel is injected mainly by the injector 5 in the vicinity of the TDC of the cylinder 2 so that most of the fuel is diffusely burned following the initial premixed combustion (hereinafter referred to as the following). The operation region (D) is referred to as a diffusion combustion region. In this operation region, fuel may be injected outside the vicinity of the compression top dead center of the cylinder 2).
[0048]
  At that time, the opening degree of the EGR valve 35 is made smaller than the premixed combustion region (H) so that the EGR rate becomes equal to or less than a predetermined value set in advance. This is set so as to suppress the generation of NOx as much as possible within a range in which soot is not increased in general diesel combustion mainly composed of diffusion combustion. Specifically, an example is shown in the graph of FIG. In addition, the upper limit of the EGR rate in the diffusion combustion region (D) is preferably set in a range of about 30 to about 40%, for example. Further, since it is necessary to secure a supply amount of fresh air to the cylinder 2 as the load on the engine 1 becomes higher, the EGR rate becomes lower on the high load side, and moreover, on the high speed or high load side, the turbocharger 30 Since the supercharging pressure of the intake air increases, exhaust gas recirculation is not substantially performed.
[0049]
  (Sub-injection control)
  By the way, as described above, when the engine 1 is subjected to premixed compression ignition combustion, it is not sufficient that the flow rate of the exhaust gas recirculated to the combustion chamber 4 is large. The timing becomes too late, the cycle efficiency decreases, the amount of unburned residue increases, and there is a risk of misfire. For this reason, normally, the ECU 40 controls the opening degree of the EGR valve 35 in response to a change in the intake air amount and a change in the engine speed determined based on a signal from the air flow sensor 19.
[0050]
  However, when the engine 1 is accelerating, for example, the exhaust gas recirculation amount changes with a delay with respect to the increase in the intake air flow rate. Therefore, the EGR rate temporarily decreases and is significantly below the first set value. There is a fear. In particular, in the case of the engine 1 having the turbocharger 30 as in this embodiment, the recirculation amount of the exhaust gas greatly changes due to the change in the supercharging pressure, and therefore, the change in the EGR rate is likely to be large. Variation in ignition timing is a problem.
[0051]
  Even if the EGR rate is the same, if the temperature state of the recirculated exhaust gas changes, the ignition delay period changes accordingly. That is, the higher the temperature state of the recirculated exhaust gas, the shorter the ignition delay period. Conversely, the lower the exhaust gas temperature state, the longer the ignition delay period, and more strictly speaking, the temperature state of the combustion chamber 4 itself and the intake air. Since the ignition delay period also changes depending on the temperature change, the change in the ignition timing caused by such a temperature change is also a problem.
[0052]
  That is, when the engine 1 is brought into the premixed compression ignition combustion state, the ignition timing of the premixed gas cannot be maintained in an appropriate range near the TDC simply by controlling the opening degree of the EGR valve 35. However, it is not always possible to realize an optimal heat generation pattern.
[0053]
  With regard to this point, the inventors of the present application have conducted experimental research on the compression ignition of the premixed gas, and as a result, the temperature of the combustion chamber 4 gradually increases at the end of the compression stroke of the cylinder 2 of the engine 1. In order to correspond to the start of the cold flame reaction of the air-fuel mixture, that is, for example, as shown in FIG. (Hereinafter referred to as sub-injection), whereby the fuel spray ejected from the fuel injection valve diffuses into the combustion chamber while atomizing, thereby delaying the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction, ie, ignition. And that the delay time changes according to the amount of additional injection. Incidentally, the cold flame reaction start timing is considered to be, for example, in the vicinity of BTDC 15 ° CA in this embodiment.
[0054]
  Specifically, the graph shown in FIG. 7 shows that the EGR rate is approximately 50% lower than the first set value in the low load region of the engine 1, and the compression stroke of the cylinder 2 is relatively early (for example, BTDC 30 to 45 ° CA). In addition, fuel is injected (hereinafter also referred to as main injection), and the heat generation rate when fuel is sub-injected at a predetermined time (for example, near BTDC 15 ° CA) at the end of the compression stroke is shown. It can be seen that the ignition timing of the premixed gas shifts to the retard side as the amount of fuel increases.
[0055]
  Specifically, first, when sub-injection is not performed (sub-injection amount is zero), small heat generation due to a cold flame reaction is observed from around BTDC 20 ° CA, as shown by a virtual line graph A in the figure, and then BTDC 8 The heat generation rate suddenly rises from around ° CA and shows a relatively high peak before TDC. That is, since the EGR rate is lower than the first set value, the premixed gas is ignited at an early timing, and as a result, as shown in FIGS. 9 (a) and 9 (b), NOx and soot And the output is also relatively low as shown in FIG. 3C (deteriorating fuel consumption).
[0056]
  On the other hand, when sub-injection is performed, as shown by broken lines B, C and solid line D in FIGS. 7 and 8, respectively, the heat generation rate decreases once around BTDC 15 to 10 ° CA and the in-cylinder temperature is reduced. As the rate of rise increases, the ignition timing at which heat generation rises thereafter moves to the retarded angle side. At this time, the total injection amount including the main injection and the sub-injection is substantially the same, and the sub-injection amount increases in the order of graph B → C → D (the ratio of the sub-injection amount to the total injection amount is approximately 14%, respectively). , Approximately 23%, approximately 33%), the ignition timing gradually moves to the retarded angle side, and the rise thereof becomes gradual. As shown in the graphs of the solid line D and the alternate long and short dash line E, the sub injection amount is equal to the main injection amount. When they are about the same (the ratio of the sub-injection amount is 58% in the graph of E), the ignition timing becomes approximately TDC, and an optimum heat generation pattern with high cycle efficiency is obtained.
[0057]
  The reason why the ignition timing is delayed by the sub-injection in this way is considered to be due to the fact that when the sub-injected fuel is vaporized, the temperature is lowered by absorbing heat from the surrounding premixed gas. That is, in general, the pre-flame reaction before the premixed gas self-ignites is a relatively low temperature oxidation reaction (cold flame reaction) in which an intermediate product is produced by the reaction of fuel and oxygen, and this intermediate product or fuel. Combustion is divided into relatively high-temperature oxidation reactions (thermal flame reactions) in which water and carbon dioxide are produced by reaction with oxygen, and once this thermal flame reaction starts, the reaction proceeds explosively. It is considered to be in a state.
[0058]
  The progress of such a pre-flame reaction greatly depends on the density of the fuel and oxygen and the ambient temperature. In a state where the temperature is relatively low and the density of the fuel is low, the heat is passed after a relatively long cold flame reaction period. It may shift to a flame reaction or may not lead to a hot flame (misfire). On the other hand, when the ambient temperature or the density of fuel or the like is high, the period of the cold flame reaction is short, and a rapid transition to the hot flame reaction takes place.
[0059]
  For this reason, if the fuel sub-injection is performed too much before the start of the cool flame, the sub-injected fuel is integrated with the pre-mixed gas by the main injection to form a partially rich mixture. Therefore, it is expected that the hot flame reaction will start early because the fuel density in this part is high. On the other hand, if the sub-injection is performed so as to correspond to the start of the cold flame, when the sub-injected fuel is vaporized, a part of the fuel is already consumed by the cold flame reaction, and the portion where the fuel density is particularly high. In this case, it is considered that the start of the hot flame reaction is delayed by the temperature of the premixed gas being lowered due to the latent heat of vaporization of the sub-injected fuel.
[0060]
  However, if the timing of the sub-injection is too late and the hot flame reaction starts in the pre-mixed gas, the combustion cannot be stopped even if the temperature of the pre-mixed gas is lowered by the sub-injection as described above. Therefore, the secondary injection is not effective if it is too slow. Also, if the sub-injection timing is too late, most of the sub-injected fuel will diffuse and burn, and not only will the effect of delaying ignition be obtained, but the concentration of soot will increase due to the combustion of the sub-injected fuel. It causes a defect.
[0061]
  Therefore, the appropriate timing of the sub-injection is that the fuel injected by the sub-injection is in the cylinder during the period from when the fuel injected by the main injection starts the cold flame reaction until the heat generation by the cold flame reaches a peak. It is most preferable to set so that it is dispersed in the combustion chamber and acts appropriately on the cold flame generated in each part of the combustion chamber. Specifically, for example, if the start of the cold flame reaction of the main injection fuel is in the vicinity of BTDC 15 ° CA, the start timing of the sub-injection may be in a range of about 20 to about 10 ° CA, for example. More preferably, BTDC is about 20 to about 15 ° CA.
[0062]
  In short, the fuel is mainly injected at a relatively early stage in the compression stroke of the cylinder 2, and immediately before the start of the cold flame reaction as the temperature of the combustion chamber 4 rises in the premixed gas formed by this fuel. If the fuel is sub-injected at a predetermined time, the fuel is diffused to the combustion chamber at an appropriate timing, and the temperature of the premixed gas is lowered by the latent heat of vaporization, so that the cold flame is changed to the hot flame. Therefore, even when the EGR rate is less than the first set value, the ignition timing can be adjusted by changing the fuel sub-injection amount. It is.
[0063]
  However, if the amount of sub-injection performed at the end of the compression stroke of the cylinder 2 becomes too large, the ratio of diffusion combustion in the entire combustion will increase rapidly, and as shown in FIGS. As shown (subject injection ratios are 78% and 100%, respectively), rapid heat generation occurs in the vicinity of the TDC and the in-cylinder temperature also increases. If this happens, the generation of soot rapidly increases due to intense combustion at a high combustion rate (see FIG. 9B).
[0064]
  Therefore, in the combustion control apparatus A of this embodiment, as a characteristic part of the present invention, when the engine 1 is in the premixed combustion region (H), in addition to the main injection of fuel by the injector 5 for each cylinder 2, Injection was performed, and the amount of the sub-injection was appropriately controlled to optimize the ignition timing. In consideration of the experimental results, the ratio of the sub injection amount to the total injection amount is preferably about 20 to about 70%, and more preferably about 30 to about 60%.
[0065]
  (Fuel injection control flow)
  Hereinafter, a specific control procedure of the injector 5 by the ECU 40 will be described based on the flowcharts of FIGS. 10 and 11. First, in step SA1 after the start of the flow shown in FIG. 10, at least a signal from the fuel pressure sensor 7, a signal from the crank angle sensor 11, a signal from the intake pressure sensor 18, a signal from the air flow sensor 19, a linear O2 sensor. A signal from 29, a signal from the accelerator opening sensor 39, and the like are input, and various data stored in the memory of the ECU 40 are read (data input). Subsequently, in step SA2, the target torque Trq of the engine 1 is read from the target torque map and set based on the engine speed ne and the accelerator opening Acc obtained from the crank angle signal. This target torque map is obtained by experimentally obtaining and setting optimal values corresponding to the accelerator opening Acc and the engine rotational speed ne in advance and storing them electronically in the memory of the ECU 40. FIG. ), The target torque Trq increases as the accelerator opening Acc increases and the engine speed ne increases.
[0066]
  Subsequently, in step SA3, the combustion mode of the engine 1 is determined with reference to the combustion mode map (see FIG. 2). That is, it is determined whether the engine 1 is in the premixed combustion region (H) based on the target torque Trq and the engine rotational speed ne. If this determination is YES and the premixed combustion region (H), the process proceeds to Step SA6 described later. On the other hand, if the determination is NO and the diffusion combustion region (D), the process proceeds to step SA4, and based on the target torque Trq and the engine rotational speed ne, the diffusion combustion region (in the injection amount map as shown in FIG. 12B) ( D) reads the basic injection amount QDb, and similarly reads the basic injection timing ITDb (crank angle position at which the needle valve of the injector 5 opens) from the injection timing map as shown in FIG. And the fuel injection amount QD and the fuel injection timing ITD are set. Then, as will be described in detail later, the process proceeds to step SB12 in the flow of FIG. 11, where fuel injection is performed by the injector 5 for each cylinder 2, and then the process returns.
[0067]
  The injection amount map and the injection timing map are obtained by experimentally obtaining and setting optimal values corresponding to the target torque Trq and the engine rotational speed ne in advance, and electronically storing them in the memory of the ECU 40. The value of the basic injection amount QDb in the injection amount map increases as the accelerator opening Acc increases and the engine speed ne increases in the diffusion combustion region (H). The value of the basic injection timing ITDb in the diffusion combustion region (D) of the injection timing map is such that the fuel injection end timing (crank angle position at which the needle valve of the injector 5 closes) is a predetermined timing after compression top dead center. Thus, the fuel spray is set in association with the fuel injection amount and the fuel pressure (common rail pressure) so that the fuel spray is diffusely burned satisfactorily.
[0068]
  On the other hand, when it is determined YES in the premixed combustion region (H) in step SA3, first, basic fuel injection amounts QHb and Qcb and fuel injection timings ITHb and ITHc for premixed compression ignition combustion are set. To do. That is, in step SA6, the basic injection amount QHb of the main injection that is performed relatively early in the compression stroke of the cylinder 2 is read from the premixed combustion region (H) of the injection amount map, and the sub injection performed at the end of the compression stroke of the cylinder 2 is performed. The basic injection amount Qcb of the injection is read from the injection amount table and set. The injection amount table is set to a target EGR rate EGRnf (which will be described in detail later, about 50 to about 60%) determined based on the operating state of the engine 1 (target torque Trq and engine speed ne). The optimum value is experimentally obtained and set in advance, and electronically stored in the memory of the ECU 40. In this table, as shown in FIG. 13A, for example, if the EGR rate is equal to or higher than the first set value, Qcb = 0. When the EGR rate is lower than the first set value, the lower the EGR rate, the lower the EGR rate. The basic injection amount Qcb is set to gradually increase(Of course, the sub-injection amount is also increased when the EGR rate is not more than another set value (second set value) lower than the first set value).. The value of the target EGR rate EGRnf is determined by reading from the EGR map on the basis of the operating state of the engine 1 in the EGR control flow described later.
[0069]
  Subsequently, in step SA7, the basic injection timing ITHb of the main injection (the crank angle position at which the needle valve of the injector 5 opens) is read from the premixed combustion region (H) of the injection timing map, and the sub injection timing ITc is read by the ECU 40. Read from memory and set. As described above, the sub-injection timing ITc is experimentally determined in advance in a predetermined range (for example, BTDC 20 to 10 ° CA) at the end of the compression stroke corresponding to the premixed fuel of the main injected fuel starting the cold flame reaction. An optimum value is set and electronically stored in the memory of the ECU 40.
[0070]
  The value of the basic injection amount QHb in the premixed combustion region (H) of the injection amount map increases as the accelerator opening Acc increases and the engine speed ne increases. In addition, the value of the basic injection timing ITHb in the premixed combustion region (H) of the injection timing map is more advanced as the accelerator opening Acc is larger and the engine speed ne is higher. The fuel injection amount and the fuel pressure are controlled within a predetermined crank angle range (for example, BTDC 90 ° to 30 ° CA, preferably BTDC 60 ° to 30 ° CA) in the compression stroke of the cylinder 2 so that most of the air is sufficiently mixed with combustion. It is set in correspondence.
[0071]
  Subsequently, in step SA8, the actual EGR rate of the engine 1 is estimated, and this estimated value (actual EGR rate EGR) is stored and updated in the memory of the ECU 40. As an estimation method of the actual EGR rate EGR, for example, based on the intake air amount obtained based on the signal from the air flow sensor 19, the oxygen concentration obtained based on the signal from the linear O 2 sensor 29, and the fuel injection amount. Thus, it may be estimated by a predetermined calculation. In step SA9, the actual EGR rate EGR is subtracted from the target EGR rate EGRnf to obtain the EGR deviation ΔEGR.
[0072]
  Subsequently, in step SA10, the first correction amount Qcfb of the fuel injection amount corresponding to the EGR deviation ΔEGR is set. That is, a correction table as shown in FIG. 13B is electronically stored in the memory of the ECU 40, and the first correction amount Qcfb corresponding to the EGR deviation ΔEGR obtained in step SA9 is obtained from this table. Read it. In this correction table, the optimum value of the first correction amount Qcfb corresponding to the EGR deviation ΔEGR is experimentally obtained and set in advance. As shown in the figure, if the EGR deviation ΔEGR is a positive value, the first correction is performed. The amount Qcfb is a negative value. On the other hand, if the EGR deviation ΔEGR is a negative value, the first correction amount Qcfb is a positive value. In any case, the larger the absolute value of the EGR deviation ΔEGR, the greater the proportionality. The absolute value of the first correction amount Qcfb is set to be large. However, when the absolute value of the EGR deviation ΔEGR is equal to or less than a predetermined value, the first correction amount Qcfb = 0 is set and a dead zone is provided.
[0073]
  Subsequently, in step SA11, it is determined whether or not the engine 1 is in a predetermined acceleration state. This determination is, for example, determined as an acceleration state when the accelerator opening Acc is increasing and the amount of change is larger than a preset reference value. If the determination is YES, the process proceeds to step SA12, which will be described later. On the other hand, if it is determined that the engine is not in an accelerated state, that is, if the engine 1 is in a steady operation state, the process proceeds to step SB1 in the flow shown in FIG. In this step SB1, based on the signal from the crank angle sensor 11, the change rate of the rotational speed of the crankshaft 10, that is, the change rate of the crank angular speed is calculated. That is, for example, the previous crank angular speed stored in the memory of the ECU 40 is subtracted from the previous crank angular speed to obtain the crank angular speed change rate.
[0074]
  Subsequently, in step SB2, it is determined whether or not the crank angular velocity has decreased. This is because, based on the sign and absolute value of the crank angular speed change rate obtained as described above, if the sign is positive and the absolute value is greater than a predetermined criterion value, the crank angular speed has increased. While determining NO and proceeding to step SB6 described later, if the sign of the crank angular speed change rate is negative and the absolute value is larger than a preset determination reference value, it is determined that the crank angular speed has decreased, and step Proceed to SB3. If the absolute value of the crank angular velocity change rate is equal to or less than the determination reference value, the determination result in the previous control cycle is followed.
[0075]
  Subsequently, in step SB3, it is determined whether or not the sub injection amount has been increased in the previous control cycle. That is, for example, the sub-injection amount of the previous time is subtracted from the previous sub-injection amount stored in the memory of the ECU 40, and if this is larger than zero (determination is YES), the process proceeds to step SB4, where the torque fluctuation of the engine 1 A second correction amount Qcfr of the fuel injection amount corresponding to is set. That is, a predetermined amount α is added to the second correction amount Qcfr of the previous control cycle, and this is set as a new second correction amount Qcfr. On the other hand, if the sub-injection amount in the previous control cycle is smaller than the sub-injection amount in the previous cycle (determination is NO in step SB2), the process proceeds to step SB5, and the predetermined amount α is subtracted from the second correction amount Qcfr in the previous control cycle. This is set as a new second correction amount Qcfr.
[0076]
  In other words, if the crank angular velocity has decreased as a result of increasing the sub injection amount, the output torque of the engine 1 has decreased at this time, so the sub injection amount is decreased. Further, if the crank angular velocity is reduced as a result of reducing the sub injection amount, the sub injection amount is increased at this time.
[0077]
  On the other hand, NO is determined in step SB2, that is, in step SB6 which is advanced after determining that the crank angular velocity has increased, it is determined whether or not the sub injection amount has been increased in the previous control cycle in the same manner as in step SB3. If YES, the process proceeds to step SB7, where a predetermined amount α is added to the second correction amount Qcfr of the previous control cycle, and this is set as a new second correction amount Qcfr, while the determination is NO and the sub-injection amount is reduced. If so, the process proceeds to step SB8, where a predetermined amount α is subtracted from the second correction amount Qcfr of the previous control cycle, and this is set as a new second correction amount Qcfr.
[0078]
  That is, if the crank angular velocity increases as a result of increasing the sub injection amount, that is, if the output torque of the engine 1 is increased, the sub injection amount is further increased at this time. Further, if the crank angular velocity is increased as a result of reducing the sub injection amount, the sub injection amount is further reduced at this time.
[0079]
  Then, following step SB4, SB5, SB7, SB8, in step SB9, the basic injection amount Qcb and the first and second correction amounts Qcfb, Qcfr are added to calculate the sub injection amount Qct. To do. Subsequently, in step SB10, the sub injection amount Qct calculated in step SB9 is corrected so as not to exceed a preset upper limit value Qcg. This is because the upper limit value Qcg is set in advance as a map in association with the target torque Trq and the engine rotational speed ne, and the upper limit value Qcg read from this map is compared with the sub-injection amount Qct. If Qcg, the value of Qct is used as it is, while if Qct> Qcg, the value of Qcg is set to Qct.
[0080]
  Subsequently, in step SB11, the main injection amount QHt is determined based on the basic injection basic injection amount QHb set in step SA6 and the sub injection amount Qct corrected in step SB10. That is, since the combustion of the sub-injected fuel contributes to the output torque of the engine 1, the contribution is subtracted from the basic injection amount QHb to set the final main injection amount QHt. In step SB12, when the set fuel injection timing ITHt of the compression stroke of the cylinder 2 is reached for each cylinder 2 of the engine 1, the main injection operation of the fuel by the injector 5 is executed, and then the fuel injection timing ITc is reached. If so, the sub-injection operation of fuel by the injector 5 is executed, and then the process returns.
[0081]
  In short, when the engine 1 is in a steady operation state, the sub-injection amount is forcibly changed in small increments, and the change in the output torque of the engine 1 is detected based on the change in the crank angular velocity at this time. Based on this, the sub-injection amount is controlled so that the output torque becomes maximum.
[0082]
  On the other hand, in step SA12, which is determined as YES in step SA11 of the flow of FIG. 10 and proceeds to step SA11, the value of the second correction amount Qcfr is set to zero, and the flow proceeds to steps SB9 to SB12 of the flow of FIG. The main injection and sub-injection operations of fuel are executed by the injector 5 for each cylinder 2 of the engine 1, and then the routine returns. That is, in the acceleration state of the engine 1, the correction of the sub injection amount based on the change in the crank angular speed is not performed.
[0083]
  In the control flow shown in FIGS. 10 and 11, when the engine 1 is in the premixed combustion region (H) on the low load side by the steps of steps SA6, SA7, steps SB11, SB12 (when in the set operation state). The main injection control unit 40a (main injection control means) that causes the injector 5 to perform main injection in a predetermined crank angle range of the compression stroke of the cylinder 2 is configured so as to perform premixed compression ignition combustion.
[0084]
  Further, the main injected fuel undergoes a cold flame reaction as the temperature of the combustion chamber 4 rises in the compression stroke of the cylinder 2 by the steps SA6, SA7, SA9, SA10, steps SB2 to 10 and SB12 of the flow. Sub-injection control in which fuel is sub-injected by the injector 5 at a predetermined time (for example, BTDC 16 ° CA) at the end of the compression stroke so as to delay the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction in response to the start. A portion 40b (sub-injection control means) is configured.
[0085]
  Further, step SA8 of the flow of FIG. 10 constitutes an EGR estimation unit 40c (EGR estimation means) for estimating the actual EGR rate of the engine 1, and the crank of the engine 1 is determined by step SB1 of the flow of FIG. An angular velocity variation rate detection unit 40d (torque detection means) that detects the variation rate of the angular velocity as a value related to the output torque is configured. The sub-injection control unit 40b determines the sub-injection amount of fuel based on the detection results of the EGR estimation unit 40c and the angular velocity fluctuation rate detection unit 40d so that the premixed gas is ignited in a predetermined range near the TDC. Configured to control.
[0086]
  According to the flow control procedure, the secondary injection control unit 40b increases the secondary injection amount when the actual EGR rate EGR is lower than the first set value. When the EGR rate EGR is equal to or lower than another set value (second set value) lower than the first set valueonly,The sub-injection amount may be increased.
[0087]
  (EGR control flow)
  Next, a specific procedure of EGR control by the ECU 40 will be described with reference to the flowchart of FIG. 14. First, at step SC1 after the start, at least the signal from the fuel pressure sensor 7 and the crank angle sensor 11 A signal, a signal from the intake pressure sensor 18, a signal from the airflow sensor 19, a signal from the accelerator opening sensor 39, etc. are input (data input), and various flag values stored in the memory of the ECU 40 are read. . Subsequently, in step SC2, as in step SA3 of the fuel injection control flow shown in FIG. 10, the combustion mode of the engine 1 is determined. If NO in the diffusion combustion region (D), the process proceeds to step SC5, while premixed combustion is performed. If YES in region (H), the process proceeds to step SC3, where the target value EGRH of the opening degree of the EGR valve 35 corresponding to the operating state of the engine 1 is read from the EGR map electronically stored in the memory of the ECU 40 and set. To do. Subsequently, at step SC4, the ECU 40 outputs a control signal to the diaphragm electromagnetic valve 37 of the EGR valve 35 (operation of the EGR valve), and then returns.
[0088]
  On the other hand, in step SC5, in which the engine 1 is determined as NO in the diffusion combustion region (D) in step SC2, the target value of the opening degree of the EGR valve 35 corresponding to the diffusion combustion state of the engine 1 is determined from the EGR map. EGRD is read, the process proceeds to step SC4, the EGR valve 35 is operated, and then the process returns.
[0089]
  The EGR map has a target EGR rate EGRnf corresponding to the operating state of the engine 1, that is, approximately 50 to 60% (more preferably 53 to 60%) in the premixed combustion region (H), and diffusion combustion region (D). In FIG. 15 (a), the optimum value of the opening degree of the EGR valve 35 is experimentally obtained in advance so as to be approximately 40% or less, and is set in association with the target torque Trq and the engine speed ne. ), The target values EGRH and EGRD of the opening degree of the EGR valve 35 are set so that the accelerator opening Acc is larger in the premixed combustion region (H) and the diffusion combustion region (D), respectively, and the engine speed is also increased. It is set so that the higher the speed ne, the smaller.
[0090]
  More specifically, when the operating state changes from a predetermined operating state on the low speed and low load side (indicated by point X in the figure) to a predetermined operating state on the high speed and high load side (indicated by point Y in the figure), The target values EGRH and EGRD are set so that the opening degree of the EGR valve 35 changes as shown in FIG. That is, when viewed along the straight line XY representing the trajectory of the change in the operating state, the opening of the EGR valve 35 gradually decreases toward the high-speed and high-load side in the premixed combustion region (H) and diffuses. After becoming smaller by one step beyond the boundary with the combustion region (D), it gradually becomes smaller toward the high speed and high load side again. At that time, the change in the opening degree of the EGR valve 35 with respect to the change in the operating state of the engine 1 is set to be extremely small in the premixed combustion region (H), and relatively large in the diffusion combustion region (D). Yes.
[0091]
  That is, when the engine 1 is in the premixed combustion region (H), the EGR valve 35 is opened relatively large and a large amount of exhaust gas is recirculated to the intake passage 16 through the EGR passage 34, whereby the EGR rate EGR is reduced to the first. Good premixed compression ignition combustion is realized as a target value (target EGR rate EGRnf) equal to or greater than the set value. On the other hand, when the engine 1 is in the diffusion combustion region (D), the engine 1 is brought into a general diesel combustion state, and at this time, the opening degree of the EGR valve 35 is relatively reduced, and the EGR rate EGR is appropriately low. By setting the state, generation of NOx is suppressed without causing an increase in soot.
[0092]
  According to the control flow shown in FIG. 14, as a whole, when the engine 1 is in the premixed combustion region (H), the opening degree of the EGR valve 35 is controlled so that the EGR rate becomes equal to or higher than the first set value. An EGR control unit 40e (exhaust gas recirculation control means) that controls the opening degree of the EGR valve 35 is configured so that the EGR rate is less than the first set value when in the diffusion combustion region (D).
[0093]
  (Function and effect)
  Next, the operation and effect of the combustion control device A of the diesel engine 1 according to this embodiment will be described. First, when the engine 1 is in the premixed combustion region (H), the EGR valve 35 is opened relatively large, Exhaust gas extracted from the exhaust passage 26 upstream of the turbine 27 is recirculated to the intake passage 16 by the EGR passage 34. A large amount of exhaust gas recirculating in this way is supplied to the combustion chamber 4 in the cylinder 2 together with fresh air supplied from outside. Further, the fuel is mainly injected by the injector 5 facing the combustion chamber 4 in the cylinder 2 at a predetermined time in the compression stroke of the cylinder 2, and the fuel is dispersed relatively widely in the combustion chamber 4 and the intake air (fresh air and recirculation). The mixture is sufficiently mixed with the exhaust gas to form an air-fuel mixture having a high degree of homogeneity. This air-fuel mixture undergoes a relatively low-temperature oxidation reaction (so-called cold flame reaction) as the temperature of the combustion chamber 4 rises during the compression stroke of the cylinder 2 To start.
[0094]
  At that time, the cold flame reaction of the air-fuel mixture starts from a portion where the density of fuel vapor or oxygen is particularly high, but in this air-fuel mixture, exhaust gas (carbon dioxide etc.) having a larger heat capacity than air (nitrogen, oxygen, etc.). ) Is mixed in a large amount, and the density of fuel and oxygen is reduced as a whole, and the reaction heat of the cold flame is absorbed by carbon dioxide etc. with a large heat capacity. Therefore, the reaction does not proceed quickly and shift to a high temperature oxidation reaction (so-called hot flame reaction). Further, as described above, fuel is sub-injected by the injector 5 into the air-fuel mixture in which the cold flame reaction starts at a predetermined time at the end of the compression stroke. Since this fuel absorbs heat from the surrounding air-fuel mixture when it is vaporized, the temperature of the air-fuel mixture decreases accordingly, which further delays the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction, ie, ignition. It will be.
[0095]
  When the temperature of the gas in the combustion chamber 4 further rises and the density of the fuel and oxygen becomes sufficiently high, reaching the vicinity of the TDC of the cylinder 2, the air-fuel mixture is ignited and burned all at once. The timing of this ignition is determined mainly by the ratio of the recirculated exhaust gas (EGR rate) in the intake air, its temperature state, and the amount of the sub-injected fuel, and the EGR rate is below the intended target value. In addition, even if the temperature of the exhaust gas that is recirculated is particularly high, the ignition timing of the premixed gas is maintained within a predetermined range near the TDC by increasing or decreasing the sub-injection amount according to these conditions. Is done. That is, for example, even if the recirculation ratio of the exhaust gas to the combustion chamber 4 temporarily decreases with the acceleration operation of the engine 1 or the exhaust gas temperature becomes extremely high due to continuous running of the vehicle, By controlling the ignition timing of the premixed gas, the heat generation pattern with high cycle efficiency can be realized at any time. Therefore, fuel consumption can be reduced.
[0096]
  Further, in the mixture ignited and combusted in this way, the fuel vapor, the air, and the recirculated exhaust gas are already sufficiently uniformly dispersed, and particularly in the portion where the fuel density is high, the cold flame reaction has already been performed as described above. Therefore, there is almost no fuel rich portion in the air-fuel mixture, and so no soot is produced. Further, as described above, the distribution of the fuel vapor in the air-fuel mixture is made uniform, and a large amount of carbon dioxide and the like are uniformly dispersed. Therefore, no sudden local heat generation occurs, and the combustion heat is absorbed by the surrounding carbon dioxide, etc., so that the increase in the combustion temperature is suppressed and the generation of NOx is greatly suppressed. The
[0097]
  On the other hand, if the engine 1 is in the diffusion combustion region (D), the fuel is injected into the combustion chamber 4 at least in the vicinity of the TDC by the injector 5, and a good diffusion combustion state is obtained following the initial premixed combustion (general Diesel combustion). At this time, the opening degree of the EGR valve 35 is made relatively small, the generation of NOx and soot is suppressed by the recirculation of an appropriate amount of exhaust gas, and the recirculation ratio of the exhaust gas is set to a predetermined value or less. As a result, a sufficient output can be obtained.
[0098]
  (Other embodiments)
  The configuration of the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes other various configurations. That is, for example, in the embodiment, the fuel sub-injection amount is controlled based on the actual EGR rate EGR and the crank angular speed fluctuation rate, but the sub-injection amount is controlled based on only one of them. In addition, the sub-injection amount may be controlled by taking into account changes in other variables that may affect the ignition delay period, such as engine water temperature, intake air temperature, boost pressure, etc. Good.
[0099]
  In the above embodiment, when the engine 1 is premixed compression ignition combustion, the fuel injection by the injector 5 is started within a predetermined crank angle range of the compression stroke of the cylinder 2. May be started from the intake stroke of the cylinder 2.
[0100]
  Moreover, in the said embodiment, although this invention is applied to the combustion control apparatus A of a common rail type direct-injection diesel engine, it is not restricted to this, For example, it is a gasoline premix without using a spark plug in a predetermined driving | running state. The present invention can also be applied to an engine that is combusted by compression ignition.
[0101]
【The invention's effect】
  As explained above, the claims1'sAccording to the combustion control apparatus for an engine according to the invention, the ignition rate of the fuel injected into the cylinder relatively early is delayed by a large amount of exhaust gas recirculation, and is sufficiently mixed with the intake air, and then the ratio of the premixed combustion is relatively high In a direct-injection engine with a large amount of combustion, the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction that occurs in the compression stroke of the cylinder by the premixed gas formed by the main injected fuel is changed to the sub-injection of fuel. Can be delayed by. Even when the exhaust gas recirculation ratio varies greatly depending on the operating state of the engine, or the exhaust gas temperature fluctuates, the ignition timing of the premixed gas is optimized by changing the sub-injection amount, and the cycle efficiency High heat generation pattern can be realized and fuel consumption can be improved.
[0102]
  IeBy controlling the sub-injection amount of the fuel in association with at least the EGR value, the effect of the above-described invention can be obtained more reliably., RealIf the sub-injection amount is controlled based on the estimated value of the EGR value at that time, the accuracy of the control can be improved and the effect of the invention can be sufficiently obtained.
[0103]
  More specificallyBy increasing the fuel sub-injection amount when the estimated value of the EGR value is equal to or lower than the second set value lower than the first set value, for example, the increase in the exhaust gas recirculation amount is delayed during engine acceleration operation or the like. Even if the EGR rate is significantly reduced, the ignition timing can be delayed to near TDC.
[0104]
  Claims2According to the invention, the torque detecting means for detecting a value related to the engine output torque is provided, and the sub-injection amount of the fuel is controlled based on the detected value, thereby maximizing the ignition timing of the premixed gas. Can be set, that is, a time when an optimum heat generation pattern is obtained. As a result, not only the exhaust gas recirculation ratio but also the influence of changes in the exhaust gas temperature, the combustion chamber temperature, etc. can be canceled, and the ignition timing of the premixed gas can be optimized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of an engine combustion control apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing an example of a control map for switching an engine combustion mode.
FIG. 3 is an explanatory view schematically showing a state of an injection operation by an injector.
FIG. 4 is a graph showing a state of a heat generation rate that changes as the crank angle progresses by changing the EGR rate.
FIG. 5 is a graph showing changes in (a) excess air ratio, (b) NOx concentration, and (c) soot concentration in association with changes in the EGR rate.
FIG. 6 is a graph showing changes in concentrations of NOx and soot in exhaust gas with respect to changes in the EGR rate during diesel combustion.
FIG. 7 is a graph showing how the heat generation rate changes with the progress of the crank angle by changing the sub-injection amount.
FIG. 8 is a graph showing the state of in-cylinder temperature that changes as the crank angle progresses by changing the sub-injection amount.
FIG. 9 is a graph showing (a) NOx concentration in exhaust, (b) soot concentration, and (c) change in output when the sub-injection amount is changed.
FIG. 10 is a flowchart showing the first half of fuel injection control.
FIG. 11 is a flowchart showing the latter half of the fuel injection control.
FIG. 12 is an explanatory diagram showing an example of an engine target torque map (a), an injection amount map (b), and an injection timing map (c).
FIG. 13 includes a table (a) in which the basic injection amount of sub-injection is set according to a change in EGR rate, and a table (b) in which a first correction amount of sub-injection is set according to a change in EGR deviation, respectively. It is explanatory drawing illustrated.
FIG. 14 is a flowchart showing a procedure of EGR control.
FIG. 15 is an explanatory diagram showing an example of an EGR map (a) and a change characteristic (b) of an EGR valve opening degree on the map.
[Explanation of symbols]
A Engine combustion control device
H Premixed combustion area
1 Diesel engine
2-cylinder
4 Combustion chamber
5 Injector (fuel injection valve)
35 EGR valve (exhaust gas recirculation control means)
40 Control unit (ECU)
40a Main injection control unit (main injection control means)
40b Sub-injection control unit (sub-injection control means)
40c EGR estimation unit (EGR estimation means)
40d Angular velocity fluctuation rate detection unit (torque detection means)
40e EGR control unit (exhaust gas recirculation control means)

Claims

A fuel injection valve facing the combustion chamber in the cylinder of the engine;
An exhaust gas recirculation amount adjusting means for adjusting an exhaust gas recirculation amount to the combustion chamber;
When the engine is in a preset operating state, the fuel injection valve causes fuel to be injected into the cylinder in the intake stroke or compression stroke so that the premixed combustion rate is higher than the diffusion combustion rate. Main injection control means;
Combustion of an engine having exhaust recirculation control means for controlling the exhaust recirculation amount adjusting means so that an EGR value related to the exhaust gas recirculation amount is equal to or higher than a preset first set value when the engine is in the set operation state. In the control device,
Sub-injection control means for sub-injecting fuel by the fuel injection valve at the end of the compression stroke;
EGR estimation means for estimating the actual EGR value of the engine,
The sub-injection control means, based on at least the estimated value by the EGR estimating means, when the estimated value of the EGR value is equal to or lower than a second set value that is lower than the first set value , The engine is characterized in that the amount of fuel sub-injection is increased so as to delay the transition from the cold flame reaction to the hot flame reaction that occurs as the temperature of the combustion chamber increases during the compression stroke. Combustion control device.

In claim 1,
A torque detecting means for detecting a value related to the output torque of the engine;
The sub-injection control means
Forcibly increasing or decreasing the sub-injection amount when the engine is in a steady operation state, and as a result, controlling the sub-injection amount based on the change in the detected value detected by the torque detecting means,
As a result of increasing the sub-injection amount, the sub-injection amount is further increased when the detection value by the torque detector changes to the high torque side, while when the detection value changes to the low torque side, the sub-injection amount is decreased,
As a result of reducing the sub-injection amount, the sub-injection amount is further reduced when the detection value by the torque detecting means changes to the high torque side, and when the detection value changes to the low torque side, the sub-injection amount is increased.
An engine combustion control device configured as described above .