JP4055537B2

JP4055537B2 - Diesel engine combustion control system

Info

Publication number: JP4055537B2
Application number: JP2002286471A
Authority: JP
Inventors: 寛林原; 一司片岡; 泰荘勝谷; 保幸寺沢
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2002-09-30
Filing date: 2002-09-30
Publication date: 2008-03-05
Anticipated expiration: 2022-09-30
Also published as: JP2004124732A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、直噴式ディーゼルエンジンの燃焼制御装置に関し、特に、エンジンの燃焼状態を切換えるときの過渡的な制御の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、直噴式ディーゼルエンジンでは、気筒の圧縮上死点（ＴＤＣ）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自着火して、燃焼を開始する（いわゆる予混合燃焼）。そして、そのようにして燃焼を開始した部分が核となり、周囲の燃料蒸気及び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、燃料の濃度の不均質な噴霧（混合気）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。この点について、ＮＯｘや煤の低減のために排気の一部を吸気に還流させたり（Exhaust Gas recirculation：以下、単にＥＧＲという）、燃料の噴射圧力を高めたりするという対策は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吸気系に還流させるようにすると、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、煤の生成は抑制できるが、ＮＯｘはむしろ生成し易い状況になる。つまり、従来からの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という実状がある。
【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大幅に低減することのできる新しい燃焼の形態が提案されており、それらは一般的にディーゼル予混合燃焼とか、予混合圧縮着火燃焼という呼称で知られている。この新しい燃焼形態は例えばＥＧＲによって多量の排気を還流させるとともに、気筒の圧縮行程で比較的早期に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、燃焼させるというものである（例えば、特許文献１参照）。
【０００６】
そのような燃焼状態では、ＥＧＲによって吸気中に還流させる排気の割合（ＥＧＲ率：排気還流率）を上述したディーゼル燃焼のときよりも数段、高くすることが好ましい。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れることで、その分、予混合気中の燃料及び酸素の密度を低下させ、これにより着火遅れ時間を延長して、予混合気中の燃料及び酸素を十分に混合しつつ、その予混合気の自着火のタイミングをＴＤＣ近傍まで遅角させることができる。その予混合気中では燃料蒸気の濃度のばらつきが小さいので、燃焼に伴う煤の生成が少なくなる上に、予混合気中の燃料や酸素の周囲には不活性な排気が略均一に分散していて、これが燃焼熱を吸収することになるので、ＮＯｘの生成も大幅に抑制されると考えられている。
【０００７】
但し、ＥＧＲによって吸気中の排気の還流割合が多くなるということは、その分、空気の量が少なくなるということなので、前記のような燃焼状態をエンジンの高負荷側で実現することは困難である。このため、前記従来例のものでも、低負荷側の運転領域では前記の如く燃料の早期噴射を行うとともに、ＥＧＲ率を比較的高い第１の設定値以上に制御して、予混合圧縮着火燃焼状態とする一方、高負荷側の運転領域では燃料の噴射態様を切換えてディーゼル燃焼となるようにＴＤＣ近傍で噴射させるようにし、この際、ＥＧＲ率は、煤の増大を回避すべく前記第１の設定値よりも小さい第２の設定値以下に制御するようにしている。
【０００８】
【特許文献１】
特開２０００−１１０６６９号公報（第６頁〜第１０頁、第２〜９図）
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前記の如く、エンジンを予混合圧縮着火燃焼とディーゼル燃焼とに切換えるようにした場合、その切換えの際に過渡的に排気の状態が悪化したり、大きな騒音を発生するという問題が生じる。すなわち、予混合圧縮着火燃焼からディーゼル燃焼に切換えるときには、ＥＧＲによる排気の還流量を減少させてＥＧＲ率が第１設定値以上の状態から第２設定値以下の状態へと変更するのであるが、この排気還流量の変化にはある程度の時間が必要なので、仮に燃料の噴射態様を直ちにディーゼル燃焼のためのＴＤＣ近傍での噴射に切換えるとすると、ＥＧＲ率の高過ぎる状態で拡散燃焼が主体の燃焼が行われることになり、煤の生成が著しく増大するのである。
【００１０】
反対に、ディーゼル燃焼から予混合圧縮着火燃焼に切換えるときにも排気還流量の変化にはある程度の時間が必要となり、このときに、仮に、ＥＧＲ率が十分に高くない状態で燃料の噴射態様を早期噴射に切換えるとすると、この燃料が過早なタイミングで自着火してしまい、極めて大きな燃焼音を発生することになる。この場合にはＮＯｘの生成量も急増し、さらに、煤の生成量も増大する。
【００１１】
本発明は斯かる点に鑑みてなされたものであり、その主たる目的とするところは、予混合燃焼が主体の第１の燃焼状態（例えば上述の予混合圧縮着火燃焼）と拡散燃焼が主体の第２の燃焼状態（例えば従来一般的なディーゼル燃焼）とのいずれかに切換えて運転するようにしたディーゼルエンジンにおいて、特に第２の燃焼状態から第１の燃焼状態へ切換えるときの制御の手順に工夫を凝らし、過早な着火乃至それに起因する過大な騒音の発生を抑えることにある。
【００１２】
【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、本発明では、ディーゼルエンジンの燃焼状態を上述した第２の燃焼状態から第１の燃焼状態へと切換える過渡期において、最初から第１の燃焼状態のように早期噴射させるとともに、この早期噴射させる燃料の量を比較的、少なくすることによって、過早な着火乃至それに起因する騒音の発生を抑えるようにした。
【００１３】
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を臨む燃料噴射弁と、その気筒内の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、前記燃料噴射弁により燃料を気筒の吸気乃至圧縮行程の所定期間に早期噴射させるとともに、この燃料を気筒の圧縮上死点近傍にて自着火させるべく、所定の第１排気還流率以上となるように前記排気還流量調節手段を制御する第１の燃焼制御手段と、前記燃料噴射弁により燃料を気筒の圧縮上死点近傍で噴射させるとともに、この燃料を気筒の圧縮上死点近傍にて自着火させるべく、前記第１排気還流率よりも小値の第２排気還流率以下となるように前記排気還流量調節手段を制御する第２の燃焼制御手段と、エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段と、この運転状態検出手段による検出結果に応じて、前記第１及び第２燃焼制御手段のいずれか一方による燃焼制御を切換えて実行させる燃焼制御切換手段と、を備えたディーゼルエンジンの燃焼制御装置を前提とする。
【００１４】
そして、前記燃焼制御切換手段により、エンジンが前記第２燃焼制御手段による第２燃焼制御状態から前記第１燃焼制御手段による第１燃焼制御状態に切換えられるときに、前記燃料噴射弁により燃料を前記所定期間にて早期噴射させ、且つその噴射量をエンジンへの要求トルクに対応する量よりも少なくなるように制御する切換時燃焼制御手段と、前記燃焼状態の切換えに伴い変化する実際の排気還流率を推定する排気還流率推定手段と、を備えるとともに、前記切換時燃焼制御手段は、エンジンを前記第２燃焼制御状態から第１燃焼制状態に切換えるときに、排気還流量が増大するように前記排気還流量調節手段を作動させるのと同時に、燃料の噴射態様を前記圧縮上死点近傍での噴射から前記早期噴射に切換えるとともに、前記排気還流率推定手段による排気還流率の推定値と燃焼状態切換え後の排気還流率の目標値との偏差に基づいて、燃焼状態切換えの途中であることを判断し、その排気還流率の偏差が大きいほど前記早期噴射する燃料の量を少なくなるように制御するものとする。
【００１５】
前記の構成により、まず、エンジンの第１燃焼制御状態では、燃料噴射弁により燃料が気筒の吸気乃至圧縮行程の所定期間に早期噴射されるとともに、排気還流量調節手段の制御によって排気の還流割合が所定以上に多い状態（第１排気還流率以上の状態）とされ、このことで、気筒内の燃焼室に早期に噴射された燃料は当該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、均質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第１の燃焼状態になる。この燃焼状態では、ＮＯｘや煤の生成が非常に少ない。
【００１６】
一方、第２燃焼制御の状態では、燃料噴射弁により燃料がＴＤＣ近傍で噴射されて、相対的に拡散燃焼の割合が多い従来からのディーゼル燃焼の状態（第２の燃焼状態）になる。この際、吸気への排気の還流によってＮＯｘや煤の低減が図られるとともに、その排気の還流割合は所定以下（第２排気還流率以下）に抑えられることによって、空気の供給量が確保されて出力の向上が可能になる。
【００１７】
さらに、燃焼制御切換手段によってエンジンが前記第２の燃焼状態から第１の燃焼状態に切換えられるときには、第２排気還流率以下の状態から第１排気還流率以上の状態になるように排気の還流量が増大されるとともに、切換時燃焼制御手段による燃料噴射弁の制御によって燃料が早期噴射され、且つその噴射量がエンジンの要求トルクに対応する量よりも少なくなるように制御される。このように早期噴射する燃料が相対的に少なければ、燃焼室における燃料の濃度が全体的に低くなるので、過渡的に排気の還流率が低い間も過早な着火を抑制することができ、また、仮に過早な着火が起きたとしても、これに続く燃焼はあまり激しいものにはならないから、過大な騒音の発生を抑制できる。
【００１８】
しかも、そうして燃焼状態が切換えられるときには、まず、排気還流量が増大するように前記排気還流量調節手段が作動されるとともに、燃料の噴射態様が前記圧縮上死点近傍での噴射から前記早期噴射に切換えられる。そして、前記排気還流率推定手段による排気還流率の推定値と燃焼状態切換え後の排気還流率の目標値との偏差に基づいて、燃焼状態切換えの途中であることが判断され、その排気還流率の偏差に応じて前記早期噴射する燃料の量が制御される。
【００１９】
すなわち、第２燃焼制御状態から第１燃焼制御状態への切換え時には、時間の経過とともに燃焼室への排気の還流量が増大して（排気還流率の偏差が小さくなって）、徐々に過早な着火の起き難い状態になるので、その排気還流率の偏差に応じて早期噴射する燃料の量を制御すれば、過早着火の起き易さに正確に対応するように早期噴射量を制御することができ、過早な着火を抑制しながら、燃料が過度に少なくならないようにして、エンジンのトルクを確保することができる。
【００２０】
請求項２の発明では、切換時燃焼制御手段を、早期噴射量を少なくしたことによるエンジンのトルクの不足を補完するように、燃料噴射弁により燃料を気筒の膨張行程にて追加噴射させるとともに、この追加噴射のタイミングを、前記早期噴射された燃料の燃焼が略終了するときに、追加噴射による燃料が着火するように設定するものとする。
【００２１】
このことで、過早な着火の抑制のために早期噴射する燃料を少なくしても、そのことによるエンジントルクの低下を追加噴射する燃料の燃焼によって補完することができ、これにより、トルク変動のない良好な運転フィーリングが得られる。しかも、早期噴射燃料の燃焼時に生成された煤や煤核を再燃焼させて、燃焼状態の切換えに伴う煤の増大を効果的に抑制することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基いて説明する。尚、説明の便宜のために、まず、本発明と同様の技術的思想に基づくディーゼルエンジンの燃焼制御置について参考例として説明し、その後、本発明の実施例について説明する。
【００２３】
（参考例）
図１は本発明の参考例に係るディーゼル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）を検出するための燃圧センサ７が配設されている。
【００２４】
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、コモンレール圧がエンジン１の運転状態に対応するように制御される。
【００２５】
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いて、各気筒２毎の吸気弁及び排気弁の閉弁時期は、当該気筒２の実圧縮比が略１７以下になるように設定されている。ここで、実圧縮比というのは、吸気弁が閉じるまでに気筒２内に吸入された気体が圧縮上死点において圧縮されたときの実質的な圧縮比率のことであり、燃焼室４の幾何学的な圧縮比とは異なり、概ね、吸気弁が閉じたときの燃焼室容積に対する圧縮上死点での燃焼室容積の比率に近いものである。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。
【００２６】
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。
【００２７】
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開度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。
【００２８】
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。
【００２９】
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、この参考例では、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過給機（Variable Geometory Turbosupercharger：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。尚、ＶＧＴ以外のターボ過給機を用いてもよい。
【００３０】
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、開度調節の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。この参考例の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。
【００３１】
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からの出力信号と、エンジン回転速度センサ４１からの出力信号とが入力される。
【００３２】
（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燃料噴射量を決定し、これに応じてインジェクタ５の作動状態を変更することで燃料の噴射量や噴射時期、噴射回数等を制御するとともに、高圧供給ポンプ９の作動状態を変更することで燃圧、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の開度を変更することで燃焼室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，…の位置を変更することで吸気の過給効率を向上させる。
【００３３】
具体的に、この参考例のものでは、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の全運転領域を２つに分けて、比較的低負荷の第１運転領域（Ｈ）では予混合燃焼が主体の第１の燃焼状態になり、一方、比較的高負荷の第２運転領域（Ｄ）では拡散燃焼が主体の第２の燃焼状態になるように、主に燃料の噴射態様と排気還流率とを異ならせて、エンジン１を第１、第２の２つの燃焼モードで切換えて運転する。換言すれば、ＥＣＵ４０には、メモリに電子的に格納されたプログラムを実行することによって、エンジン１の運転状態（例えばエンジン負荷及びエンジン回転速度）を検出する運転状態検出部４０ａと、検出された運転状態に応じて、エンジン１の燃焼モードを前記第１又は第２の燃焼モードのいずれかに切換える燃焼モード切換部４０ｂ（燃焼制御切換手段）と、エンジン１を前記第１の燃焼モードで運転制御する第１燃焼制御部４０ｃと、前記第２の燃焼モードで運転制御する第２燃焼制御部４０ｄと、それら第１、第２燃焼モードの切換時に過渡的な制御を行う切換時燃焼制御部４０ｅとを備えている。
【００３４】
詳しくは、エンジン１が前記燃焼モードマップにおける第１運転領域（Ｈ）にあって、ＥＣＵ４０の第１燃焼制御部４０ｃにより第１の燃焼モード（以下、予混合燃焼モードともいう）で運転されるときには、図３(a)に一例を示すように、インジェクタ５により例えば気筒２の圧縮行程中期から後期にかけて燃料を比較的早期に噴射させ、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する。この際、早期噴射する燃料の噴射量及び噴射時期はそれぞれ図４(a),(b)に示すような定常運転時の基本的な制御マップからエンジン１の運転状態に対応する値を読み出して、設定する。尚、早期噴射の時期は気筒２の圧縮行程に限らず、吸気行程であってもよい。また、早期噴射は図３(a)に示すように１回で行う必要はなく、２回以上に分けて行うようにしてもよい。
【００３５】
前記のように早期噴射した燃料の燃焼の態様は、従来より予混合圧縮着火燃焼と呼ばれるものとなり、燃料噴射量のあまり多くないときに噴射時期を適切に設定すれば、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、一斉に燃焼させることができる。以下、この参考例では、そのような燃焼状態を簡略に予混合燃焼と呼ぶこともあるが、これは、燃料の予混合燃焼の割合が拡散燃焼の割合よりも多い第１の燃焼状態のことである。
【００３６】
また、前記予混合燃焼モードでは、前記のように早期噴射した燃料を気筒２の圧縮上死点（ＴＤＣ）近傍にて自着火させるべく、ＥＧＲ弁３５を相対的に大きく開いて、多量の排気を吸気通路１６に還流させるようにする。こうすると、新気（空気）に対して不活性で熱容量の大きい排気が多量に混合され、さらに、そ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が相対的に低くなり、このことで着火遅れ時間が長くなる。従って、空気と還流排気と燃料とを十分に混合した上で、ＴＤＣ近傍の最適なタイミングにて着火、燃焼させることができる。
【００３７】
図５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ＴＤＣよりもかなり進角側で燃焼が開始してしまい、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。
【００３８】
また、前記図５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の生成も大幅に抑制される。
【００３９】
図６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それぞれ示したもので、同図(a)によれば、この実験条件においてＥＧＲ率が略０％のときには空気過剰率λがλ≒２．７と大きく、この状態からＥＧＲ率が大きくなるに従い、空気過剰率λは徐々に小さくなる。そして、ＥＧＲ率が略５５〜６０％のときに略λ＝１になっている。このように、排気の還流割合が多くなれば、混合気の平均的な空気過剰率λは１に近づくのであるが、たとえ燃料と空気との比率が略λ＝１であっても、混合気中には多量の排気が存在していて燃料や酸素の密度自体はあまり高くはないから、燃焼はあまり激しいものにはならないと考えられる。従って、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率が略４５％以上のときにはＮＯｘは殆ど生成しなくなる。
【００４０】
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率が低いときには着火遅れ期間があまり長くはならないことから、燃料噴霧と吸気との混合が不十分な状態で着火に至り、激しい予混合燃焼に続いて拡散燃焼状態になると考えられるが、この際、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、煤は殆ど生成しないものと推定される。そして、ＥＧＲ率が徐々に増大すると、吸気中の酸素が少なくなることから、燃焼状態が悪化して煤の生成量が急増することになるが、ＥＧＲ率が略５５％以上になると、上述の如く、空気と還流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、この結果、煤が殆ど生成しない状態になると考えられる。
【００４１】
以上、要するに、予混合燃焼モードでは、インジェクタ５により気筒２の吸気乃至圧縮行程の所定期間（例えばＢＴＤＣ９０°〜３０°ＣＡが好ましい）に燃料を早期噴射するとともに、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％くらいであるが、一般的には略５０〜略６０％くらいが好ましい）以上とすることで、前記の早期噴射した燃料をＴＤＣ近傍にて自着火させて、ＮＯｘや煤の殆ど生成しない低温燃焼を実現するものである。
【００４２】
これに対し、エンジン１が前記燃焼モードマップにおける高回転乃至高負荷側の第２運転領域（Ｄ）にあって、ＥＣＵ４０の第２燃焼制御部４０ｄにより第２の燃焼モード（以下、ディーゼル燃焼モードともいう）で運転されるときには、拡散燃焼の割合が予混合燃焼の割合よりも多い従来一般的なディーゼル燃焼の状態とすべく、図３(b)に一例を示すように、インジェクタ５により主にＴＤＣ近傍で燃料を噴射させるようにする。このときにも燃料噴射量及び噴射時期はそれぞれ前記基本的な制御マップ（図４(a),(b)）から読み出して設定する。尚、前記ＴＤＣ近傍での燃料噴射も１回で行う必要はなく、２回以上に分けて行うようにしてもよいし、それ以前に例えばパイロット噴射等を行うようにしてもよい。
【００４３】
また、前記ディーゼル燃焼モードでは、ＥＧＲ弁３５の開度を上述した予混合燃焼モードのときに比べて小さくして、ＥＧＲ率が予め設定した所定値（第２設定値）以下になるようにする。このＥＧＲ率の値は、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すればよく、具体的には図７のグラフに一例を示すように、ディーゼル燃焼領域（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、高回転乃至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って、排気の還流は実質的に行われなくなる。
【００４４】
（燃焼モード切換え時の制御）
ところで、上述したようにエンジン１を予混合燃焼モードとディーゼル燃焼モードとに切換えるようにした場合には、その切換えの途中で過渡的に燃焼状態が悪化する虞れがあった。具体的には、ＥＧＲ率を連続的に変化させながら燃料の噴射態様を強制的に早期噴射とＴＤＣ近傍での噴射とに切換えて、予混合燃焼状態及びィーゼル燃焼状態における煤の濃度の変化と燃焼音の変化とをそれぞれ調べる実験を行ったところ、図８に示すような結果が得られた。すなわち、ディーゼル燃焼の場合はＥＧＲ率が第２設定値を超えてさらに高くなると急激に燃焼が悪化し始め、これにより同図(a)に実線で示すように煤が著しく増大して、その後に失火に至る。この際、同図(b)に示すように燃焼音は失火に至るまで徐々に低下する。
【００４５】
一方、予混合燃焼の場合は、ＥＧＲ率が第１設定値よりも低くなると、これに伴い混合気の自着火のタイミングが進角側に移動し、過早な着火とこれに続く激しい燃焼によって、同図(b)に破線で示すように燃焼音が急激に大きくなる。また、同図(a)に示すように、煤の濃度は一時的に増大してピークを迎えた後、さらなるＥＧＲ率の低下に従って徐々に低下する。
【００４６】
つまり、エンジン１の燃焼モードの切換え時に、ＥＧＲ率が過渡的に前記第１設定値よりも低く且つ第２設定値よりも高い状態になると、このときにはエンジン１を予混合燃焼及びディーゼル燃焼の何れの燃焼状態としていても煤の濃度がかなり高くなってしまう。特に、ディーゼル燃焼では煤の増大が著しい上に、失火の虞れがあるので、好ましくない。一方、予混合燃焼では失火の虞れはないものの、燃焼音が極めて大きくなり、運転者が違和感を覚えるような過大な騒音が発生する虞れがあった。
【００４７】
斯かる点に鑑みて、この参考例の燃焼制御装置Ａでは、本発明の特徴部分として、エンジン１を予混合燃焼モードとディーゼル燃焼モードとの一方から他方に切換えるときには、まず、失火を確実に予防するために燃料を早期噴射するようにし、且つこの早期噴射した燃料の過早な着火を抑制すべく、その噴射量を目標トルク（要求トルク）に対応する量よりも大幅に少なくするとともに、そのように早期噴射量を減らしたことによるトルクの低下を補完するように、気筒２の膨張行程において燃料を追加で噴射するようにした。
【００４８】
その際、追加の燃料噴射は、早期噴射した燃料の燃焼が略終了する頃に行うようにすれば、燃焼モード切換時の煤の増大を抑制することができる。詳しくは、一般的にディーゼルエンジンでは、燃焼時に燃料（軽油）の熱分解によって形成された一次粒子が重・縮合を繰り返すことによって煤の核が形成され、これが高温雰囲気において成長・凝集することによって煤を生ずると考えられている。これに対して、燃焼の終了する頃に新たに着火するようにして追加の燃料噴射を行えば、この追加燃料の燃焼自体が煤の生成を促すことはなく、それは既に生成している煤や煤核の再燃焼を促すことになる。
【００４９】
しかも、そのようにして追加噴射を行う頃には既に燃焼室４の温度が低下し始めているから、追加した燃料自体の燃焼によって煤核の生成、成長、凝縮を生ずることはなく、これらのことから、適切な時期に追加の燃料噴射を行えば、排気中の煤の濃度を大幅にに低減することができると考えられる。
【００５０】
そのような効果的な追加噴射のためには、まず、早期噴射した燃料の燃焼が終了してその熱発生率が略零になる時点を求め、これから逆算して追加噴射の開始時期を設定すればよい。例えば、予め実験等により早期噴射燃料の燃焼終了時点を求め、これに前記着火遅れ及びインジェクタ５の駆動遅れを考慮して、その遅れ時間に対応する分だけ進角させた時点を追加噴射時期として設定し、これをエンジン運転状態に対応する制御マップ（後述の切換時追加噴射時期マップ）としてＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納する。そして、エンジン１の運転中に前記のマップから追加噴射の目標噴射時期をエンジン運転状態に応じて読み出すようにすればよい。
【００５１】
次に、燃焼モードの切換え時にＥＣＵ４０の切換時燃焼制御部４０ｅにより実行される過渡的な制御の手順を、図９のフローチャート図に基づいて具体的に説明する。
【００５２】
同図に示すフローのスタート後のステップＳＡ１では、少なくとも、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、エンジン回転速度センサ４１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データ等を読み込む。
【００５３】
続いて、ステップＳＡ２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、まず、アクセル開度とエンジン回転速度とに基づいて、図１０(a)に例示するような制御マップから目標トルクを読み込み、この目標トルクとエンジン回転速度とに基づいて、続くステップＳＡ３においてエンジン１が前記燃焼モードマップ上の第１運転領域（Ｈ）にあるかどうか、即ち予混合燃焼モードかどうか判定する。尚、前記目標トルクのマップは、アクセル開度とエンジン回転速度とに対応するエンジン１のへの要求トルクの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、アクセル開度が大きいほど、またエンジン回転速度が高いほど、目標トルクが大きくなるように設定されている。
【００５４】
前記ステップＳＡ３の判定結果がＮＯでエンジン１が第２運転領域（Ｄ）にあれば、後述のステップＳＡ１３に進む一方、判定結果がＹＥＳでエンジン１が第１運転領域（Ｈ）にあればステップＳＡ４に進み、ここでＥＧＲ弁３５の開度制御のためのマップ（ＥＧＲ制御マップ）を予混合燃焼モードのものに切換える。すなわち、図１０(b)に一例を示すように、ＥＣＵ４０のメモリには、エンジン１を予混合燃焼モードとするために、その運転状態に応じて目標ＥＧＲ率を設定したＥＧＲ制御マップと、同様にディーゼル燃焼モードにするための目標ＥＧＲ率を設定したＥＧＲ制御マップとがそれぞれ電子的に格納されており、各燃焼モード毎に対応するＥＧＲ制御マップから読み込んだ目標ＥＧＲ率に基づいて、この目標ＥＧＲ率になるようにＥＧＲ弁３５の開度を制御するようになっている。尚、図１０(b)には予混合燃焼モードのためのマップの一例を示すが、同図によれば、第１運転領域（Ｈ）において負荷が高いほど、また、エンジン回転速度が高いほど、目標ＥＧＲ率は小さくなっている。
【００５５】
続いて、ステップＳＡ５において、エンジン１の吸入空気量から実際のＥＧＲ率（実ＥＧＲ率）を推定する演算を行う。すなわち、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エンジン回転速度とに基づいて所定の計算式により排気の還流量を推定し、これによりＥＧＲ率を計算する。続いて、ステップＳＡ６では前記目標ＥＧＲ率から実ＥＧＲ率を減算して、それらの偏差（ＥＧＲ偏差）を求め、続くステップＳＡ７において、前記ＥＧＲ偏差と吸入空気量とに基づいて、予め設定した制御マップ（切換時早期噴射量マップ）から早期噴射量を読み込む。そうして読み込んだ早期噴射量に基づいて、予め設定したテーブル（図示せず）から早期噴射時期を読み込む。
【００５６】
前記切換時早期噴射量マップは、吸入空気量とＥＧＲ偏差とに対応する最適な早期噴射量を予め実験的に求めて設定し、これをＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納したものであり、図１１に一例を示すように、吸入空気量が少ないほど、またＥＧＲ偏差が小さいほど、早期噴射量が大きくなるように設定されている。すなわち、エンジン１をディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードに切換えるときには、その切換えの前後におけるＥＧＲ率の相互の偏差が大きいときほど、早期噴射する燃料の量を少なくするようにしており、これにより、ＥＧＲ率が第１設定値に満たないときでも過早な着火の発生を抑制することができる。
【００５７】
前記ステップＳＡ７に続くステップＳＡ８では、目標トルクとエンジン回転速度とに対応する予混合燃焼のための基本的な燃料噴射量を基本的な燃料噴射量の制御マップ（図４(a)参照）から読み込み、この基本的な噴射量と前記早期噴射量とエンジン回転速度とに基づいて、予め設定した切換時追加噴射量マップから追加噴射量を読み込む。このマップは、エンジン１の運転状態に対応して本来、必要な要求トルク（目標トルク）に対応する前記基本的な噴射量に対して、前記の如く過早な着火を抑制すべく早期噴射量を少なくしていることに対応して、そのことによるトルクの低下を補完するように追加で噴射する燃料の量を予め実験的に求めて設定し、これをＥＣＵ４０のメモリに電子的に格納したものである。従って、図示しないが、追加噴射量は、基本噴射量が多いほど、また、早期噴射量が少ないほど、多くなるように設定されている。
【００５８】
また、前記ステップＳＡ８では追加噴射の時期も予め設定した制御マップ（切換時追加噴射時期マップ）から読み込むようにする。ここで、上述したように、排気中の煤を低減させるためには追加噴射を早期噴射燃料の燃焼が略終了する頃に行う必要があるが、この時期（クランク角）は燃料の早期噴射量やエンジン回転速度によって変化する。そして、この追加噴射時期の変更に伴いその燃料の燃焼がエンジントルクに寄与する度合いが変化し、基本的には進角側ほどトルクへの寄与が大きくなり、遅角側ほどトルクへの寄与は小さくなる。このことから、結局、この参考例では、まず、実験的に求めた早期噴射燃料の燃焼終了時点に対応付けて追加噴射時期を設定し、これによるエンジントルクへの寄与の度合いも加味して、前記切換時追加噴射量マップを設定している。
【００５９】
前記ステップＳＡ８に続いて、ステップＳＡ９では、エンジン１の各気筒２毎に燃料の早期噴射及び追加噴射をそれぞれ実行し、続くステップＳＡ１０において前記ステップＳＡ５と同様に実ＥＧＲ率を推定して、続くステップＳＡ１１において実ＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に達したかどうか判定する。この判定がＮＯで目標ＥＧＲ率に達しなければ、前記ステップＳＡ９、ＳＡ１０の手順を繰り返す一方、判定がＹＥＳで目標ＥＧＲ率に達すれば、ステップＳＡ１２に進んで、エンジン１をＥＣＵ４０の第１燃焼制御部４０ｃにより予混合燃焼モードで運転するようにして、切換時の過渡的な制御は終了する（エンド）。
【００６０】
つまり、目標トルク及びエンジン回転速度に基づいてエンジン１が第１運転領域（Ｈ）にあると判定された場合に、ＥＧＲ偏差が大きいときには、ディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードへの切換えの途中であると判断し、このときには、ＥＧＲ弁３５の開作動によって排気の還流量が増大して実ＥＧＲ率が第１設定値以上の所定値になるまでの間、即ちＥＧＲ偏差がなくなるまでの間、早期噴射する燃料の量を相対的に少なくして、過早な着火の発生を抑制するとともに、そのように早期噴射する燃料を減らしたことによるエンジントルクの低下を追加の燃料噴射によって補完して、燃焼モード切換時のトルク変動を抑制するようにしている。
【００６１】
一方、前記ステップＳＡ４においてＮＯ、即ちエンジン１が第２運転領域（Ｄ）にあると判定したときには、ステップＳＡ１３〜ＳＡ２０に進んで、それぞれ前記ステップＳＡ４〜ＳＡ１１と同様の手順を実行する。すなわち、ステップＳＡ１３でＥＧＲ制御マップをディーゼル燃焼モードのものに切換え、続くステップＳＡ１４ではエンジン１の吸入空気量から実ＥＧＲ率を推定し、続くステップＳＡ１５ではＥＧＲ偏差を求める。続いて、ステップＳＡ１６では早期噴射量をマップから読み込み、ステップＳＡ１７では追加噴射量をマップから読み込み、続くステップＳＡ１８において各気筒２毎に早期噴射及び追加噴射をそれぞれ実行する。そして、ステップＳＡ１９で実ＥＧＲ率を推定し、ステップＳＡ２０において、実ＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に達したかどうか判定して、目標ＥＧＲ率に達すれば（判定がＹＥＳ）、ステップＳＡ２１に進んで、エンジン１をＥＣＵ４０の第２燃焼制御部４０ｄによりディーゼル燃焼モードで運転するようにして、切換時の過渡的な制御は終了する（エンド）。
【００６２】
つまり、エンジン１が第２運転領域（Ｄ）にあると判定され、且つＥＧＲ偏差が大きいときには、予混合燃焼モードからディーゼル燃焼モードへの切換えの途中であると判断して、このときにはＥＧＲ弁３５の閉作動によって排気の還流量が減少してＥＧＲ偏差がなくなるまでの間、前記のディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードへの切換え時と同様に過渡的な制御を行うものである。
【００６３】
前記図８に示す制御フローのステップＳＡ２が、エンジン１の運転状態を検出する運転状態検出部４０ａに対応しており、また、ステップＳＡ３が、その検出された運転状態に応じて、エンジン１を予混合燃焼モード又はディーゼル燃焼モードのいずれかに切換える燃焼モード切換部４０ｂに対応している。また、ステップＳＡ１２がエンジン１を予混合燃焼モードで運転制御する第１燃焼制御部４０ｃに、また、ステップＳＡ２１がエンジン１をディーゼル燃焼モードで運転制御する第２燃焼制御部４０ｄに、それぞれ対応している。
【００６４】
さらに、ステップＳＡ４〜ＳＡ１１、ＳＡ１３〜ＳＡ２０が、前記予混合燃焼モードとディーゼル燃焼モードとの切換時にエンジン１の過渡的な運転制御を行う切換時燃焼制御部４０ｅに対応しており、この切換時燃焼制御部４０ｅは、エンジン１がディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードに切換えられるときに、その切換えの前後におけるＥＧＲ率の相互の偏差が大きいときほど、早期噴射する燃料の量を少なくするとともに、これによるエンジン１のトルクの不足を補完するように、気筒２の膨張行程にて燃料を追加噴射するように構成されている。加えて、前記ステップＳＡ５，ＳＡ１４により、エンジン１の実際のＥＧＲ率を推定する排気還流率推定手段が構成されている。
【００６５】
（作用効果）
次に、この参考例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が第１運転領域（Ｈ）にあって且つ第２運転領域（Ｄ）からの切換え時でなければ、予混合燃焼モードとされ、ＥＧＲ弁３５が相対的に大きく開かれて、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へ供給されて、燃焼室４への排気の還流割合が高い状態（実ＥＧＲ率が第１設定値以上の状態）になる。
【００６６】
この状態の燃焼室４に対し、インジェクタ５による燃料の噴射が気筒２の圧縮行程の所定クランク角範囲（ＢＴＤＣ９０°〜３０°ＣＡ）にて開始されることで、以下に述べるように予混合燃焼が主体の燃焼状態になると考えられる。すなわち、前記のように早期噴射された燃料は燃焼室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する。この混合気中では、特に燃料蒸気や酸素の密度が高い部分で比較的低温度の酸化反応（いわゆる冷炎）が進行するが、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、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、高温の酸化反応への移行（いわゆる着火）は抑制されて、着火遅れ時間が長くなる。
【００６７】
そして、気筒２の圧縮上死点近傍に至り、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。この際、混合気中の燃料蒸気と空気及び還流排気とは既に十分に混ざり合って均一に分散しており、さらに、比較的燃料密度の高い部分では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、燃焼に伴う煤の生成は殆ど見られない。
【００６８】
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ることから、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、燃料と酸素との反応によって発生する熱（燃焼熱）はそれらの周囲に分散する排気（二酸化炭素等）によって吸収されることになるので、混合気全体としても燃焼温度の上昇が抑えられて、ＮＯｘが大幅に低減される。
【００６９】
一方、エンジン１が第２運転領域（Ｄ）にあり、且つ第１運転領域（Ｈ）からの切換え時でなければ、ディーゼル燃焼モードとされ、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の状態になる。この際、ＥＧＲ弁３５の開度は相対的に小さくされ、適度な量の排気の還流によってＮＯｘや煤が低減されるとともに、排気の還流割合が所定以下とされることで（実ＥＧＲ率≦第２設定値）、十分な空気の供給が確保されて、高い出力が得られるようになる。
【００７０】
さらに、エンジン１の燃焼モードが前記予混合燃焼モードとディーゼル燃焼モードとの間で切換えられるときには、過渡的に実ＥＧＲ率が前記第２設定値よりも大きく且つ第１設定値よりも小さな状態になるが、このときには各気筒２のインジェクタ５により燃料が所定クランク角範囲にて早期噴射されるとともに、その噴射量がエンジン１の目標トルクに対応する量よりも少なくなるように制御される。このように早期噴射燃料を少なくすることで、燃焼室４における燃料の濃度は全体的に低くなり、このことで、実ＥＧＲ率が第１設定値に満たない状態であっても過早な着火の発生が抑制される。また、仮に過早な着火が起きたとしても、これによる燃焼音はあまり大きなものにはならない。
【００７１】
そして、そのような早期噴射量の減量を補完するように、気筒２の膨張行程にてインジェクタ５により追加の燃料噴射が行われ、これによりエンジントルクの低下が阻止されて、トルク変動のない良好な運転フィーリングが得られる。しかも、早期噴射燃料の燃焼により生成した煤や煤核が追加噴射燃料の燃焼によって再燃焼されるので、燃焼モードの切換えに伴う煤の増大は極めて効果的に抑制される。
【００７２】
その際、燃焼モード切換えの前後におけるＥＧＲ率の偏差が大きいときほど、即ち、燃料の着火遅れ時間の過渡的なずれが大きくなって、過早な着火が起き易い状態にあるほど、早期噴射燃料の量を少なくしその分、追加噴射燃料を多くするようにしているから、燃料の過早な着火やそれによる騒音の発生を十分に抑制できるとともに、早期噴射によってある程度以上のトルクを確保することができ、これにより、追加噴射の量はあまり多くしなくても済む。こうして、早期噴射に比べて熱効率の低い追加噴射の燃料をできるだけ少なくすることで、燃焼モード切換えの際の燃料消費率を改善することができる。
【００７３】
図１２は、前記のように早期噴射及び追加噴射を行う場合にそれらの比率を変えながら、熱発生率の変化、即ち燃焼状態の変化する様子を調べた実験の結果を示し、図１３はそのときの排気中の煤の濃度(a)、燃費率(b)、燃焼音の大きさ(c)をそれぞれ計測したものである。尚、ＥＧＲ率は前記第１設定値及び第２設定値の中間の値で略一定としている。
【００７４】
詳しくは、図１２にグラフ(I)として仮想線で示すように、早期噴射量が多いとき（追加噴射量の約１．５倍くらいのとき）には過早なタイミングで激しい燃焼が発生し、熱発生のピークが高い。また、同じく仮想線のグラフ(II)、(III)に示すように早期噴射量を徐々に減らしていって、早期噴射量が追加噴射量と略同じになると(III)、これに連れて熱発生のピークは速やかに低下していく。そして、追加噴射量の方が多くなると、図に破線のグラフ(IV)や実線のグラフ(V)として示すように、過早な着火は発生しなくなって、ＴＤＣ近傍での燃焼とこれに続く膨張行程での燃焼とが互いに同様の熱発生率を示すようになる。
【００７５】
そして、図１３(a)に示すように、排気中の煤の濃度は全体としては早期噴射量の減少によって少なくなり、特に早期噴射量が追加噴射量と略同じとき（グラフ(III)）に最小となっている。また、同図(b)に示すように、燃費率は早期噴射量の減少に応じて悪化しており、さらに、同図(c)に示すように、燃焼騒音は早期噴射量の減少に伴い小さくなっている。
【００７６】
（変形例）
前記の参考例では、エンジン１の燃焼モードの切換時に吸入空気量に基づいて実ＥＧＲ率を求め、この実ＥＧＲ率と目標ＥＧＲ率との偏差（ＥＧＲ偏差）に基づいて早期噴射量を決定するようにしているが、途中の計算を省略して吸入空気量及びその偏差から直接的に早期噴射量を決定するようにしてもよい。すなわち、エンジン１を良好な予混合燃焼状態にするための適正なＥＧＲ率に対応する吸入空気量を予めエンジン１の運転状態に対応付けて目標空気量マップとして設定しておき、このマップから読み出した吸入空気量の適正値とエアフローセンサ１９により検出された実際の吸入空気量との偏差（ＥＧＲ偏差と同様の意味を持つ）と、吸入空気量とに基づいて、前記切換時早期噴射量マップ（図１１参照）と同様のマップから早期噴射量を読み込むようにすればよい。
【００７７】
より具体的に、図１４は、変形例のＥＣＵ４０の切換時燃焼制御部４０ｅにおいて早期噴射量及び追加噴射量をそれぞれ決定する手順を示す機能ブロック図の一例であり、同図に示すように、目標空気量マップｍ１から読み出した吸入空気量の適正値から実吸入空気量を減算して、空気量偏差を求め、この空気量偏差と実吸入空気量とに基づいて切換時早期噴射量マップｍ２から早期噴射量を読み出して、設定する。一方、アクセル開度及びエンジン回転速度に基づいて目標トルクマップｍ３から目標トルクを読み出し、これに基づいて基本的な燃料噴射量マップｍ４から基本的な燃料噴射量を読み出して、前記早期噴射量、基本的な燃料噴射量及びエンジン回転速度に基づいて、前記実施形態のものと同様の切換時追加噴射量マップｍ５から追加噴射量を読み出して、設定する。
【００７８】
前記ブロック図に示す信号処理は、前記実施形態のフローチャートにおけるステップＳＡ４〜ＳＡ８，ＳＡ１３〜１７の処理と等価であり、これにより、燃焼モードの切換時にその切換えの前後におけるＥＧＲ偏差が大きいときほど、早期噴射量が少なくなり、一方、追加噴射量が多くなって、前期の実施形態と同じ作用効果が得られる。
【００７９】
（実施形態）
図１５は、本発明の実施形態に係る燃焼制御装置Ａにおける燃焼モード切換え時の制御手順を示す。この実施形態の特徴は、燃焼モードの切換えの途中で実ＥＧＲ率の変化に応じて早期噴射する燃料の量を変更するようにしたことにあり、その点を除いて燃焼制御装置の構成は前記参考例のものと同じなので、参考例と同じ構成要素については同一符号を付して、その説明は省略する。
【００８０】
具体的には、例えば、図１６(a)に示すディーゼル燃焼モードから同図(d)に示す予混合燃焼モードへ切換えるときには、ＥＧＲ弁３５の開作動と同時に燃料の噴射態様をＴＤＣ近傍での噴射から早期噴射に切換え、これに加えて、追加の燃料噴射を行うようにする。こうすると、最初にＥＧＲ偏差が最も大きくなるので、このことに応じて同図(b)に示すように燃料の早期噴射量を少なくし、一方、追加噴射量は比較的多くする。こうすることで、ＥＧＲ偏差の大きな状態であっても、燃料の過早な着火を十分に抑制できる。
【００８１】
そして、同図に(a)、(b)、(c)、(d)の順に示すように実ＥＧＲ率が増大して、ＥＧＲ偏差が減少するのに応じて、早期噴射量を徐々に増大させる一方、追加噴射量を徐々に減少させていって、実ＥＧＲ率が第１設定値以上の目標値になり、ＥＧＲ偏差が略零になったときに追加噴射を終了して、早期噴射のみによる予混合燃焼モードとなる。
【００８２】
反対に、予混合燃焼モードからディーゼル燃焼モードへの移行時には、ＥＧＲ弁３５の閉作動によって実ＥＧＲ率が徐々に減少する（ＥＧＲ偏差が徐々に大きくなる）のに応じて、早期噴射量を徐々に減少させる一方、追加噴射量を徐々に増大させる。そして、実ＥＧＲ率がディーゼル燃焼に適した目標ＥＧＲ率（第２設定値以下の値）になれば、ＴＤＣ近傍の燃料噴射のみによるディーゼル燃焼モードとなる。
【００８３】
次に、この実施形態における燃焼モード切換時の制御手順を具体的に図１５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ＳＢ１〜ＳＢ３では、図９に示す参考例のフローのステップＳＡ１〜ＳＡ３と同じ制御手順を実行し、そのステップＳＢ３においてエンジン１が予混合燃焼モードでないＮＯと判定すれば後述のステップＳＢ１２に進む一方、予混合燃焼モードでＹＥＳと判定すればステップＳＢ４に進んで、ＥＧＲ制御マップを予混合燃焼モードのものに切換える。続いて、ステップＳＢ５において、現在の実ＥＧＲ率を推定する演算を行う。この推定演算は、前記参考例の場合とは異なり、吸入空気量及びエンジン回転速度だけではなく、さらに、リニアＯ2センサ２９により検出される排気の酸素濃度とインジェクタ５による燃料噴射量とを加味して所定の計算により排気の還流量を推定し、これにより実ＥＧＲ率を計算する。
【００８４】
続いて、ステップＳＢ６〜ＳＢ９において、前記参考例のフローのステップＳＡ６〜ＳＡ９と同様の制御手順を実行する。すなわち、ステップＳＢ６でＥＧＲ偏差を計算し、ＳＢ７，ＳＢ８でそれぞれ早期噴射量及び追加噴射量を求め、ＳＢ９で早期噴射及び追加噴射をそれぞれ実行する。そして、ステップＳＢ１０において実ＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に達したかどうか判定して、この判定がＮＯで目標ＥＧＲ率に達しなければ、前記ステップＳＢ５〜ＳＢ９の手順を繰り返す一方、判定がＹＥＳで目標ＥＧＲ率に達すれば、ステップＳＢ１１に進んで、エンジン１を予混合燃焼モードとして、切換時の制御を終了する（エンド）。
【００８５】
このようにして、ディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードへの切換えの途中で排気の還流量が増大して実ＥＧＲ率が徐々に増大し、これによりＥＧＲ偏差が徐々に減少するのに応じて、早期噴射量を徐々に増大させる一方、追加噴射量は徐々に減少させることができる。
【００８６】
一方、前記ステップＳＢ３においてエンジン１が予混合燃焼モードでないＮＯと判定して進んだステップＳＢ１２では、ＥＧＲ制御マップをディーゼル燃焼モードのものとし、続くステップＳＢ１３〜ＳＢ１８において、それぞれ前記ステップＳＢ５〜ＳＢ１１と同様の手順を実行する。すなわち、ステップＳＢ１３で実ＥＧＲ率を推定し、ＳＢ１４でＥＧＲ偏差を求め、ＳＢ１５で早期噴射量をマップから読み込み、ＳＢ１６で追加噴射量をマップから読み込む。さらに、ステップＳＢ１７で早期噴射及び追加噴射をそれぞれ実行し、ＳＢ１８では実ＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に達したかどうか判定する。この判定により、実ＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に達す得るまでは前記ステップＳＢ１３〜ＳＢ１７の手順を繰り返して実行し、目標ＥＧＲ率に達すれば（判定がＹＥＳ）、ステップＳＢ１９に進んで、エンジン１をディーゼル燃焼モードとして、切換時の制御を終了する（エンド）。
【００８７】
このようにして、予混合燃焼モードからディーゼル燃焼モードへの切換の途中で排気の還流量が減少して実ＥＧＲ率が徐々に低下し、これによりＥＧＲ偏差が徐々に増大するのに応じて、早期噴射量を徐々に減少させる一方、追加噴射量は徐々に増大させることができる。
【００８８】
前記図１５に示す制御フローのステップＳＢ２が運転状態検出部４０ａに、また、ステップＳＢ３が燃焼モード切換部４０ｂに、それぞれ対応しており、さらに、ステップＳＢ１１が第１燃焼制御部４０ｃに、また、ステップＳＢ１９が第２燃焼制御部４０ｄに、それぞれ対応している。
【００８９】
また、前記フローのステップＳＢ４〜ＳＡ１０、ＳＢ１２〜Ｓｂ１８が切換時燃焼制御部４０ｅに対応しており、この切換時燃焼制御部４０ｅは、エンジン１がディーゼル燃焼モードから予混合燃焼モードに切換えられる途中で、ＥＧＲ偏差が変化するのに対応させて、早期噴射量と追加噴射量とをそれぞれ徐々に変更するように構成されている。
【００９０】
そして、前記ステップＳＢ５，ＳＢ１３により、エンジン１の実際のＥＧＲ率を推定する排気還流率推定手段が構成されている。
【００９１】
したがって、この実施形態に係る燃焼制御装置Ａによれば、前記参考例と同じく、エンジン１を予混合燃焼モードとディーゼル燃焼モードとの間で切換えるときに、トルクの変動を防止しながら過大な騒音の発生を抑制することができ、さらに、排気中の煤の増大を効果的に抑制できる。
【００９２】
その際、排気通路２６に配設したリニアＯ2センサ２９等からの信号に基づいて、燃焼モードの切換えの途中で時間の経過とともに変化する実ＥＧＲ率を推定し、この推定結果に基づいて、実際の排気還流率の変化に対応するように燃料の早期噴射量及び追加噴射量を徐々に変更するようにしているので、その燃料噴射量の比率を最適化して、過早な着火の抑制、トルク変動の防止及び燃費の改善を高い次元で両立することができる。
【００９３】
（他の実施形態）
尚、本発明の構成は、前記参考例や実施形態のものに限定されることはなく、その他の種々の構成を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、エンジン１の運転状態が変化して第１運転領域（Ｈ）と第２運転領域（Ｄ）との一方から他方に移行するときに、ＥＣＵ４０の切換時燃焼成御部４０ｅにより過渡的なエンジン制御を行うようにしているが、これに限らず、例えばエンジン１が第１運転領域（Ｈ）にあっても、触媒コンバータ２８の昇温促進やＮＯｘ吸収材への還元成分の供給等のために一時的に予混合燃焼モードからディーゼル燃焼モードへ切換えるときや、その後、再び予混合燃焼モードに戻すときにも、前記の過渡的な制御を行うようにしてもよい。
【００９４】
また、前記実施形態において、エンジン１に気筒２内の燃焼室４における流動を強化する手段（例えば、吸気通路１６の一部を塞いでスワールやタンブルを強化するシャッター弁や吸気弁のリフト量を変更する可変動弁機構等）を備え、燃焼モードの切換え時に前記の流動を強化する手段を作動させて、気筒２内の流動を強化するようにしてもよい。こうすれば、追加噴射による燃料の燃焼速度を向上させて、燃費の改善を図ることができる。
【００９５】
さらに、前記実施形態では、エンジン１を予混合燃焼モードとするときに、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。
【００９６】
【発明の効果】
以上、説明したように、請求項１の発明に係るディーゼルエンジンの燃焼制御装置によると、エンジンをその運転状態に応じて、相対的に排気還流率の高い第１燃焼制御状態と相対的に排気還流率の低い第２燃焼制御状態とに切換えるようにしたものにおいて、それらの２つの燃焼制御状態のうちの一方から他方に切換えるときに、気筒の吸気乃至圧縮行程において燃料を早期噴射し、且つその噴射量を比較的、少なくすることによって、排気の還流率が十分に高くない状態でも過早な着火乃至それに起因する騒音の発生を抑えることができる。
【００９７】
また、第２燃焼制御状態から第１燃焼制御状態への切換えに際し、時間の経過とともに燃焼室への排気の還流量が増大して、徐々に過早な着火の起き難い状態になることに対応して、排気還流率の偏差に応じて早期噴射する燃料の量を制御するようにしたので、過早着火の起き易さに正確に対応するように早期噴射量を制御することができ、過早着火を抑制しながら、燃料が過度に少なくならないようにして、エンジンのトルクを確保することができる。
【００９８】
請求項２の発明によると、早期噴射量を少なくしたことによるエンジンのトルクの不足を補完するように、燃料噴射弁により燃料を気筒の膨張行程にて追加噴射させることで、トルク変動のない良好な運転フィーリングが得られる。また、早期噴射燃料の燃焼時に生成された煤や煤核を再燃焼させて、燃焼状態の切換えに伴う煤の増大を効果的に抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の参考例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】エンジンの基本的な目標噴射量及び噴射時期の制御マップの一例を示す説明図である。
【図５】ＥＧＲ率の変化に対する熱発生率の変化を示すグラフ図である。
【図６】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７】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８】実ＥＧＲ率の変化に対応する煤の濃度の変化を、予混合燃焼とディーゼル燃焼とで対比して示すグラフ図である。
【図９】燃焼モード切換え時の過渡的な制御の手順を示すフローチャート図である。
【図１０】エンジンの目標トルクマップ及びＥＧＲ制御マップの一例を示す説明図である。
【図１１】切換時早期噴射量マップの一例を示す説明図である。
【図１２】早期噴射量と追加噴射量との比率を変えて、それによる燃焼状態（熱発生率）の変化を調べた実験結果を示すグラフ図である。
【図１３】早期噴射量と追加噴射量との比率を変えたときの排気中の煤の濃度(a)、燃費率(b)、燃焼音(c)の変化をそれぞれ示すグラフ図である。
【図１４】変形例の切換時燃焼制御手段の構成を示す機能ブロック図である。
【図１５】本発明の実施形態に係る図９相当図である。
【図１６】燃焼モード切換時の実ＥＧＲ率の変化と燃料噴射量の変化とを対応付けて示した説明図である。
【符号の説明】
Ａディーゼルエンジンの燃焼制御装置
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）
１６吸気通路
２６排気通路
３４ＥＧＲ通路
３５ＥＧＲ弁（排気還流量調節手段）
４０コントロールユニット（ＥＣＵ）
４０ａ運転状態検出部（運転状態検出手段）
４０ｂ燃焼モード切換部（燃焼制御切換手段）
４０ｃ第１燃焼制御部（第１燃焼制御手段）
４０ｄ第２燃焼制御部（第２燃焼制御手段）
４０ｅ切換時燃焼制御部（切換時燃焼制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a combustion control device for a direct injection diesel engine, and particularly to the technical field of transient control when switching the combustion state of an engine.
[0002]
[Prior art]
  Generally, in a direct-injection diesel engine, fuel is injected into a high-temperature and high-pressure combustion chamber in the vicinity of the compression top dead center (TDC) of the 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 on the tip side and the outer peripheral side of the fuel spray to form an air-fuel mixture, and when the concentration and temperature of this air-fuel mixture are in a state necessary for ignition, self-ignition, Start combustion (so-called premixed combustion). And it is thought that the part which started combustion in that way becomes a nucleus, and carries out diffusion combustion, entraining the surrounding fuel vapor and air.
[0003]
  In the combustion of such a normal diesel engine (hereinafter also simply referred to as diesel combustion), most of the fuel undergoes diffusion combustion following the initial premixed combustion. In a spray (air mixture), nitrogen oxides (NOx) are generated due to rapid heat generation in portions where the excess air ratio λ is close to 1, and soot is generated due to oxygen shortage in portions where fuel is excessive. Will be. With respect to this point, measures have been conventionally taken to recirculate part of the exhaust gas to the intake air to reduce NOx and soot (Exhaust Gas recirculation: hereinafter simply referred to as EGR) or to increase the fuel injection pressure. Yes.
[0004]
  If the exhaust gas that is inactive by EGR is recirculated to the intake system, the combustion temperature is lowered and the generation of NOx is suppressed, while the oxygen in the intake air is reduced. As a result, the generation of In addition, increasing the fuel injection pressure promotes atomization of the fuel spray and increases the penetration force to improve the air utilization rate, so that generation of soot can be suppressed, but NOx is rather easy to generate. Become. In other words, in conventional diesel combustion, there is a trade-off between NOx reduction and soot reduction, and it is difficult to reduce both simultaneously.
[0005]
  On the other hand, in recent years, there has been a new combustion mode in which NOx and soot can be reduced at the same time and greatly by making the fuel injection timing abruptly advanced so that premixed combustion is the main combustion state. They have been proposed and are generally known by the name of diesel premixed combustion or premixed compression ignition combustion. In this new combustion mode, for example, a large amount of exhaust gas is recirculated by EGR, fuel is injected relatively early in the compression stroke of the cylinder, and sufficiently mixed with air, and this premixed gas is ignited at the end of the compression stroke. And burning (see, for example, Patent Document 1).
[0006]
  In such a combustion state, it is preferable that the ratio of the exhaust gas recirculated into the intake air by EGR (EGR rate: exhaust gas recirculation rate) is several stages higher than that in the above-described diesel combustion. In other words, a large amount of exhaust having a larger heat capacity than air can be mixed in the intake air, thereby reducing the density of fuel and oxygen in the premixed gas, thereby extending the ignition delay time, and While sufficiently mixing the fuel and oxygen in the air-fuel mixture, the timing of self-ignition of the pre-air mixture can be retarded to near TDC. Since the fuel vapor concentration variation in the premixed gas is small, soot generation due to combustion is reduced, and the inert exhaust is distributed almost uniformly around the fuel and oxygen in the premixed gas. In addition, since this absorbs the heat of combustion, it is considered that the production of NOx is greatly suppressed.
[0007]
  However, an increase in the recirculation ratio of the exhaust gas in the intake air due to EGR means that the amount of air decreases accordingly, so that it is difficult to realize the combustion state as described above on the high load side of the engine. is there. For this reason, even in the conventional example, in the low load side operation region, early fuel injection is performed as described above, and the EGR rate is controlled to a relatively high first set value or more, so that the premixed compression ignition combustion is performed. On the other hand, in the operating region on the high load side, the fuel injection mode is switched so that the fuel is injected in the vicinity of the TDC so as to be diesel combustion. At this time, the EGR rate is the first to avoid an increase in soot. Control is made to be less than or equal to a second set value that is smaller than the set value.
[0008]
[Patent Document 1]
        JP 2000-110669 A (Pages 6 to 10, FIGS. 2 to 9)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
  By the way, as described above, when the engine is switched between the premixed compression ignition combustion and the diesel combustion, there is a problem that the exhaust state is transiently deteriorated or a large noise is generated during the switching. That is, when switching from premixed compression ignition combustion to diesel combustion, the recirculation amount of the exhaust gas by EGR is decreased and the EGR rate is changed from a state higher than the first set value to a state lower than the second set value. Since a certain amount of time is required for the change in the exhaust gas recirculation amount, if the fuel injection mode is immediately switched to the injection in the vicinity of the TDC for diesel combustion, diffusion combustion is mainly performed in a state where the EGR rate is too high. And soot production is significantly increased.
[0010]
  Conversely, when switching from diesel combustion to premixed compression ignition combustion, a certain amount of time is required for the change in the exhaust gas recirculation amount. At this time, if the EGR rate is not sufficiently high, the fuel injection mode is changed. If switching to the early injection, this fuel self-ignites at an early timing, and an extremely loud combustion noise is generated. In this case, the amount of NOx produced increases rapidly, and the amount of soot produced also increases.
[0011]
  The present invention has been made in view of such a point, and the main object thereof is a first combustion state mainly composed of premixed combustion (for example, the above-mentioned premixed compression ignition combustion) and diffusion combustion mainly. In a diesel engine that is switched to one of the second combustion states (for example, conventional general diesel combustion) and operated, particularly in the control procedure when switching from the second combustion state to the first combustion state. The goal is to reduce the generation of premature ignition or excessive noise caused by it.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, in the present invention, the combustion state of the diesel engine is switched from the above-described second combustion state to the first combustion state.In the transition period, early injection is performed from the beginning as in the first combustion state.By relatively reducing the amount of fuel to be injected early, the occurrence of premature ignition or noise resulting therefrom was suppressed.
[0013]
  Specifically, in the first aspect of the invention, a fuel injection valve that faces the combustion chamber in the cylinder of the engine, an exhaust gas recirculation amount adjusting means that adjusts the recirculation amount of exhaust gas to the combustion chamber in the cylinder, and the fuel injection The valve causes the fuel to be injected early in a predetermined period of the intake or compression stroke of the cylinder, and the exhaust gas is set to a predetermined first exhaust gas recirculation rate or higher so that the fuel is self-ignited in the vicinity of the compression top dead center of the cylinder. In order to cause the fuel to be injected near the compression top dead center of the cylinder by the first combustion control means for controlling the recirculation amount adjusting means and the fuel injection valve, and to self-ignite this fuel near the compression top dead center of the cylinder , Second combustion control means for controlling the exhaust gas recirculation amount adjusting means so as to be less than or equal to the second exhaust gas recirculation ratio smaller than the first exhaust gas recirculation ratio, and operating state detecting means for detecting the operating state of the engine And this operating state detection hand Depending on the detection result by presupposes combustion control device for a diesel engine and a combustion control switching means to execute switching a combustion control according to one of the first and second combustion control means.
[0014]
  When the engine is switched from the second combustion control state by the second combustion control means to the first combustion control state by the first combustion control means by the combustion control switching means, the fuel is injected by the fuel injection valve. Switch-time combustion control means for performing early injection in a predetermined period and controlling the injection amount to be less than the amount corresponding to the required torque for the engineAnd an exhaust gas recirculation rate estimating means for estimating an actual exhaust gas recirculation rate that changes as the combustion state is switched,WithAt the same time, the switching-time combustion control means operates the exhaust gas recirculation amount adjusting means so as to increase the exhaust gas recirculation amount when the engine is switched from the second combustion control state to the first combustion control state. The fuel injection mode is switched from the injection near the compression top dead center to the early injection, and the deviation between the estimated value of the exhaust gas recirculation rate by the exhaust gas recirculation rate estimating means and the target value of the exhaust gas recirculation rate after switching the combustion state Based on the above, it is determined that the combustion state is being switched, and control is performed so that the amount of fuel to be injected earlier becomes smaller as the deviation of the exhaust gas recirculation rate increases.And
[0015]
  With the above configuration, first, in the first combustion control state of the engine, fuel is injected by the fuel injection valve early during a predetermined period of the intake or compression stroke of the cylinder, and the exhaust gas recirculation ratio is controlled by the exhaust gas recirculation amount adjusting means. Is greater than a predetermined value (a state equal to or higher than the first exhaust gas recirculation rate), whereby the fuel injected earlier into the combustion chamber in the cylinder is relatively widely dispersed in the combustion chamber and air and the recirculated exhaust gas. Are sufficiently mixed to form an air-fuel mixture having a high degree of homogeneity, which is self-ignited at the end of the compression stroke and becomes the first combustion state having a relatively large proportion of premixed combustion. In this combustion state, the production of NOx and soot is very small.
[0016]
  On the other hand, in the state of the second combustion control, the fuel is injected in the vicinity of TDC by the fuel injection valve, so that a conventional diesel combustion state (second combustion state) with a relatively high diffusion combustion ratio is obtained. At this time, NOx and soot are reduced by the recirculation of the exhaust gas to the intake air, and the recirculation ratio of the exhaust gas is suppressed to a predetermined value or less (the second exhaust gas recirculation rate or less), thereby ensuring an air supply amount. The output can be improved.
[0017]
  Further, when the engine is switched from the second combustion state to the first combustion state by the combustion control switching means, the exhaust gas is returned so that the state below the second exhaust gas recirculation rate is changed to the state above the first exhaust gas recirculation rate. While the flow rate is increased, the fuel is controlled to be injected early by the control of the fuel injection valve by the switching combustion control means so that the injection amount becomes smaller than the amount corresponding to the required torque of the engine. If the fuel to be injected early is relatively small in this way, the concentration of the fuel in the combustion chamber becomes lower overall, so that premature ignition can be suppressed even when the exhaust gas recirculation rate is low, Further, even if premature ignition occurs, the subsequent combustion is not so intense, so that excessive noise can be suppressed.
[0018]
  In addition, when the combustion state is switched in this way, first, the exhaust gas recirculation amount adjusting means is operated so as to increase the exhaust gas recirculation amount, and the fuel injection mode is changed from the injection near the compression top dead center to the above. Switch to early injection. Then, based on the deviation between the estimated value of the exhaust gas recirculation rate by the exhaust gas recirculation rate estimating means and the target value of the exhaust gas recirculation rate after switching the combustion state, it is determined that the combustion state is being switched, and the exhaust gas recirculation rate is determined. The amount of fuel to be injected early is controlled in accordance with the deviation.
[0019]
  That is, when switching from the second combustion control state to the first combustion control state, the recirculation amount of the exhaust gas to the combustion chamber increases with the passage of time (the deviation of the exhaust gas recirculation rate becomes small), and gradually becomes premature. Therefore, if the amount of fuel that is injected early is controlled according to the deviation of the exhaust gas recirculation rate, the early injection amount is controlled to accurately correspond to the likelihood of premature ignition. The engine torque can be ensured by preventing excessive fuel consumption while suppressing premature ignition.
[0020]
  Claim2In the present invention, the switching combustion control means additionally injects fuel in the expansion stroke of the cylinder by the fuel injection valve so as to compensate for the shortage of engine torque due to the reduction of the early injection amount.At the same time, the timing of the additional injection is set so that the fuel by the additional injection is ignited when the combustion of the fuel injected at the early stage is almost completed.Shall.
[0021]
  As a result, even if the amount of fuel that is injected early in order to suppress premature ignition is reduced, the decrease in engine torque caused by this can be compensated by the combustion of fuel that is additionally injected. No good driving feeling is obtained.MoreoverThe soot and soot produced during the combustion of the early injection fuel can be reburned to effectively suppress the soot increase accompanying the switching of the combustion state.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.For convenience of explanation, first of all, this book A combustion control device for a diesel engine based on the same technical idea as the invention will be described as a reference example, and then an embodiment of the present invention will be described.
[0023]
  (Reference example)
  FIG. 1 illustrates the present invention.Reference example1 shows an example of a combustion control device A for a diesel engine according to the above, and 1 is 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.
[0024]
  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 common rail pressure is controlled to correspond to the operating state of the engine 1.
[0025]
  Further, although not shown, a valve operating mechanism that opens and closes an intake valve and an exhaust valve is disposed above the engine 1, and the closing timing of the intake valve and the exhaust valve for each cylinder 2 is determined according to the cylinder. The actual compression ratio of 2 is set to be approximately 17 or less. Here, the actual compression ratio is a substantial compression ratio when the gas sucked into the cylinder 2 is compressed at the compression top dead center until the intake valve is closed. Unlike the stochastic compression ratio, it is generally close to the ratio of the combustion chamber volume at the compression top dead center to the combustion chamber volume when the intake valve is closed. On the other hand, a crank angle sensor 11 that detects the rotation angle of the crankshaft 10 and an engine water temperature sensor 13 that detects the temperature of the cooling water are provided below the engine 1. 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.
[0026]
  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.
[0027]
  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 has a valve shaft that is rotated by a stepping motor 23 to have an arbitrary opening from fully closed to fully open. The intake throttle valve 22 and the intake passage 16 are also in a fully closed state. The gap is sufficient to allow air to flow in between the peripheral wall.
[0028]
  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.
[0029]
  A turbocharger 30 comprising the turbine 27 and the compressor 20 in the intake passage 16 isReference exampleIs a variable turbocharger (hereinafter referred to as VGT) in which the cross-sectional area of the exhaust gas to the turbine 27 is changed by movable flaps 31, 31,. Are connected to the diaphragm 32 via a link mechanism (not shown), and the magnitude of the negative pressure acting on the diaphragm 32 is adjusted by the electromagnetic valve 33 for controlling the negative pressure. , 31,... Are adjusted. A turbocharger other than VGT may be used.
[0030]
  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. Further, 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 in the middle of the EGR passage 34. . thisReference exampleThe EGR valve 35 is of a negative pressure responsive type. Like the flaps 31, 31,... Of the VGT 30, the magnitude of the negative pressure applied to the diaphragm is adjusted by the electromagnetic valve 36. The flow rate of the exhaust gas recirculated to the intake passage 16 is adjusted by adjusting the cross-sectional area linearly.
[0031]
  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 the accelerator opening sensor 39 that detects the pedal operation amount (accelerator opening) and an output signal from the engine speed sensor 41 are input.
[0032]
  (Overview of engine combustion control)
  The basic control of the engine 1 by the ECU 40 mainly determines the basic fuel injection amount based on the accelerator opening, and changes the operating state of the injector 5 according to this, thereby changing the fuel injection amount and injection. The fuel pressure, that is, the fuel injection pressure is controlled by changing the operating state of the high-pressure supply pump 9 while controlling the timing, the number of injections, and the like. Further, the recirculation ratio of the exhaust gas to the combustion chamber 4 is controlled by changing the opening degree of the intake throttle valve 22 and the EGR valve 35, and the intake air intake is changed by changing the positions of the flaps 31, 31,. Improve supercharging efficiency.
[0033]
  Specifically, thisReference example2, for example, as shown in the control map (combustion mode map) in FIG. 2, the entire operation region of the engine 1 is divided into two, and premixed combustion is mainly performed in the first operation region (H) with a relatively low load. On the other hand, in the second operation region (D) with a relatively high load, mainly the fuel injection mode and the exhaust gas recirculation rate The engine 1 is operated by switching between the first and second combustion modes. In other words, the ECU 40 detects the operating state detection unit 40a that detects the operating state of the engine 1 (for example, the engine load and the engine speed) by executing a program electronically stored in the memory. A combustion mode switching unit 40b (combustion control switching means) that switches the combustion mode of the engine 1 to the first or second combustion mode according to the operating state, and the engine 1 is operated in the first combustion mode. A first combustion control unit 40c for controlling, a second combustion control unit 40d for controlling the operation in the second combustion mode, and a switching-time combustion control unit for performing transient control when switching between the first and second combustion modes. 40e.
[0034]
  Specifically, the engine 1 is in the first operation region (H) in the combustion mode map, and is operated in the first combustion mode (hereinafter also referred to as the premixed combustion mode) by the first combustion control unit 40c of the ECU 40. In some cases, as shown in FIG. 3 (a), for example, fuel is injected relatively early from the middle stage to the latter stage of the cylinder 2 by the injector 5 to form an air-fuel mixture that is as homogeneous as possible. Let it burn. At this time, the fuel injection amount and the injection timing of the early injection are respectively read out values corresponding to the operating state of the engine 1 from the basic control map at the time of steady operation as shown in FIGS. Set. Note that the timing of the early injection is not limited to the compression stroke of the cylinder 2, but may be the intake stroke. Further, the early injection need not be performed once as shown in FIG. 3A, and may be performed twice or more.
[0035]
  As described above, the combustion mode of fuel that has been injected early is conventionally referred to as premixed compression ignition combustion. If the injection timing is set appropriately when the amount of fuel injection is not so large, the fuel is dispersed moderately and widely. And after sufficiently mixing with air, most of them can be self-ignited after substantially the same ignition delay time and burned simultaneously. Hereafter, thisReference exampleThen, such a combustion state may be simply referred to as premixed combustion, which is the first combustion state in which the proportion of fuel premixed combustion is larger than the proportion of diffusion combustion.
[0036]
  Further, in the premixed combustion mode, the EGR valve 35 is relatively opened to make a large amount of exhaust gas in order to cause the fuel injected early as described above to self-ignite near the compression top dead center (TDC) of the cylinder 2. Is recirculated to the intake passage 16. In this way, a large amount of exhaust gas that is inert to fresh air (air) and has a large heat capacity is mixed, and further, fuel droplets and steam are mixed with the exhaust gas. And the density of the fuel and oxygen therein become relatively low, which increases the ignition delay time. Accordingly, the air, the recirculated exhaust gas, and the fuel can be sufficiently mixed and then ignited and burned at the optimum timing in the vicinity of the TDC.
[0037]
  The graph shown in FIG. 5 shows that when the fuel is injected and burned 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, the pattern of heat generation is as follows. It is the experimental result which showed how it changes according to the EGR rate (ratio of the recirculation exhaust amount with respect to the total intake air amount which combined the fresh air amount and the recirculation exhaust amount). As indicated by phantom lines in the figure, when the EGR rate is low, combustion starts considerably ahead of the TDC, resulting in an early heat generation pattern with low cycle efficiency. On the other hand, as the EGR rate increases, the 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 is approximately TDC and the cycle is cycled. A highly efficient heat generation pattern.
[0038]
  Further, according to the graph of FIG. 5, 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 generation of NOx is greatly suppressed.
[0039]
  The graph shown in FIG. 6 shows the change in the excess air ratio λ of the combustion chamber 4 and the concentration of NOx and soot in the exhaust with respect to the change in the EGR rate in the above-described experiment. According to FIG. Under these experimental conditions, when the EGR rate is approximately 0%, the excess air ratio λ is as large as λ≈2.7, and as the EGR rate increases from this state, the excess air ratio λ gradually decreases. When the EGR rate is approximately 55 to 60%, approximately λ = 1. Thus, when the recirculation ratio of the exhaust gas increases, the average excess air ratio λ of the air-fuel mixture approaches 1, but even if the ratio of fuel to air is approximately λ = 1, the air-fuel mixture Because there is a large amount of exhaust gas inside and the density of fuel and oxygen itself is not so high, it is considered that the combustion does not become so intense. Accordingly, as shown in FIG. 2 (b), the concentration of NOx in the exhaust gas uniformly decreases with an increase in the EGR rate, and almost no NOx is generated when the EGR rate is approximately 45% or more.
[0040]
  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, the ignition delay period does not become so long. Therefore, when the fuel spray and the intake air are not sufficiently mixed, the ignition occurs, and after the intense premix combustion, the diffusion combustion state occurs. Although it is conceivable, at this time, oxygen is excessively present in the intake air with respect to the fuel, so that it is estimated that soot is hardly generated. As the EGR rate gradually increases, the amount of oxygen in the intake air decreases, so the combustion state deteriorates and the amount of soot generated increases rapidly. However, when the EGR rate reaches approximately 55% or higher, As described above, it is considered that the air, the recirculated exhaust gas, and the fuel are sufficiently mixed to burn, and as a result, almost no soot is generated.
[0041]
  In short, in the premixed combustion mode, fuel is injected early by the injector 5 during a predetermined period of intake or compression stroke of the cylinder 2 (for example, BTDC 90 ° to 30 ° CA is preferable) and the opening degree of the EGR valve 35 is controlled. By setting the EGR rate to a predetermined value or more (first set value: approximately 55% in the above experimental example, generally approximately 50 to approximately 60% is preferable), The early-injected fuel is self-ignited in the vicinity of TDC to realize low-temperature combustion that hardly generates NOx or soot.
[0042]
  On the other hand, when the engine 1 is in the second operation region (D) on the high rotation or high load side in the combustion mode map, the second combustion control unit 40d of the ECU 40 performs the second combustion mode (hereinafter, diesel combustion mode). In order to obtain a conventional diesel combustion state in which the diffusion combustion rate is higher than the premixed combustion rate, the injector 5 performs the main operation as shown in FIG. The fuel is injected near the TDC. Also at this time, the fuel injection amount and the injection timing are read from the basic control map (FIGS. 4A and 4B) and set. The fuel injection in the vicinity of the TDC need not be performed once, but may be performed in two or more times, or pilot injection or the like may be performed before that.
[0043]
  In the diesel combustion mode, the opening degree of the EGR valve 35 is made smaller than that in the premixed combustion mode described above so that the EGR rate becomes equal to or less than a predetermined value (second set value) set in advance. . The value of the EGR rate may be 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. As an example, the upper limit of the EGR rate in the diesel 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 of the engine 1 becomes higher, the EGR rate becomes lower as the load becomes higher, and the turbocharger 30 becomes higher at higher speeds or higher loads. The supercharging pressure of the intake air due to becomes high, and the exhaust gas recirculation is substantially not performed.
[0044]
  (Control when switching combustion mode)
  Incidentally, as described above, when the engine 1 is switched between the premixed combustion mode and the diesel combustion mode, the combustion state may be deteriorated transiently during the switching. Specifically, while changing the EGR rate continuously, the fuel injection mode is forcibly switched between the early injection and the injection in the vicinity of the TDC, and the change in the soot concentration in the premixed combustion state and the easel combustion state When an experiment for examining changes in combustion noise was performed, results as shown in FIG. 8 were obtained. That is, in the case of diesel combustion, when the EGR rate exceeds the second set value and becomes higher, combustion starts to deteriorate rapidly, and as a result, soot significantly increases as shown by the solid line in FIG. It leads to misfire. At this time, the combustion noise gradually decreases until misfire as shown in FIG.
[0045]
  On the other hand, in the case of premixed combustion, when the EGR rate becomes lower than the first set value, the timing of the self-ignition of the air-fuel mixture moves to the advance side, and this is caused by premature ignition and subsequent intense combustion. As shown by the broken line in FIG. 5B, the combustion noise suddenly increases. Further, as shown in FIG. 5A, the soot concentration temporarily increases and reaches a peak, and then gradually decreases as the EGR rate further decreases.
[0046]
  In other words, when the EGR rate is transiently lower than the first set value and higher than the second set value when the combustion mode of the engine 1 is switched, at this time, the engine 1 is switched to either premixed combustion or diesel combustion. Even in the burning state, the soot concentration becomes considerably high. In particular, diesel combustion is not preferable because the soot increases remarkably and there is a risk of misfire. On the other hand, although there is no fear of misfire in the premixed combustion, there is a possibility that the combustion noise becomes extremely loud and excessive noise that causes the driver to feel uncomfortable is generated.
[0047]
  In view of this, thisReference exampleIn this combustion control device A, as a characteristic part of the present invention, when the engine 1 is switched from one of the premixed combustion mode and the diesel combustion mode to the other, first, fuel is injected at an early stage in order to reliably prevent misfire. In order to suppress premature ignition of the fuel that was injected early, the injection amount was significantly smaller than the amount corresponding to the target torque (requested torque), and the early injection amount was reduced in that way. The fuel is additionally injected in the expansion stroke of the cylinder 2 so as to compensate for the torque reduction due to the above.
[0048]
  At this time, if the additional fuel injection is performed when the combustion of the fuel injected at an early stage is almost completed, an increase in soot at the time of switching the combustion mode can be suppressed. Specifically, in diesel engines, primary particles formed by thermal decomposition of fuel (light oil) during combustion generally undergo heavy and condensation to form soot nuclei that grow and aggregate in a high-temperature atmosphere. It is thought to produce traps. On the other hand, if additional fuel injection is performed so that ignition is newly performed at the end of the combustion, the combustion of the additional fuel itself does not prompt the generation of soot, and the soot already generated It will encourage recombustion of hemorrhoids.
[0049]
  In addition, since the temperature of the combustion chamber 4 has already started to decrease by the time of performing additional injection in this way, combustion of the added fuel itself does not cause generation, growth, or condensation of soot. Therefore, it is considered that the concentration of soot in the exhaust can be greatly reduced if additional fuel injection is performed at an appropriate time.
[0050]
  For such an effective additional injection, firstly, obtain the time point when the combustion of the fuel injected earlier ends and the heat generation rate becomes substantially zero, and then calculate the start time of the additional injection by calculating backward from this. That's fine. For example, an early injection fuel combustion end point is obtained in advance by experiments or the like, and taking into account the ignition delay and the drive delay of the injector 5, the time point advanced by an amount corresponding to the delay time is set as the additional injection timing. This is set and electronically stored in the memory of the ECU 40 as a control map (switching additional injection timing map described later) corresponding to the engine operating state. Then, during the operation of the engine 1, the target injection timing of the additional injection may be read from the map according to the engine operating state.
[0051]
  Next, a transient control procedure executed by the switching combustion control unit 40e of the ECU 40 when switching the combustion mode will be specifically described based on the flowchart of FIG.
[0052]
  In step SA1 after the start of the flow shown in the figure, at least the signal from the crank angle sensor 11, the signal from the intake pressure sensor 18, the signal from the air flow sensor 19, the signal from the linear O2 sensor 29, the accelerator opening sensor A signal from 39, a signal from the engine speed sensor 41, and the like are input (data input), and data stored in the memory of the ECU 40 is read.
[0053]
  Subsequently, in step SA2, the combustion mode of the engine 1 is determined with reference to the combustion mode map (see FIG. 2). That is, first, based on the accelerator opening and the engine rotational speed, the target torque is read from the control map as illustrated in FIG. 10A, and based on the target torque and the engine rotational speed, in the subsequent step SA3. It is determined whether the engine 1 is in the first operating region (H) on the combustion mode map, that is, whether it is in the premixed combustion mode. The target torque map is obtained by experimentally determining and setting in advance the value of the required torque to the engine 1 corresponding to the accelerator opening and the engine speed, and electronically storing it in the memory of the ECU 40. The target torque is set to be larger as the accelerator opening is larger and the engine speed is higher.
[0054]
  If the determination result in step SA3 is NO and the engine 1 is in the second operation region (D), the process proceeds to step SA13 described later. On the other hand, if the determination result is YES and the engine 1 is in the first operation region (H), step is performed. Proceeding to SA4, the map for controlling the opening degree of the EGR valve 35 (EGR control map) is switched to that in the premixed combustion mode. That is, as shown in FIG. 10 (b) as an example, the memory of the ECU 40 is similar to the EGR control map in which the target EGR rate is set in accordance with the operation state in order to place the engine 1 in the premixed combustion mode. And an EGR control map in which a target EGR rate for setting the diesel combustion mode is electronically stored, and this target is determined based on the target EGR rate read from the EGR control map corresponding to each combustion mode. The opening degree of the EGR valve 35 is controlled so as to achieve an EGR rate. FIG. 10B shows an example of a map for the premixed combustion mode. According to FIG. 10B, the higher the load in the first operation region (H) and the higher the engine speed. The target EGR rate is small.
[0055]
  Subsequently, in step SA5, a calculation for estimating an actual EGR rate (actual EGR rate) from the intake air amount of the engine 1 is performed. That is, for example, the recirculation amount of the exhaust gas is estimated by a predetermined calculation formula based on the intake air amount and the engine rotation speed obtained based on the signal from the air flow sensor 19, and the EGR rate is calculated thereby. Subsequently, in step SA6, the actual EGR rate is subtracted from the target EGR rate to obtain a deviation (EGR deviation). In subsequent step SA7, a preset control is performed based on the EGR deviation and the intake air amount. The early injection amount is read from the map (the early injection amount map at the time of switching). The early injection timing is read from a preset table (not shown) based on the read early injection amount.
[0056]
  The switching early injection amount map is obtained by experimentally obtaining and setting an optimum early injection amount corresponding to the intake air amount and the EGR deviation in advance, and storing this electronically in the memory of the ECU 40. As shown in FIG. 11, the early injection amount is set to be larger as the intake air amount is smaller and the EGR deviation is smaller. That is, when the engine 1 is switched from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode, the amount of fuel injected earlier is reduced as the mutual deviation of the EGR rate before and after the switching increases. The occurrence of premature ignition can be suppressed even when the EGR rate is less than the first set value.
[0057]
  In step SA8 following step SA7, the basic fuel injection amount for the premixed combustion corresponding to the target torque and the engine speed is obtained from the basic fuel injection amount control map (see FIG. 4 (a)). Based on this basic injection amount, the early injection amount, and the engine speed, the additional injection amount is read from a preset switching additional injection amount map. This map shows the early injection amount to suppress premature ignition as described above with respect to the basic injection amount corresponding to the originally required required torque (target torque) corresponding to the operating state of the engine 1. The amount of fuel to be additionally injected is experimentally obtained and set in advance so as to compensate for the decrease in torque caused by this, and this is electronically stored in the memory of the ECU 40 Is. Therefore, although not shown, the additional injection amount is set to increase as the basic injection amount increases and the early injection amount decreases.
[0058]
  In step SA8, the timing of additional injection is also read from a preset control map (switching additional injection timing map). Here, as described above, in order to reduce soot in the exhaust gas, it is necessary to perform additional injection around the time when combustion of the early injection fuel is almost completed. Varies depending on the engine speed. As the additional injection timing is changed, the degree to which the combustion of the fuel contributes to the engine torque changes.Basically, the contribution to the torque increases as the advance angle increases, and the contribution to the torque increases as the retard angle increases. Get smaller. From this, after all, thisReference exampleFirst, the additional injection timing is set in association with the end of combustion of the early injection fuel determined experimentally, and the additional injection amount map at the time of switching is set in consideration of the degree of contribution to the engine torque. is doing.
[0059]
  Subsequent to step SA8, in step SA9, early injection and additional injection of fuel are executed for each cylinder 2 of the engine 1, and in step SA10, the actual EGR rate is estimated in the same manner as in step SA5. In step SA11, it is determined whether or not the actual EGR rate has reached the target EGR rate. If this determination is NO and the target EGR rate is not reached, the procedures of steps SA9 and SA10 are repeated. On the other hand, if the determination is YES and the target EGR rate is reached, the routine proceeds to step SA12 and the engine 1 is controlled by the first combustion control of the ECU 40. The transitional control at the time of switching is completed (end) by operating in the premixed combustion mode by the part 40c.
[0060]
  That is, when it is determined that the engine 1 is in the first operating region (H) based on the target torque and the engine speed, and the EGR deviation is large, during the switching from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode. At this time, the exhaust gas recirculation amount is increased by the opening operation of the EGR valve 35 and the actual EGR rate becomes a predetermined value equal to or higher than the first set value, that is, until the EGR deviation disappears. The amount of fuel to be injected early is relatively reduced to suppress the occurrence of premature ignition, and the decrease in engine torque caused by reducing the amount of fuel to be injected early is supplemented by additional fuel injection. The torque fluctuation at the time of switching the combustion mode is suppressed.
[0061]
  On the other hand, if NO in step SA4, that is, if it is determined that the engine 1 is in the second operating region (D), the process proceeds to steps SA13 to SA20, and the same procedure as in steps SA4 to SA11 is executed. That is, in step SA13, the EGR control map is switched to that of the diesel combustion mode, and in step SA14, the actual EGR rate is estimated from the intake air amount of the engine 1, and in step SA15, the EGR deviation is obtained. Subsequently, in step SA16, the early injection amount is read from the map, in step SA17, the additional injection amount is read from the map, and in step SA18, the early injection and the additional injection are executed for each cylinder 2 respectively. Then, the actual EGR rate is estimated in step SA19. In step SA20, it is determined whether the actual EGR rate has reached the target EGR rate. If the target EGR rate is reached (determination is YES), the process proceeds to step SA21. The engine 1 is operated in the diesel combustion mode by the second combustion control unit 40d of the ECU 40, and the transient control at the time of switching ends (end).
[0062]
  That is, when it is determined that the engine 1 is in the second operation region (D) and the EGR deviation is large, it is determined that the premixed combustion mode is being switched to the diesel combustion mode. At this time, the EGR valve 35 Until the recirculation amount of the exhaust gas decreases due to the closing operation of the engine and the EGR deviation disappears, transient control is performed in the same manner as when switching from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode.
[0063]
  Step SA2 of the control flow shown in FIG. 8 corresponds to the operation state detection unit 40a that detects the operation state of the engine 1, and step SA3 determines whether the engine 1 is operated according to the detected operation state. This corresponds to the combustion mode switching unit 40b that switches to either the premixed combustion mode or the diesel combustion mode. Step SA12 corresponds to the first combustion control unit 40c that controls the operation of the engine 1 in the premixed combustion mode, and Step SA21 corresponds to the second combustion control unit 40d that controls the operation of the engine 1 in the diesel combustion mode. ing.
[0064]
  Further, steps SA4 to SA11 and SA13 to SA20 correspond to the switching combustion control unit 40e that performs transient operation control of the engine 1 when switching between the premixed combustion mode and the diesel combustion mode. When the engine 1 is switched from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode, the combustion control unit 40e reduces the amount of fuel injected earlier as the mutual deviation of the EGR rate before and after the switching increases. The fuel is additionally injected in the expansion stroke of the cylinder 2 so as to compensate for the lack of torque of the engine 1 due to this. In addition, the exhaust gas recirculation rate estimating means for estimating the actual EGR rate of the engine 1 is configured by the steps SA5 and SA14.
[0065]
  (Function and effect)
  Then thisReference exampleThe operation and effect of the combustion control device A of the diesel engine 1 according to the above will be described. First, if the engine 1 is in the first operation region (H) and is not switched from the second operation region (D), premixing is performed. The combustion mode is set, the EGR valve 35 is opened relatively large, and the exhaust gas taken out from the exhaust passage 26 upstream of the turbine 27 is returned to the intake passage 16 through the EGR passage 34. Then, such a large amount of exhaust gas recirculating is supplied to the combustion chamber 4 in the cylinder 2 together with fresh air supplied from the outside, and the exhaust gas recirculation ratio to the combustion chamber 4 is high (the actual EGR rate is the first). It is in a state that exceeds the set value.
[0066]
  With respect to the combustion chamber 4 in this state, fuel injection by the injector 5 is started in a predetermined crank angle range (BTDC 90 ° to 30 ° CA) of the compression stroke of the cylinder 2, so that premixed combustion is performed as described below. Is considered to be the main combustion state. That is, the fuel injected at an early stage as described above is relatively widely dispersed in the combustion chamber 4 and sufficiently mixed with the intake air (fresh air and recirculated exhaust gas) to form a highly homogeneous air-fuel mixture. In this mixture, a relatively low-temperature oxidation reaction (so-called cold flame) proceeds, particularly in areas where the density of fuel vapor and oxygen is high, but the heat capacity of the mixture is higher than that of air (nitrogen, oxygen, etc.). A large amount of exhaust gas (such as carbon dioxide) is mixed, and the density of fuel and oxygen is reduced as a whole, and the reaction heat is absorbed by carbon dioxide etc. with a large heat capacity. Therefore, the transition to a high-temperature oxidation reaction (so-called ignition) is suppressed, and the ignition delay time becomes long.
[0067]
  When the compression top dead center of the cylinder 2 is reached, the temperature of the gas in the combustion chamber 4 further rises, and the fuel and oxygen densities are sufficiently high, the air-fuel mixture is ignited and burned all at once. At this time, the fuel vapor in the air-fuel mixture and the air and the recirculated exhaust gas are already sufficiently mixed and uniformly dispersed, and further, the cold flame reaction proceeds in a portion where the fuel density is relatively high. There is almost no fuel-rich portion in the air, so there is little soot formation associated with combustion.
[0068]
  In addition, since the distribution of the fuel vapor in the air-fuel mixture is uniform as described above, even if the entire air-fuel mixture burns all at once, there is no local rapid heat generation inside, and Since the heat (combustion heat) generated by the reaction between fuel and oxygen is absorbed by the exhaust (carbon dioxide etc.) dispersed around them, the rise of the combustion temperature is suppressed even for the entire gas mixture, NOx is greatly reduced.
[0069]
  On the other hand, if the engine 1 is in the second operating region (D) and is not switched from the first operating region (H), the diesel combustion mode is set, and the fuel enters the combustion chamber 4 at least near the TDC by the injector 5. Injected and in good diffusion combustion following initial premixed combustion. At this time, the opening degree of the EGR valve 35 is made relatively small, NOx and soot are reduced by the recirculation of an appropriate amount of exhaust gas, and the recirculation ratio of the exhaust gas is reduced to a predetermined value (actual EGR rate ≦ Second setting value), sufficient supply of air is ensured, and high output can be obtained.
[0070]
  Further, when the combustion mode of the engine 1 is switched between the premixed combustion mode and the diesel combustion mode, the actual EGR rate is transiently larger than the second set value and smaller than the first set value. However, at this time, the fuel is injected early in the predetermined crank angle range by the injector 5 of each cylinder 2 and the injection amount is controlled to be smaller than the amount corresponding to the target torque of the engine 1. By reducing the amount of early injection fuel in this way, the concentration of fuel in the combustion chamber 4 becomes lower overall, and this causes premature ignition even when the actual EGR rate is less than the first set value. Is suppressed. Also, even if premature ignition occurs, the combustion noise caused by this does not become very loud.
[0071]
  Further, in order to compensate for such a decrease in the early injection amount, an additional fuel injection is performed by the injector 5 in the expansion stroke of the cylinder 2, thereby preventing a decrease in the engine torque and good without torque fluctuation. A driving feeling can be obtained. In addition, since soot and soot produced by the combustion of the early injection fuel are recombusted by the combustion of the additional injection fuel, the increase in soot accompanying the switching of the combustion mode is extremely effectively suppressed.
[0072]
  At that time, the earlier the injected fuel becomes more likely as the deviation of the EGR rate before and after the switching of the combustion mode is larger, that is, the more the transitional deviation of the ignition delay time of the fuel becomes larger, and the more quickly the ignition occurs. Since the amount of fuel is reduced and the amount of additional injected fuel is increased accordingly, it is possible to sufficiently suppress the premature ignition of the fuel and the resulting noise, and to ensure a certain level of torque by early injection. As a result, the amount of additional injection does not have to be very large. In this way, the fuel consumption rate at the time of switching the combustion mode can be improved by reducing the fuel of the additional injection whose thermal efficiency is lower than that of the early injection as much as possible.
[0073]
  FIG. 12 shows the result of an experiment in which the change in the heat generation rate, that is, the change in the combustion state was examined while changing the ratio when performing the early injection and the additional injection as described above, and FIG. This is a measurement of the soot concentration (a), fuel efficiency (b), and combustion noise level (c) in the exhaust. Note that the EGR rate is substantially constant at an intermediate value between the first set value and the second set value.
[0074]
  Specifically, as shown by a virtual line as graph (I) in FIG. 12, when the early injection amount is large (about 1.5 times the additional injection amount), intense combustion occurs at an early timing. The peak of heat generation is high. Similarly, as shown in the phantom lines (II) and (III), when the early injection amount is gradually reduced and the early injection amount becomes substantially the same as the additional injection amount (III), the heat is increased accordingly. The peak of occurrence decreases rapidly. When the additional injection amount becomes larger, as shown by the broken line graph (IV) and the solid line graph (V) in the figure, premature ignition does not occur, and combustion near TDC follows. Combustion in the expansion stroke shows the same heat generation rate.
[0075]
  As shown in FIG. 13 (a), the concentration of soot in the exhaust as a whole decreases with a decrease in the early injection amount, particularly when the early injection amount is substantially the same as the additional injection amount (graph (III)). It is the minimum. In addition, as shown in the figure (b), the fuel consumption rate deteriorates as the early injection amount decreases, and as shown in the figure (c), the combustion noise increases with a decrease in the early injection quantity. It is getting smaller.
[0076]
  (Modification)
  AboveReference exampleThen, when the combustion mode of the engine 1 is switched, the actual EGR rate is obtained based on the intake air amount, and the early injection amount is determined based on the deviation (EGR deviation) between the actual EGR rate and the target EGR rate. However, the intermediate injection may be omitted, and the early injection amount may be determined directly from the intake air amount and its deviation. That is, an intake air amount corresponding to an appropriate EGR rate for setting the engine 1 in a favorable premixed combustion state is set in advance as a target air amount map in association with the operating state of the engine 1, and is read out from this map. Based on the deviation between the appropriate value of the intake air amount and the actual intake air amount detected by the air flow sensor 19 (which has the same meaning as the EGR deviation) and the intake air amount, the switching early injection amount map What is necessary is just to read the early injection quantity from the same map as (refer FIG. 11).
[0077]
  More specifically, FIG. 14 is an example of a functional block diagram showing a procedure for respectively determining the early injection amount and the additional injection amount in the switching combustion control unit 40e of the ECU 40 of the modified example. As shown in FIG. The actual intake air amount is subtracted from the appropriate value of the intake air amount read from the target air amount map m1, and an air amount deviation is obtained. Based on the air amount deviation and the actual intake air amount, the switching early injection amount map m2 The early injection amount is read from and set. On the other hand, the target torque is read from the target torque map m3 based on the accelerator opening and the engine speed, and based on this, the basic fuel injection amount is read from the basic fuel injection amount map m4. Based on the basic fuel injection amount and the engine rotation speed, the additional injection amount is read from the switching additional injection amount map m5 similar to that of the above-described embodiment and set.
[0078]
  The signal processing shown in the block diagram is equivalent to the processing of steps SA4 to SA8 and SA13 to 17 in the flowchart of the above embodiment, and as a result, when the EGR deviation before and after the switching is large when switching the combustion mode, The early injection amount is reduced, while the additional injection amount is increased, and the same effect as that of the previous embodiment is obtained.
[0079]
  (Execution formstate)
  FIG. 15 shows an embodiment of the present invention.StateThe control procedure at the time of combustion mode switching in the combustion control apparatus A will be shown. This implementationStateThe feature is that the amount of fuel to be injected early is changed in accordance with the change in the actual EGR rate during the switching of the combustion mode. Except for this point, the configuration of the combustion control device is the same as that described above.Reference exampleIs the same asReference exampleConstituent elements that are the same as those in FIG.
[0080]
  Specifically, for example, when switching from the diesel combustion mode shown in FIG. 16 (a) to the premixed combustion mode shown in FIG. 16 (d), the fuel injection mode is changed in the vicinity of TDC simultaneously with the opening operation of the EGR valve 35. Switch from injection to early injection, and in addition to this, perform additional fuel injection. As a result, the EGR deviation is first maximized. Accordingly, as shown in FIG. 5B, the early fuel injection amount is reduced, while the additional injection amount is relatively increased. By so doing, even if the EGR deviation is large, premature ignition of fuel can be sufficiently suppressed.
[0081]
  As shown in the order of (a), (b), (c), and (d) in the figure, the initial injection amount gradually increases as the actual EGR rate increases and the EGR deviation decreases. On the other hand, the additional injection amount is gradually decreased, and when the actual EGR rate becomes a target value equal to or higher than the first set value and the EGR deviation becomes substantially zero, the additional injection is terminated and only the early injection is performed. It becomes the premix combustion mode by.
[0082]
  On the other hand, at the time of transition from the premixed combustion mode to the diesel combustion mode, the early injection amount is gradually increased in accordance with the actual EGR rate gradually decreasing (EGR deviation gradually increases) by the closing operation of the EGR valve 35. While the additional injection amount is gradually increased. When the actual EGR rate becomes a target EGR rate suitable for diesel combustion (a value equal to or lower than the second set value), the diesel combustion mode is performed only by fuel injection in the vicinity of TDC.
[0083]
  Next, this embodimentStateThe control procedure at the time of switching the combustion mode will be specifically described based on the flowchart of FIG. 15. First, steps SB1 to SB3 after the start are shown in FIG.Reference exampleThe same control procedure as in steps SA1 to SA3 of the flow is executed, and if it is determined NO in step SB3 that the engine 1 is not in the premixed combustion mode, the process proceeds to step SB12 described later, whereas if it is determined YES in the premixed combustion mode. Proceeding to step SB4, the EGR control map is switched to the premixed combustion mode. Subsequently, in step SB5, a calculation for estimating the current actual EGR rate is performed. This estimation operation isReference exampleUnlike the case of the above, not only the intake air amount and the engine rotation speed, but also the oxygen concentration of the exhaust gas detected by the linear O2 sensor 29 and the fuel injection amount by the injector 5 are taken into account, and the exhaust gas is returned by a predetermined calculation. The flow rate is estimated, thereby calculating the actual EGR rate.
[0084]
  Subsequently, in steps SB6 to SB9,Reference exampleThe same control procedure as in steps SA6 to SA9 of the flow is executed. That is, the EGR deviation is calculated in step SB6, the early injection amount and the additional injection amount are obtained in SB7 and SB8, respectively, and the early injection and the additional injection are executed in SB9. In step SB10, it is determined whether or not the actual EGR rate has reached the target EGR rate. If this determination is NO and the target EGR rate has not been reached, the procedure of steps SB5 to SB9 is repeated, while the determination is YES and the target is reached. If the EGR rate is reached, the process proceeds to step SB11, the engine 1 is set to the premixed combustion mode, and the control at the time of switching is ended (END).
[0085]
  In this way, as the exhaust gas recirculation amount increases in the middle of switching from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode and the actual EGR rate gradually increases, thereby the EGR deviation gradually decreases, While the early injection amount is gradually increased, the additional injection amount can be gradually decreased.
[0086]
  On the other hand, in step SB12 in which it is determined that the engine 1 is not in the premixed combustion mode in step SB3, the EGR control map is in the diesel combustion mode, and in steps SB13 to SB18, the steps SB5 to SB11 are respectively performed. A similar procedure is performed. That is, the actual EGR rate is estimated at step SB13, the EGR deviation is obtained at SB14, the early injection amount is read from the map at SB15, and the additional injection amount is read from the map at SB16. Further, early injection and additional injection are respectively executed in step SB17, and it is determined in SB18 whether or not the actual EGR rate has reached the target EGR rate. By this determination, the procedure of Steps SB13 to SB17 is repeated until the actual EGR rate can reach the target EGR rate. If the target EGR rate is reached (determination is YES), the process proceeds to Step SB19 and the engine 1 is turned on. As the diesel combustion mode, the control at the time of switching is terminated (end).
[0087]
  In this way, as the recirculation amount of the exhaust gas decreases during the switching from the premixed combustion mode to the diesel combustion mode and the actual EGR rate gradually decreases, thereby the EGR deviation gradually increases, While the early injection amount is gradually decreased, the additional injection amount can be gradually increased.
[0088]
  Step SB2 of the control flow shown in FIG. 15 corresponds to the operating state detection unit 40a, step SB3 corresponds to the combustion mode switching unit 40b, and step SB11 corresponds to the first combustion control unit 40c. Step SB19 corresponds to the second combustion control unit 40d.
[0089]
  Steps SB4 to SA10 and SB12 to Sb18 in the flow correspond to the switching combustion control unit 40e. The switching combustion control unit 40e is in the middle of switching the engine 1 from the diesel combustion mode to the premixed combustion mode. Thus, the early injection amount and the additional injection amount are each gradually changed in accordance with the change in the EGR deviation.
[0090]
  The steps SB5 and SB13 constitute exhaust recirculation rate estimating means for estimating the actual EGR rate of the engine 1.
[0091]
  Therefore, this implementationStateAccording to the combustion control device A,Reference exampleSimilarly, when the engine 1 is switched between the premixed combustion mode and the diesel combustion mode, it is possible to suppress excessive noise generation while preventing torque fluctuations, and to further increase soot in the exhaust. It can be effectively suppressed.
[0092]
  At that time, based on a signal from the linear O2 sensor 29 or the like disposed in the exhaust passage 26, an actual EGR rate that changes with the passage of time during the switching of the combustion mode is estimated. The fuel early injection amount and the additional injection amount are gradually changed so as to correspond to the change in the exhaust gas recirculation rate, so the ratio of the fuel injection amount is optimized to suppress premature ignition and torque. Preventing fluctuations and improving fuel efficiency can be achieved at a high level.
[0093]
  (Other embodiments)
  The configuration of the present invention isReference examples andImplementationStateThe present invention is not limited to the above, and includes various other configurations. That is, for example, beforeRealIn the embodiment, when the operating state of the engine 1 changes and shifts from one of the first operating region (H) and the second operating region (D) to the other, the switching combustion control unit 40e of the ECU 40 Although transient engine control is performed, the present invention is not limited to this. For example, even when the engine 1 is in the first operation region (H), the temperature increase of the catalytic converter 28 is promoted and the reducing component to the NOx absorbent is reduced. The above transient control may be performed when temporarily switching from the premixed combustion mode to the diesel combustion mode for supply or the like, or when returning to the premixed combustion mode again.
[0094]
  Also beforeRealIn the embodiment, means for enhancing the flow in the combustion chamber 4 in the cylinder 2 in the engine 1 (for example, a shutter valve for closing a part of the intake passage 16 and strengthening swirl and tumble and the lift amount of the intake valve can be changed. The flow rate in the cylinder 2 may be enhanced by operating a means for enhancing the flow when switching the combustion mode. If it carries out like this, the combustion speed of the fuel by additional injection can be improved, and a fuel consumption can be improved.
[0095]
  Furthermore, beforeRealIn the embodiment, when the engine 1 is set to the premixed combustion mode, the fuel injection by the injector 5 is started in a predetermined crank angle range of the compression stroke of the cylinder 2. May be started from the intake stroke of the cylinder 2.
[0096]
【The invention's effect】
  As described above, according to the combustion control apparatus for a diesel engine according to the first aspect of the present invention, the engine is exhausted relative to the first combustion control state having a relatively high exhaust gas recirculation rate in accordance with the operating state. When switching from one of the two combustion control states to the other in the second combustion control state having a low recirculation rate, early injection of fuel in the intake or compression stroke of the cylinder, and By making the injection amount relatively small, it is possible to suppress premature ignition or the occurrence of noise caused by it even when the exhaust gas recirculation rate is not sufficiently high.
[0097]
  Also, when switching from the second combustion control state to the first combustion control state, the recirculation amount of the exhaust gas to the combustion chamber increases with the passage of time, so that it becomes difficult to cause premature ignition gradually. Since the amount of fuel to be injected early is controlled according to the deviation of the exhaust gas recirculation rate, the amount of early injection can be controlled to accurately correspond to the ease of pre-ignition. The engine torque can be secured by preventing the fuel from being excessively reduced while suppressing the early ignition.
[0098]
  Claim2According to the invention, the fuel injection valve additionally injects fuel in the expansion stroke of the cylinder so as to compensate for the engine torque deficiency caused by reducing the early injection amount. A ring is obtained.Moreover, the soot and soot produced at the time of combustion of the early injection fuel can be recombusted, and soot increase accompanying switching of the combustion state can be effectively suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 of the present inventionReference exampleIt is a whole block diagram of the combustion control apparatus of the engine which concerns on.
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 an explanatory diagram showing an example of a control map for a basic target injection amount and injection timing of an engine.
FIG. 5 is a graph showing a change in heat generation rate with respect to a change in EGR rate.
FIG. 6 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. 7 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. 8 is a graph showing changes in soot concentration corresponding to changes in the actual EGR rate in comparison with premixed combustion and diesel combustion.
FIG. 9 is a flowchart showing a transitional control procedure when switching combustion modes.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing an example of an engine target torque map and an EGR control map;
FIG. 11 is an explanatory diagram showing an example of a switching early injection amount map;
FIG. 12 is a graph showing experimental results obtained by changing the ratio between the early injection amount and the additional injection amount and examining the change in the combustion state (heat generation rate) due to the change.
FIG. 13 is a graph showing changes in soot concentration (a), fuel consumption rate (b), and combustion noise (c) in exhaust when the ratio between the early injection amount and the additional injection amount is changed.
FIG. 14 is a functional block diagram showing a configuration of a switching combustion control means of a modified example.
FIG. 15Of the present inventionImplementationStateFIG. 10 is a diagram corresponding to FIG. 9.
FIG. 16 is an explanatory diagram showing the change in the actual EGR rate and the change in the fuel injection amount in association with the combustion mode switching.
[Explanation of symbols]
A Diesel engine combustion control system
1 Diesel engine
2-cylinder
4 Combustion chamber
5 Injector (fuel injection valve)
16 Air intake passage
26 Exhaust passage
34 EGR passage
35 EGR valve (exhaust gas recirculation control means)
40 Control unit (ECU)
40a Operation state detection unit (operation state detection means)
40b Combustion mode switching section (combustion control switching means)
40c 1st combustion control part (1st combustion control means)
40d 2nd combustion control part (2nd combustion control means)
40e Switching combustion control section (switching combustion control means)

Claims

A fuel injection valve facing the combustion chamber in the engine cylinder;
An exhaust gas recirculation amount adjusting means for adjusting an exhaust gas recirculation amount to the combustion chamber in the cylinder;
The fuel injection valve causes fuel to be injected early in a predetermined period of the intake or compression stroke of the cylinder, and to cause the fuel to self-ignite in the vicinity of the compression top dead center of the cylinder so as to be equal to or higher than a predetermined first exhaust gas recirculation rate. First combustion control means for controlling the exhaust gas recirculation amount adjusting means;
The fuel injection valve injects fuel in the vicinity of the compression top dead center of the cylinder, and causes the fuel to self-ignite in the vicinity of the compression top dead center of the cylinder. A second combustion control means for controlling the exhaust gas recirculation amount adjusting means so as to be equal to or lower than a recirculation rate;
An operating state detecting means for detecting the operating state of the engine;
Combustion control switching means for switching and executing combustion control by one of the first and second combustion control means according to a detection result by the operating state detection means;
In a diesel engine combustion control device equipped with
When the engine is switched from the second combustion control state by the second combustion control means to the first combustion control state by the first combustion control means by the combustion control switching means, fuel is supplied by the fuel injection valve for the predetermined period. Combustion control means at the time of switching, which controls the injection amount to be less than the amount corresponding to the required torque to the engine ,
An exhaust gas recirculation rate estimating means for estimating an actual exhaust gas recirculation rate that changes with switching of the combustion state ,
When the engine is switched from the second combustion control state to the first combustion control state, the switching time combustion control means operates the exhaust gas recirculation amount adjusting means so as to increase the exhaust gas recirculation amount, and simultaneously performs fuel injection. The mode is switched from the injection near the compression top dead center to the early injection, and based on the deviation between the estimated value of the exhaust gas recirculation rate by the exhaust gas recirculation rate estimating means and the target value of the exhaust gas recirculation rate after switching the combustion state The combustion control device for a diesel engine, characterized in that it is determined that the combustion state is being switched, and the amount of fuel injected earlier is reduced as the deviation of the exhaust gas recirculation rate increases. .

In claim 1,
The combustion control means at the time of switching additionally injects fuel in the expansion stroke of the cylinder by the fuel injection valve so as to compensate for the shortage of engine torque due to the reduction of the early injection amount, and the timing of this additional injection, A diesel engine combustion control apparatus, wherein the fuel is set so that fuel by additional injection is ignited when combustion of the fuel injected early is almost completed .