WO2006038600A1 - ディーゼルエンジンの制御装置 - Google Patents

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WO2006038600A1
WO2006038600A1 PCT/JP2005/018315 JP2005018315W WO2006038600A1 WO 2006038600 A1 WO2006038600 A1 WO 2006038600A1 JP 2005018315 W JP2005018315 W JP 2005018315W WO 2006038600 A1 WO2006038600 A1 WO 2006038600A1
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Inventor
Naoya Ishikawa
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Isuzu Motors Limited
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Definitions

  • the present invention relates to a diesel engine control device, and more particularly to a diesel engine control device that executes control for switching between normal diffusion combustion and premixed compression ignition combustion.
  • premixed combustion in which the fuel injection or supply timing is set earlier than the compression top dead center of the piston and the premixed gas is ignited after the fuel supply is completed. It has been proposed to realize a fuel form called “both” (see Patent Documents 1 and 2).
  • premix combustion the premixed gas is ignited after a certain period of time (premixed period) after the fuel injection is completed, so that the premixed gas is sufficiently lean and uniform before ignition. Therefore, the local combustion temperature is reduced, NOx emissions are reduced, and combustion in an air-deficient state is avoided, so smoke is suppressed.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 11 324764
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-286880
  • premixed combustion is a combustion mode that is established only after ensuring a uniform lean premixed gas, and is required to have a relatively large excess air ratio in the cylinder. At least the current situation Premixed combustion can only be performed in low-load areas and in limited operating areas. Therefore, it is necessary to perform normal diffusion combustion in a high load region, and it is necessary to switch between these premixed combustion and diffusion combustion in accordance with the operating state of the engine. If this switching is not performed properly, combustion noise and torque fluctuations will occur.
  • an object of the present invention is to provide a control device for a diesel engine capable of smoothly and suitably switching between premixed combustion and diffusion combustion.
  • the injected fuel is Normal injection mode that controls the injection amount and injection timing to ignite near the compression top dead center within the injection period, and fuel injection ends before the compression top dead center, and the injected fuel is premixed
  • the two control modes, the premixed injection mode that controls the injection amount and the injection timing, are set so that ignition occurs near the compression top dead center, and the target values for the control parameters in each control mode are set individually in advance.
  • the engine control unit Provided.
  • an EGR device for performing EGR that circulates a part of the exhaust gas to the intake side
  • the EGR device including a valve for changing the EGR rate, and an actual EGR rate to be a target EGR EGR control means for controlling the valve so as to approach the GR rate
  • the target value comprises at least a target fuel injection amount, a target fuel injection timing, and the target EGR rate
  • the changing means is When switching from one control mode to the other control mode, there is a delay means for starting the change of the target fuel injection amount and the target fuel injection timing after starting the change of the target EGR rate.
  • the valve includes at least an intake throttle valve provided in an intake passage of the engine, and the EGR control means controls the amount of intake air in order to control the EGR rate.
  • the intake throttle valve is controlled at least so that the intake air amount approaches the target intake air amount, and the delay means changes from one control mode to the other control mode.
  • the change of the target fuel injection amount and the target fuel injection timing may be started after the change of the target intake air amount is started.
  • the target EGR rate is set to 50% or more.
  • means for correcting the target EGR rate based on the engine temperature is provided.
  • a common rail that stores fuel before injection in a high-pressure state and means for controlling the common rail pressure that is the fuel pressure in the common rail are provided, and the target value is further set to the target common rail.
  • the delay means further starts changing the target common rail pressure after starting to change the target EGR rate when switching from one control mode to the other control mode.
  • the target value is at least the normal injection.
  • the target pilot injection amount and the target pilot injection timing in are respectively associated with the target main injection amount and the target main injection timing in the premixed injection mode, and the changing means controls from one control mode to the other control.
  • the target pilot injection amount in the normal injection mode and the premixing Performs gradually changed between the target main injection quantity in the elevation mode, make changes gradually between the target main injection timing in the target pilot injection timing in the normal injection mode the premixed injection mode.
  • means for correcting the target main injection timing in the premixed injection mode based on the engine temperature is provided.
  • the normal injection mode is executed on a higher load side of the engine than the premixed injection mode.
  • the reentrant type cavity provided at the top of the engine force piston is provided.
  • an injector having an injection angle set so that the injected fuel enters the cavity in any of the control modes.
  • the injected fuel is injected into the control device for controlling the injection amount and the injection timing of the fuel injected into the cylinder of the diesel engine.
  • Normal injection mode that controls the injection amount and injection timing so that ignition occurs near the compression top dead center within the injection period, and fuel injection ends before the compression top dead center, and the injected fuel is premixed.
  • Two control modes the premixed injection mode that controls the injection amount and the injection timing, are set so that ignition occurs near the compression top dead center after a period of time, and in each of these control modes, control of the fuel system and intake system
  • Each parameter target value is set individually in advance, and when switching from one control mode to the other control mode, the target value in one control mode is changed to the target value in the other control mode
  • System in control mode There is provided a control device for a diesel engine, characterized in that a change delay means is provided for starting the change of the target value of the engine with a delay from the change of the target value of the air system in one control mode.
  • the injected fuel is injected into the control device for controlling the injection amount and the injection timing of the fuel injected into the cylinder of the diesel engine.
  • Normal injection mode that controls the injection amount and injection timing so that ignition occurs near the compression top dead center within the injection period, and fuel injection ends before the compression top dead center, and the injected fuel is premixed.
  • Two control modes the premixed injection mode that controls the injection amount and the injection timing so as to ignite near the compression top dead center after a period of time, are set.
  • the target values of the control parameters in these control modes are individually set in advance, and the target values are set at least in the communication mode.
  • a diesel engine control device characterized in that a fuel target value changing means is provided for changing the timing.
  • FIG. 1 shows a control device for a diesel engine (hereinafter simply referred to as an engine) according to the present embodiment. Note that the force shown in FIG. 1 is only one cylinder.
  • reference numeral 1 denotes an engine body, which includes a cylinder 2, a cylinder head 3, a piston 4, an intake port 5, an exhaust port 6, an intake valve 7, an exhaust valve 8, an injector 9 and the like.
  • Cylinder 2 denotes an engine body, which includes a cylinder 2, a cylinder head 3, a piston 4, an intake port 5, an exhaust port 6, an intake valve 7, an exhaust valve 8, an injector 9 and the like.
  • the combustion chamber 10 is defined by the cylinder head 3 and the piston 4.
  • a cavity 11 is recessed at the top of the piston 4, and fuel is directly injected into the cavity 11 from an injector 9 provided facing the combustion chamber 10.
  • the engine cavity 11 and the injector 9 of the present embodiment are designed in the same manner as that of a normal diesel engine designed on the assumption that diffusion combustion is realized.
  • the cavity 11 of the present embodiment is formed such that the area of the opening (upper end) is smaller than the cross-sectional area of the lower portion.
  • the reentrant type has a convex part protruding upward at the center of its bottom, and the injector 9 is arranged substantially coaxially with the cylinder 2 and is connected to a general injection angle ⁇ (for example, 1) from a plurality of injection holes (holes).
  • the fuel is injected in the range of 40 ° to 165 °.
  • the injector 9 is connected to the common rail 24, and is always supplied to the high-pressure fuel-power injector 9 stored in the common rail 24. Fuel pumping to the common rail 24 is performed by a high-pressure supply pump 25.
  • the intake port 5 is connected to the intake pipe 12, and these form an intake passage.
  • the exhaust port 6 is connected to an exhaust pipe 13, which forms an exhaust passage.
  • the engine of this embodiment further includes an EGR device 19 for performing EGR for returning a part of the exhaust gas (EGR gas) in the exhaust pipe 13 to the intake pipe 12.
  • EGR device 19 for performing EGR for returning a part of the exhaust gas (EGR gas) in the exhaust pipe 13 to the intake pipe 12.
  • the EGR device 19 includes an EGR pipe 20 for connecting the intake pipe 12 and the exhaust pipe 13, an EGR valve 21 for adjusting the EGR rate by changing the pipe area of the EGR pipe 20, and an EGR An EGR cooler 22 for cooling EGR gas is provided upstream of the valve 21.
  • Increasing the valve opening of the EGR valve 21 can increase the EGR rate and EGR amount of the intake air sucked into the cylinder.
  • decreasing the valve opening of the EGR valve 21 reduces the intake air intake. The EGR rate and EGR amount can be reduced.
  • the intake pipe 12 is provided with an intake throttle valve 23 for appropriately restricting intake air upstream of the connection portion with the EGR pipe 20.
  • the intake throttle valve 23 is also included in the EGR device 19.
  • An electronic control unit (hereinafter referred to as ECU) 26 for electronically controlling the engine is provided.
  • the ECU 26 reads the operating state of the engine from various sensors and controls the injector 9, the EGR valve 21, the intake throttle valve 23, etc. based on the operating state of the engine.
  • the sensors include an accelerator opening sensor 14 for detecting the accelerator opening, a crank angle sensor 16 for detecting the phase of the crankshaft (not shown) of the engine, that is, the crank angle, and the fuel pressure in the common rail 24.
  • the common rail pressure sensor 17 for detecting the intake air amount, the intake air amount sensor 15 for detecting the intake air amount, etc. are included.
  • the ECU 26 Based on the output signals of these sensors, the ECU 26 detects the actual accelerator opening, crank angle, Determine common rail pressure, intake air volume, etc. In particular, the ECU 26 determines the engine load L based on the value of the accelerator opening, calculates the crank angle increase rate with respect to time, and determines the engine speed NE. [0032] When the injector 9 is turned ON / OFF by the ECU 26, fuel injection by the injector 9 is executed / stopped.
  • the ECU 26 determines the target value of the fuel injection amount and the injection timing based on the parameter representing the engine operating state in which the sensor force is detected, in particular, the detected value of the engine speed NE and the engine load L, When the actual crank angle reaches the target injection timing, the injector 9 is energized (ON) for the time corresponding to the target injection amount from that time. That is, the injection amount corresponds to the energization time of the injector, and the injection timing refers to the energization start timing of the injector, that is, the injection start timing.
  • the target injection amount and the target injection timing are determined in advance by an actual machine test or the like, and their value power is stored in a memory in the CU 26 in a map format.
  • feedback control of the common rail pressure that is, the injection pressure is also executed. That is, the ECU 26 calculates the target value of the common rail pressure from a map stored in advance based on parameters representing the engine operating state in which the sensor force is detected, in particular, the detected values of the engine rotational speed NE and the engine load L.
  • the fuel pumping amount from the high-pressure supply pump 25 to the common rail 24 is controlled by controlling the opening of the adjustment valve so that the actual common rail pressure approaches the target value.
  • the engine of the present embodiment realizes premixed combustion as described in the column of "Background Art" in a predetermined operating region, and realizes normal diffusion combustion in other operating regions. . More specifically, as shown in FIG. 3, on the map of the engine operation region determined by the engine speed NE and the fuel injection amount Q, a region for realizing premixed combustion (premix region), a normal region A region (normal region) in which diffusion combustion is realized is determined in advance, and a switching line A that defines the boundary between these regions is determined in advance.
  • the premixing zone is set on the lower load side than the normal zone.
  • the control device of the present embodiment includes two control modes: a premix injection mode executed in the premix region and a normal injection mode executed in the normal region. .
  • a premix injection mode executed in the premix region that is, when they are on the lower load side than the switching line A
  • the control in the premixing injection mode is executed.
  • the normal region that is, when on the higher load side than the switching line A
  • control in the normal injection mode is executed.
  • the operating state is in the premixed range
  • the control mode is switched at points B and C, respectively, accordingly. This will be described in detail later.
  • the engine of the present embodiment realizes premixed combustion using the reentrant type cavity 11 and the injector 9 having the normal injection angle ⁇ .
  • the ECU 26 sets the fuel injection timing so that the fuel injection ends before the compression top dead center of the piston 4 and all of the injected fuel enters the cavity 11. Control.
  • Such injection timing is, for example, in the range of 5 to 35 ° before top dead center. In other words, the fuel injection timing is advanced more than in the case of normal combustion, but the degree of advance is limited to a range in which all injected fuel falls within the cavity 11.
  • injection timing injection start timing
  • Fig. 2 (a) shows the state of fuel injection start timing (the moment when the injector is turned on). At this point in time, fuel power S has not yet been injected from injector 9, and piston 4 is compared. It is located below. Thereafter, when a certain period of time elapses, as shown in FIG. 3 (b), the piston 4 slightly rises and starts to scatter radially outward from the fuel F force indicator 9. At this point, however, the fuel F still reaches the cavity 11 of the piston 4 and should be. When a further period elapses, the fuel F collides with the upper side wall of the cavity 11 as shown in FIG. At this time, the injection timing at which all the fuel F is supplied to the inside of the cavity 11 is the injection timing set in the present embodiment. On the contrary, the injection timing at which a part of the fuel colliding with the cavity 11 bounces upward and adheres to the lower surface of the cylinder head 3 is not set in this embodiment.
  • the EGR rate is controlled to control this ignition timing. It is desirable that the ignition timing is in the vicinity of compression top dead center in terms of output and fuel consumption.
  • fuel is injected earlier than in normal diffusion combustion. There is a possibility of ignition before reaching near the top dead center. Therefore, in EGR control, it is supplied into the cylinder.
  • Target EGR rate for intake air (intake air + EGR gas) Set to be higher than in normal combustion, control the ignition timing to be delayed and the ignition timing to be ignited near the compression top dead center by the earlier injection timing. is doing. Specifically, the target EGR rate is set to 50% or more.
  • a relatively narrow injection angle a and a shallow dish type or open type CA are combined to greatly advance the injection timing. Even so, the fuel injected from the injectors always reached the cavity CA.
  • the injector 9 having a normal injection angle j8 (within a range of 140 ° to 165 °) is used as in the present embodiment, the injection angle becomes wider than before and the injection timing can be advanced. This range is smaller than the conventional engine. If this happens, fuel will be injected at a relatively high in-cylinder pressure and temperature, and ignition may occur before compression top dead center.
  • the target EGR rate is set to a relatively high value, so that the ignition timing can be delayed and controlled near the compression top dead center.
  • a map of the target value of the intake air amount corresponding to the engine operating state is stored in advance in the ECU 26 (see FIG. 6), and the ECU 26 uses this map. Accordingly, one or both of the EGR valve 21 and the intake throttle valve 23 are controlled so that the actual intake air amount approaches the target intake air amount.
  • This target value map of intake air amount is determined in advance so that the actual EGR rate becomes the target EGR rate when the intake air amount is controlled according to this map.
  • the intake air amount is a value corresponding to the EGR rate. This is because when the intake air amount is constant, the EGR rate decreases as the intake air amount increases, and the EGR rate increases as the intake air amount decreases. Since the intake air amount is determined according to the engine speed, the EGR rate can be calculated from the engine speed and the intake air amount.
  • FIG. 4 shows an engine according to the present embodiment and an engine using an open type CA and an injector I having a narrow injection angle ⁇ (hereinafter referred to as an open type engine) as shown in FIG.
  • the measurement results of average effective pressure Pmi, THC emissions, and smoke emissions are shown.
  • the horizontal axis of the figure is the fuel injection start time (ATDC), and the line connecting the square points in the figure shows the measurement result of the engine of this embodiment, and the line connecting the triangular points shows the measurement result of the open type engine. .
  • the line connecting the diamond points shows the measurement results of a normal diesel engine that performs diffusion combustion as a reference.
  • the average effective pressure Pmi (corresponding to the output) exceeds the open type engine at all injection start timings.
  • the THC and smoke emissions are also equal to or less than that of the open engine at all injection start timings.
  • the engine of this embodiment has a small amount of smoke emission over a wide range of injection start times. This means that there is a high degree of freedom in setting the injection start time.
  • the injection timing range with a small amount of smoke emission is narrow (-26 ° to -18 ° ATDC), so the settable range of the injection timing is also narrow, but the engine of this embodiment has a small amount of smoke emission. Since the injection timing range is wide (-30 ° to -14 ° ATDC), the injection timing can be freely set within this wide range.
  • the reason why the engine of the present embodiment is superior in both output and exhaust gas compared to the open type engine is presumed to be the effect of the reentrant type 11.
  • the reentrant type cavity 11 in the reentrant type cavity 11, almost all of the combustion can be performed in the cavity 11, which is considered to have led to an improvement in output.
  • the reentrant type cavity 11 can hold the swirl formed in the cavity 11 in the cavity 11 for a long period of time, so that sufficient dilution and homogenization can be achieved by mixing the premixed gas. This force is thought to have led to improvements in S exhaust gas.
  • the formation of a high squish which is another advantage of the reentrant-type cavity 11, can be considered to contribute to the improvement of exhaust gas.
  • FIG. 5 shows three types of fuel injection timings set in the engine of this embodiment. The measurement results of THC emissions, NOx emissions, smoke emissions, and net average effective pressure BMEP (corresponding to output) when the EGR rate is changed between about 40-60% during the period are shown.
  • the horizontal axis of the figure is the air-fuel ratio (AZF) of the premixed gas.
  • the line connecting the circle points is the injection timing 20 ° BTDC
  • the line connecting the triangular points is the line connecting the injection timing 30 ° BTDC
  • the diamond points The injection timing is 40 ° BTDC.
  • the line connecting the square points shows the measurement results of a normal diesel engine with diffuse combustion as a reference.
  • the engine of this embodiment realizes normal diffusion combustion on the high load side.
  • the engine of the present embodiment uses a reentrant type cavity 11 suitable for diffusion combustion and an injection angle j8 that is relatively wide and uses a normal injector 9. Therefore, good combustion is achieved even when realizing diffusion combustion. Can be secured.
  • the injected fuel hits the sidewall of the cavity 11 as in the case of a normal diesel engine. Absent. Further, the swirl formed in the cavity 11 can be retained in the cavity 11 by the reentrant cavity 11, so that excellent exhaust gas characteristics can be obtained.
  • the fuel injection angle ⁇ of the injector 9 is set as follows. That is, the angle is such that the fuel injected in the vicinity of the compression top dead center of the piston 4 reaches the cavity inner wall radially outward from the lowest node of the cavity 11 (see FIG. 2 (a)).
  • 8 of the injector 9 is made as narrow as possible within the range satisfying this condition, premixed combustion and diffusion combustion can be suitably achieved, and the injection start timing is relatively low during premixed combustion. It becomes possible to greatly speed up.
  • the high swirl type cylinder head 3 or the intake port 5 in order to further promote the mixing of the premixed gas during the premixed combustion.
  • a swirl generator may be provided at the intake port 5.
  • an external EGR device that recirculates a part of the exhaust gas in the exhaust pipe 13 into the intake pipe 12 is shown, but the present invention is not limited in this respect, An internal EGR device that opens and closes the exhaust valve 2 or the intake valve 7 to recirculate the exhaust gas into the combustion chamber 10 may be used.
  • the two control modes of the premixed injection mode executed in the premixed region and the normal injection mode executed in the normal region are performed. Is provided.
  • the control mode is switched accordingly. Examples of switching points during acceleration and deceleration are indicated by points B and C, respectively.
  • the fuel injection is completed before the compression top dead center, and the injection amount and the injection timing are such that the injected fuel is ignited near the compression top dead center through the premix period. Be controlled.
  • the injection amount and the injection timing are controlled so that the injected fuel ignites near the compression top dead center within the injection period.
  • target values of the control meters are individually set for the premixed injection mode and the normal injection mode. That is, a map of target values of control parameters (main injection period, etc.) corresponding to one or more parameters (engine speed, engine load, etc.) representing the engine operating state is provided in advance for each of a plurality of different control parameters. Furthermore, a map for the premixed injection mode and a map for the normal injection mode are provided for the same control parameter. As will be described in detail later, in this embodiment, only one main injection is executed in the premixed injection mode, and two fuel injections, pilot injection and main injection, are executed in the normal injection mode.
  • the control parameters of the present embodiment include a main injection amount, a main injection timing, a pilot injection amount, a pilot injection timing, an intake air amount, and a common rail pressure.
  • various other control parameters such as a supercharging pressure and a movable vane opening degree in an engine using a variable capacity turbocharger can be employed.
  • two target values are set independently for the same control parameter, so that the target value is large immediately after the control mode is switched, even though the engine operation state is substantially the same. May change. If the target value is suddenly increased (that is, stepped) when the control mode is switched, the actual value also changes significantly, resulting in combustion noise and torque fluctuations. It causes exhaust gas etc. there is a possibility.
  • the control mode is switched from the normal injection mode to the premixed injection mode at time tl, and then the premixed injection mode force is switched to the normal injection mode at time t3.
  • the target value of each control parameter is also changed to the value of one control mode (for example, VI) at the time of this change, and the force to be changed to the value of the other control mode (for example, V2). Gradually change to the other value.
  • the change of one value force to the other value is a slope shape that is gradually performed over a certain time period in a step shape that is instantaneously and rapidly performed.
  • Such a change can be achieved, for example, by executing a smoothing process on a basic step input and setting the output as a target value.
  • delay control is performed to delay the change of the target value of the fuel system relative to the change of the target value of the intake system when the control mode is switched.
  • the fuel system target values here are the target main injection amount, the target main injection timing, the target pilot injection amount, the target pilot injection timing, and the target common rail pressure in the illustrated example. In the illustrated example, this is the target intake air amount.
  • the change of the target intake air amount is first started, and then the target intake air amount value is changed. Changes to the target main injection amount, target main injection timing, target pilot injection amount, target pilot injection timing, and target common rail pressure when the value reaches the predetermined threshold value MAF2 (time t4).
  • the reason for this is due to the difference in response that the actual value related to the intake system changes later than the actual value related to the fuel system. That is, even if the target intake air amount is changed and the intake throttle valve 23 and the EGR valve 21 can be immediately changed to the opening corresponding to the target value, the intake throttle valve 23 and the EGR valve 21 and the combustion chamber 10 in the cylinder Since there is a certain distance and volume during the period, the EGR rate of the intake air actually existing in the combustion chamber 10 is changed to the target value corresponding to the force after a certain time.
  • the target EGR rate in the premixed region is set to a relatively high value of 50% or more, while the target EGR rate in the normal region is approximately 30% or less.
  • the target EGR rate changes greatly due to movement between regions, and this is also a factor that delays tracking of the actual EGR rate.
  • the value of the fuel system can be changed immediately if a signal corresponding to the target value is sent to the injector 9, and the change of the common rail pressure can also be executed relatively quickly. Therefore, as in this embodiment, the value of the fuel system that can be quickly changed is changed after being delayed from the value of the intake system, and the value of the fuel system is changed after waiting for the actual change in the EGR rate in the combustion chamber 10.
  • the EGR rate is an important parameter for premixed combustion, and it is important to control the EGR rate according to the actual EGR rate.
  • FIG. 8 shows how the intake system values change in response to changes in engine load.
  • the horizontal axis represents the engine load
  • the vertical axis represents (a) the intake air amount, (b) the force SEGR rate, and (c) the AZF (air-fuel ratio).
  • the solid line is the value in the normal injection mode
  • the broken line is the value in the premixed injection mode.
  • the diagram (a) shows the target value
  • the diagrams (b) and (c) show the actual values.
  • each value changes as indicated by a thick arrow E.
  • each value changes so as to move to the right along the broken line.
  • each value changes to a value on the solid line that is the value of the normal injection mode, and thereafter each value changes so as to move to the right along the solid line.
  • switching at point B each value changes as indicated by El, but in the present embodiment, the control for gradually changing is executed as described above, so the change is performed relatively slowly.
  • the EGR rate is 50% or more, near 50% immediately before the switching point B, and the value increases as the force toward the low load side increases. Becomes larger.
  • the target EGR rate is set so that the EGR rate changes as described above.
  • the target intake air amount is set as shown in (a). In (a), the amount of intake air increases as the direction of force increases. This corresponds to the decreasing EGR rate.
  • the premixed injection mode is switched to the normal injection mode, the intake air amount changes to a larger value.
  • AZF has a value larger than the stoichiometric (theoretical air-fuel ratio: about 14.5) (that is, lean side), and gradually decreases as the engine load increases. Near (ie, slightly larger than the sticky value, eg 15). This value is the limit for premixed combustion. Then, when switching to the normal injection mode at the switching point B, AZF is increased again, and thereafter decreases to a substantially constant value after decreasing. As shown in the figure, there is a smoke generation area within a certain range of AZF higher than the stoichiometry.
  • AZF is almost constant at a value slightly higher than the smoke generation area, avoiding the smoke generation area.
  • the fuel is uniformly premixed and burned, and in combination with the effect of the reentrant type mentioned above, smoke is generated. Is not a problem.
  • Each target value is set so that the above AZF changes can be realized.
  • FIG. 9 shows how the injection amount and the injection timing change when the control mode is switched.
  • (a) is in the normal injection mode
  • (d) is in the premixed injection mode
  • (b) and (c) show transition states between these modes.
  • only one main injection is performed in the premixed injection mode, and pilot and main in the normal injection mode. Two injections are executed.
  • premixed main injection main injection
  • normal pilot injection pilot injection in the normal injection mode
  • Injection quantity and injection timing are related to each other, and a transition takes place between them.
  • the premixed main injection and the normal pilot injection are different in timing because the injection timing is before the compression top dead center TDC. Therefore, it is desirable to perform control by associating these, since the transition can be performed smoothly and can be handled as one value for control.
  • the injection timings of the premixed main injection and the normal pilot injection are handled as one or a common control parameter.
  • the injection timing and the injection amount of the normal pilot injection are gradually shifted to those of the premixed main injection, and the normal injection is performed.
  • main injection in the mode hereinafter also referred to as normal main injection
  • the injection timing and injection amount of premix main injection gradually shift to those of normal pilot injection.
  • the normal main injection gradually appears from the initial state, the injection amount is gradually increased while the injection timing is fixed near the compression top dead center, and finally reaches the target value in the normal injection mode. .
  • the injection amount of the normal pilot injection is usually smaller than the injection amount of the premixed main injection.
  • the injection timing of the normal pilot injection is earlier than the injection timing of the premixed main injection, but there may be a case where it is later.
  • the relationship between the maps shown in FIG. 6 is as shown in FIG. That is, the injection timing and injection amount of the premixed main injection are related to the injection timing and injection amount of normal pilot injection, respectively, and the target value is shifted between them.
  • pilot injection does not exist in the premixed injection mode, there is no injection timing and injection amount calculation map.
  • the main injection timing calculation map power in the normal injection mode is determined.
  • the target value of the injection timing according to the engine operating state at that time is determined.
  • the main injection amount calculation map force in the normal injection mode is also determined as a temporary target value of the main injection amount according to the engine operating state at that time, and the final target value gradually approaches the temporary target value. It is done.
  • FIG. 10 shows the logic for determining the target injection timing of the premixed main injection.
  • the injection timings of the premixed main injection and the normal pilot injection are treated as the same control parameter, and therefore this logic may be used to determine the target injection timing of the normal pilot injection. used.
  • the target intake air amount is also determined using the same mouthpiece. This logic is executed by the ECU 26.
  • a base value of the target premixed main injection timing is determined from the actual engine speed NE and the target fuel injection amount Q using a base map.
  • the base correction value is determined from the actual engine speed NE and the target fuel injection amount Q using the correction value base map.
  • the correction coefficient is determined using the correction coefficient map from the engine water temperature THW detected by a water temperature sensor (not shown) (this is a substitute value for the engine temperature, and the oil temperature can also be used).
  • the final correction value is determined by multiplying the correction coefficient by the base value of the correction value, and this final correction value is added to the base value of the target pilot injection timing to obtain the final target premixed main injection timing.
  • this logic corrects the target premixed main injection timing (that is, the target normal pilot injection timing) and the target intake air amount.
  • FIG. 11 more specifically shows a map for determining the target premixed main injection timing.
  • the horizontal axis is the engine speed (rpm)
  • the vertical axis is the fuel injection amount (mm3Zst)
  • only the low load side (lower side) of switching line A is used.
  • the fuel injection amount of zero can be excluded except during fuel cuts, etc., so an area equal to or greater than the idle fuel injection amount (5 (mm3Zst) in this embodiment) is used.
  • the premixed main injection timing is set within the range of 5 to 35 ° before top dead center, and it gets earlier as the engine speed and fuel injection amount (corresponding to engine load) increase. There is a tendency.
  • the injection timing is advanced as the load increases. This is because it is necessary to increase the premixing period as the injection amount increases.
  • the injection timing is advanced as the rotational speed increases. This is because the piston speed increases as the rotational speed increases, and it is necessary to start the injection earlier in order to secure the premixing period.
  • Fig. 12 shows test results obtained by examining actual AZF in the premixed region using an actual machine.
  • the AZF value shown here is a value calculated from the actual intake air amount, and is not a direct measurement of A ZF in the cylinder.
  • the horizontal axis is the engine rotation speed (rpm)
  • the vertical axis is the fuel injection amount (mm3Zst)
  • AZF has a premixed combustion limit of approximately 15 at the position of switching line A, and the value increases toward the lower load side, indicating a lean tendency. Its maximum value on the lowest load side exceeds 35.
  • the switching between the premixed combustion and the diffusion combustion can be performed smoothly and preferably, and the fuel at the time of switching is changed. Changes in burning noise and torque shock can be prevented in advance.
  • Embodiments of the present invention are not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments can be adopted.
  • the intake air amount is used as a parameter related to the EGR rate, but the value of the EGR rate may be used directly.
  • the target EGR rate itself may be set in advance, the actual EGR rate may be detected, and control may be performed so that the actual EGR rate approaches the target EGR rate.
  • the pilot injection may not be necessarily required but only the main injection. Conversely, it is also possible to perform multi-stage injection that performs pilot injection multiple times.
  • FIG. 1 is a schematic view of a diesel engine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the fuel injected by Intaka Taka and the piston.
  • FIG. 3 is a map showing a premixing region and a normal region in the engine operation region.
  • FIG. 4 is a graph showing a comparison result between the diesel engine according to the present embodiment and a conventional open type engine.
  • FIG. 5 is a graph showing measurement results obtained by examining changes in values with respect to differences in injection timing during premixed combustion.
  • FIG. 6 A map of target values for each control parameter in the premixed injection mode and the normal injection mode.
  • FIG. 7 is a time chart showing how each target value changes when the control mode is switched.
  • FIG. 8 is a graph showing changes in intake system values corresponding to changes in engine load.
  • FIG. 9 is a time chart showing how the injection amount and injection timing change when the control mode is switched.
  • FIG. 10 is a diagram showing logic for determining a target premixed main injection timing.
  • FIG. 11 is a diagram showing a map for determining the target premixed main injection timing more specifically.
  • FIG. 13 is a schematic view showing a conventional open type engine.
  • FIG. 14 is a diagram showing the relationship between maps when premixed main injection and normal pilot injection are associated.
  • ECU Electronic control unit

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Abstract

　ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料の噴射量と噴射時期とを制御するための制御装置において、噴射された燃料がその噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する通常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴射された燃料が予混合期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する予混合噴射モードとの二つの制御モードを設定し、これら各制御モードにおける制御パラメータ（パイロット噴射時期等）の目標値を予め個別に設定し、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、一方の制御モードの目標値Ｖ１を他方の制御モードの目標値Ｖ２に徐々に変更させるための変更手段を設ける。

Description

明 細 書
ディーゼルエンジンの制御装置
技術分野
[0001] 本発明はディーゼルエンジンの制御装置に係り、特に、通常の拡散燃焼と予混合 圧縮着火燃焼とを切り換える制御を実行するディーゼルエンジンの制御装置に関す る。
背景技術
[0002] シリンダ内に燃料を直接噴射するディーゼルエンジンでは、シリンダ内が高温'高 圧となるピストンの圧縮上死点近傍で燃料を噴射するのが一般的であった。この場合 、燃料の噴射中に着火が始まって火炎が形成され、その火炎に後続の燃料が供給さ れることで燃焼が継続される。このように、燃料の噴射中に着火が始まる燃焼形態は 一般的に拡散燃焼 (以下、通常燃焼ともいう）と称されているが、この拡散燃焼では N Oxやスモーク等の低減に限界があると 、う問題が指摘されて 、る。
[0003] そこで近年では、燃料の噴射又は供給時期をピストンの圧縮上死点よりも早期にし て、燃料の供給完了後に予混合気が着火する、予混合圧縮着火燃焼 (以下、予混 合燃焼とも ヽぅ）と称される燃料形態を実現させることが提案されて ヽる (特許文献 1、 2参照)。
[0004] 予混合燃焼では、燃料の噴射終了後、ある程度の期間 (予混合期間)を経て予混 合気が着火するので、着火までに予混合気が充分に希薄 ·均一化される。従って、 局所的な燃焼温度が下がり NOx排出量が低減するうえ、空気不足状態での燃焼も 回避されるのでスモークの発生も抑制される。
[0005] 特許文献 1 :特開平 11 324764号公報
特許文献 2：特開 2003 - 286880号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0006] ところで、予混合燃焼は、均一な希薄予混合気を確保して始めて成立する燃焼形 態であり、筒内の空気過剰率が比較的大きいことが要求される。少なくとも現状では、 予混合燃焼は低負荷領域と ヽぅ限られた運転領域でしか行うことができな ヽ。従って 、高負荷領域では通常の拡散燃焼を行う必要があり、エンジンの運転状態に応じて これら予混合燃焼と拡散燃焼とを切り換える必要がある。そしてこの切り換えを好適 に行わないと燃焼騒音やトルク変動が発生してしまう。
[0007] そこで、本発明の目的は、予混合燃焼と拡散燃焼との切り換えをスムーズかつ好適 に行うことのできるディーゼルエンジンの制御装置を提供することにある。
課題を解決するための手段
[0008] 本発明の第一の態様によれば、ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料の噴 射量と噴射時期とを制御するための制御装置にお ヽて、噴射された燃料がその噴射 期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する通常噴 射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴射された燃料が予混合期間 を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する予混合噴射 モードとの二つの制御モードを設定し、これら各制御モードにおける制御パラメータ の目標値を予め個別に設定し、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換 時に、一方の制御モードの目標値を他方の制御モードの目標値に徐々に変更させ るための変更手段を設けたことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置が提供さ れる。
[0009] 好ましくは、排気ガスの一部を吸気側に環流する EGRを実行するための EGR装置 であって、 EGR率を変更するための弁を含む EGR装置と、実際の EGR率が目標 E GR率に近づくよう前記弁を制御する EGR制御手段とが設けられ、前記目標値が、 少なくとも、目標燃料噴射量と、目標燃料噴射時期と、前記目標 EGR率とからなり、 前記変更手段が、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記目 標 EGR率の変更を開始した後に前記目標燃料噴射量と前記目標燃料噴射時期と の変更を開始するための遅延手段を有する。
[0010] 前記弁が、少なくとも前記エンジンの吸気通路に設けられた吸気絞り弁を含み、前 記 EGR制御手段が、前記 EGR率を制御するために吸入空気量を制御するものであ つて、実際の吸入空気量が目標吸入空気量に近づくよう、少なくとも前記吸気絞り弁 を制御するものであり、前記遅延手段が、一方の制御モードから他方の制御モード への切換時に、前記目標吸入空気量の変更を開始した後に前記目標燃料噴射量と 前記目標燃料噴射時期との変更を開始するものであってもよい。
[0011] 好ましくは、前記予混合噴射モードにおいて、前記目標 EGR率が 50%以上に設 定される。
[0012] 好ましくは、前記目標 EGR率をエンジン温度に基づき補正するための手段が設け られる。
[0013] 好ましくは、噴射前の燃料を高圧状態で貯留するコモンレールと、このコモンレー ル内の燃料圧力であるコモンレール圧を制御するための手段とが設けられ、前記目 標値が、さらに目標コモンレール圧力 なり、前記遅延手段が、さらに、一方の制御 モードから他方の制御モードへの切換時に、前記目標 EGR率の変更を開始した後 に前記目標コモンレール圧の変更を開始する。
[0014] 好ましくは、前記通常噴射モードにおいて、少量のパイロット噴射と多量のメイン噴 射とが実行され、前記予混合噴射モードにおいて、メイン噴射のみが実行され、前記 目標値が、少なくとも、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量、目標パイ ロット噴射時期、目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期と、前記予混合噴射モー ドにおける目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期とからなり、前記通常噴射モー ドにおける目標パイロット噴射量と目標パイロット噴射時期とが、前記予混合噴射モ ードにおける目標メイン噴射量と目標メイン噴射時期とにそれぞれ関連づけられ、前 記変更手段が、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記通常 噴射モードにおける目標パイロット噴射量と前記予混合噴射モードにおける目標メイ ン噴射量との間で徐々に変更を行うと共に、前記通常噴射モードにおける目標パイ ロット噴射時期と前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期との間で徐々 に変更を行う。
[0015] 好ましくは、前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期をエンジン温度に 基づき補正するための手段が設けられる。
[0016] 好ましくは、前記通常噴射モードが、前記予混合噴射モードよりもエンジンの高負 荷側で実行される。
[0017] 好ましくは、前記エンジン力 ピストンの頂部に設けられたリエントラント型のキヤビテ ィと、前記いずれの制御モードにおいても噴射された燃料が前記キヤビティ内に入る ように噴射角度が設定されたインジェクタとを備える。
[0018] また、本発明の第二の態様によれば、ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料 の噴射量と噴射時期とを制御するための制御装置にお ヽて、噴射された燃料がその 噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する通 常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴射された燃料が予混合 期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する予混合 噴射モードとの二つの制御モードを設定し、これら各制御モードにおいて、燃料系及 び吸気系の制御パラメータの目標値をそれぞれ予め個別に設定し、一方の制御モ ードから他方の制御モードへの切換時に、一方の制御モードの目標値を他方の制御 モードの目標値に変更すると共に、その一方の制御モードにおける燃料系の目標値 の変更を、一方の制御モードにおける空気系の目標値の変更より遅れて開始させる ための変更遅延手段を設けたことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置が提 供される。
[0019] また、本発明の第三の態様によれば、ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料 の噴射量と噴射時期とを制御するための制御装置にお ヽて、噴射された燃料がその 噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する通 常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴射された燃料が予混合 期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とを制御する予混合 噴射モードとの二つの制御モードを設定し、前記通常噴射モードにおいて、少量の パイロット噴射と多量のメイン噴射とを実行すると共に、前記予混合噴射モードにお いて、メイン噴射のみを実行し、これら各制御モードにおける制御パラメータの目標 値を予め個別に設定すると共に、この目標値を、少なくとも、前記通常噴射モードに おける目標パイロット噴射量、目標パイロット噴射時期、目標メイン噴射量及び目標メ イン噴射時期と、前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射量及び目標メイン噴 射時期とから構成し、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量と目標パイ ロット噴射時期とを、前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射量と目標メイン 噴射時期とにそれぞれ関連づけ、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換 時に、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量と前記予混合噴射モード における目標メイン噴射量との間で変更を行うと共に、前記通常噴射モードにおける 目標パイロット噴射時期と前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期との間 で変更を行うための燃料目標値変更手段を設けたことを特徴とするディーゼルェン ジンの制御装置が提供される。
発明の効果
[0020] 本発明によれば、予混合燃焼と拡散燃焼との切り換えをスムーズかつ好適に行うこ とができ、切換時の燃焼騒音やトルク変動を未然に防止することができるという、優れ た効果が発揮される。
発明を実施するための最良の形態
[0021] 以下、本発明の好適実施形態を添付図面に基づいて詳述する。
[0022] 図 1は、本実施形態に係るディーゼルエンジン（以下、単にエンジンという）の制御 装置を示す。なお図 1では一気筒のみ示されている力 当然多気筒であっても良い。
[0023] 図中 1がエンジン本体であり、これはシリンダ 2、シリンダヘッド 3、ピストン 4、吸気ポ ート 5、排気ポート 6、吸気弁 7、排気弁 8、インジェクタ 9等力 構成される。シリンダ 2
、シリンダヘッド 3及びピストン 4によって燃焼室 10が区画形成される。ピストン 4の頂 部にはキヤビティ 11が凹設され、燃焼室 10内に臨んで設けられたインジヱクタ 9から キヤビティ 11内に向カゝつて燃料が直接噴射される。
[0024] 本実施形態のエンジンのキヤビティ 11及びインジェクタ 9は、拡散燃焼を実現させ ることを前提に設計された通常のディーゼルエンジンのものと同様に設計される。
[0025] 具体的に説明すると、図 2に示すように、本実施形態のキヤビティ 11は、開口部（上 端部）の面積がそれよりも下側部分の断面積よりも小さく形成されると共に、その底部 中央に上方に隆起した凸部を有するリエントラント型のものであり、インジェクタ 9はシ リンダ 2と略同軸に配置され、複数の噴孔 (ホール)から一般的な噴射角 β (例えば 1
40° 〜165° の範囲）で燃料を噴射するものである。
[0026] 図 1に戻り、インジェクタ 9はコモンレール 24に接続され、そのコモンレール 24に貯 留された高圧燃料力インジェクタ 9に常時供給される。コモンレール 24への燃料圧送 は高圧サプライポンプ 25により行われる。 [0027] 吸気ポート 5は吸気管 12に接続され、これらが吸気通路を形成する。排気ポート 6 は排気管 13に接続され、これらが排気通路を形成する。
[0028] 本実施形態のエンジンは更に、排気管 13内の排気ガスの一部 (EGRガス）を吸気 管 12に還流する EGRを実行するための EGR装置 19を備えて 、る。
[0029] EGR装置 19は、吸気管 12と排気管 13とを接続するための EGR管 20と、 EGR管 2 0の管路面積を変えて EGR率を調節するための EGR弁 21と、 EGR弁 21の上流側 にて EGRガスを冷却する EGRクーラ 22とを備える。 EGR弁 21の弁開度を大きくする ことで、シリンダ内に吸入される吸気の EGR率及び EGR量を増大することができ、逆 に EGR弁 21の弁開度を小さくすることで、吸気の EGR率及び EGR量を低下するこ とがでさる。
[0030] 吸気管 12には、 EGR管 20との接続部の上流側で吸入空気を適宜絞るための吸 気絞り弁 23が設けられる。この吸気絞り弁 23も EGR装置 19に含まれる。この吸気絞 り弁 23の開閉を制御することによつても、吸気全体に占める吸入空気 (新気）の量な いし割合を制御して EGR率を制御することができる。即ち、吸気絞り弁 23の弁開度 を大きくすることで、吸入空気量 (割合)を増加し、吸気の EGR率及び EGR量を減少 することができ、逆に吸気絞り弁 23の弁開度を小さくすることで、吸入空気量を減少 し、吸気の EGR率及び EGR量を増加することができる。
[0031] このエンジンを電子制御するための電子制御ユニット（以下 ECUという） 26が設け られる。 ECU26は各種センサ類からエンジンの運転状態を読み取り、そのエンジン 運転状態に基づいてインジェクタ 9、 EGR弁 21、吸気絞り弁 23等を制御する。前記 センサ類としては、アクセル開度を検出するためのアクセル開度センサ 14、エンジン のクランク軸（図示せず)の位相即ちクランク角を検出するためのクランク角センサ 16 、コモンレール 24内の燃料圧力を検出するためのコモンレール圧センサ 17、吸入空 気量を検出するための吸入空気量センサ 15等が含まれ、これら各センサの出力信 号に基づいて ECU26が実際のアクセル開度、クランク角、コモンレール圧、吸入空 気量等を決定する。特に ECU26は、アクセル開度の値に基づいてエンジンの負荷 L を決定すると共に、時間に対するクランク角の増加割合を演算してエンジンの回転速 度 NEを決定する。 [0032] インジェクタ 9が ECU26により ON/OFFされることでインジェクタ 9による燃料噴射 が実行/停止される。 ECU26は、前記センサ類力も検出されたエンジン運転状態を 表すパラメータ、特にエンジン回転速度 NEとエンジン負荷 Lとの検出値に基づ 、て 燃料の噴射量と噴射時期との目標値を決定し、実際のクランク角が目標噴射時期に 到達したら、その時から目標噴射量相当の時間だけ、インジェクタ 9を通電 (ON)す る。つまり噴射量はインジェクタの通電時間に相当し、噴射時期とはインジェクタの通 電開始時期即ち噴射開始時期のことをいう。目標噴射量と目標噴射時期とは実機試 験等により予め決定されており、その値力 ¾CU26内のメモリにマップ形式で記憶さ れる。
[0033] また、コモンレール圧即ち噴射圧力のフィードバック制御も実行される。即ち、 ECU 26は、前記センサ類力も検出されたエンジン運転状態を表すパラメータ、特にェンジ ン回転速度 NEとエンジン負荷 Lとの検出値に基づいて、予め記憶されたマップから 、コモンレール圧の目標値を決定し、この目標値に実際のコモンレール圧が近づくよ う、図示しな!ヽ調量弁の開度を制御して高圧サプライポンプ 25からコモンレール 24 への燃料圧送量を制御する。
[0034] 本実施形態のエンジンは、所定の運転領域にお!、て「背景技術」の欄で説明したよ うな予混合燃焼を実現させ、それ以外の運転領域では通常の拡散燃焼を実現させる 。より具体的に説明すると、図 3に示すように、エンジン回転速度 NEと燃料噴射量 Q とにより定められるエンジン運転領域のマップ上に、予混合燃焼を実現させる領域（ 予混合領域)と、通常の拡散燃焼を実現させる領域 (通常領域)とが予め定められ、こ れら各領域の境界を規定する切換ライン Aが予め定められている。予混合領域は通 常領域より低負荷側に設定される。
[0035] そして、本実施形態の制御装置は、制御モードとして、予混合領域にて実行される 予混合噴射モードと、通常領域にて実行される通常噴射モードとの二つを備えて ヽ る。実際のエンジン回転速度 NEと目標燃料噴射量 Qとが予混合領域にあるとき (即 ち、切換ライン Aよりも低負荷側にあるとき）は、予混合噴射モードによる制御が実行 され、それらが通常領域にあるとき (即ち、切換ライン Aよりも高負荷側にあるとき）は、 通常噴射モードによる制御が実行される。エンジン運転中、運転状態が予混合領域 力も通常領域へと変わった場合、又はその逆へと変わった場合、これらに応じて、そ れぞれ図示される B点及び C点において制御モードも切り換えられる。これについて は後に詳述する。
[予混合燃焼]
前述のように、本実施形態のエンジンは、リエントラント型のキヤビティ 11と、通常の 噴射角度 βを有するインジェクタ 9とを用いて予混合燃焼を実現させる。予混合領域 において ECU26は、燃料の噴射時期を、ピストン 4の圧縮上死点よりも前に燃料の 噴射が終了し、且つその噴射された燃料の全てがキヤビティ 11内に入るような噴射 時期に制御する。そのような噴射時期は例えば上死点前 5〜35° の範囲である。即 ち、燃料の噴射時期は通常燃焼の場合よりも進角化されるが、その進角の程度は、 噴射された燃料が全てキヤビティ 11内に入るような範囲に制限される。
[0036] ここで図 2によりこのような噴射時期（噴射開始時期）をより具体的に説明する。
[0037] 図 2 (a)は燃料の噴射開始時期 (インジェクタが ONされた瞬間）の状態を示してお り、この時点ではまだ燃料力 Sインジェクタ 9から噴射されておらず、ピストン 4は比較的 下方に位置する。その後ある期間が経過すると、図 3 (b)に示すように、ピストン 4が若 干上昇し、燃料 F力インジヱクタ 9から径方向外側に飛散し始める。ただしこの時点で は燃料 Fはまだピストン 4のキヤビティ 11に到達して ヽな 、。そして更に期間が経過 すると、図 3 (c)に示すように、燃料 Fがキヤビティ 11の側壁上部に衝突する。このとき 、全ての燃料 Fがキヤビティ 11の内側に供給されるような噴射時期が、本実施形態に おいて設定される噴射時期である。逆に、キヤビティ 11に衝突した燃料の一部が上 方に跳ね返ってシリンダヘッド 3の下面に付着してしまうような噴射時期は、本実施形 態では設定されない。
[0038] ところで、一般に予混合燃焼では、予混合気が筒内の温度及び圧力等に依存して 圧縮自着火するため、着火時期の制御が困難である。そこで本実施形態では、この 着火時期を制御するため EGR率を制御している。着火時期は出力及び燃費の観点 力も圧縮上死点近傍であるのが望ましいが、予混合燃焼では、通常の拡散燃焼の場 合より早期に燃料が噴射されるため、筒内の状態によっては圧縮上死点近傍に到達 する前に着火に至る可能性がある。そこで、 EGR制御において、筒内に供給される 吸気（吸入空気 + EGRガス）に対する目標 EGR率力 通常燃焼の場合に比べ高く 設定され、噴射時期が早期な分、着火時期を遅らせて、圧縮上死点近傍で着火がな されるように制御している。具体的には目標 EGR率は 50%以上に設定される。
[0039] また、予混合燃焼を行う従来のエンジンでは、図 13に示されるように、比較的狭い 噴射角度 aと浅皿型ないしオープン型キヤビティ CAとを組み合わせ、噴射時期を大 きく進角させてもインジェクタから噴射された燃料が必ずキヤビティ CA内に到達する ようにされていた。これに対し、本実施形態のように、通常の噴射角度 j8 (140° 〜1 65° の範囲内）を有するインジェクタ 9を用いた場合、噴射角度が従来より広くなり、 噴射時期の進角可能な範囲が従来のエンジンよりも小さくなる。こうなると筒内圧力 及び温度が比較的高い状態で燃料を噴射することになり、圧縮上死点前に着火に 至る虞がある。しかし本実施形態では、上述のように目標 EGR率が比較的高い値に 設定されて 、るので、着火時期を遅らせて圧縮上死点近傍に制御することができる。
[0040] 本実施形態では、 EGR率を制御するために、エンジン運転状態に応じた吸入空気 量の目標値のマップが予め ECU26に記憶されており（図 6参照）、 ECU26はこのマ ップに従って、実際の吸入空気量が目標吸入空気量に近づくよう、 EGR弁 21及び 吸気絞り弁 23の一方又は両方を制御する。この吸入空気量の目標値のマップは、こ のマップに従って吸入空気量を制御すると実際の EGR率が目標 EGR率となるように 予め定められている。ここで吸入空気量は EGR率に対応する値である。なぜなら、吸 気量一定の場合、吸入空気量が増加すれば EGR率が減少し、吸入空気量が減少 すれば EGR率が増加するからである。吸気量がエンジン回転速度に応じて決まるの で、エンジン回転速度と吸入空気量とから EGR率を算出できる。
[0041] このように、 EGR装置 19により比較的多量の EGRを実行して予混合気の酸素濃度 を低下させることで、予混合期間を充分に確保することができる。従って、燃料の噴 射開始時期を極端に早期化できな 、本実施形態のエンジンにお 、て予混合燃焼を 確実に実現させることが可能となる。また、 EGR率を制御して (本実施形態では吸入 空気量を制御する)着火時期を適切な時期（ピストンの圧縮上死点近傍）に制御して いるので、十分な燃費及び出力を確保できる。更に、多量の EGRを実行して予混合 気の酸素濃度を低下させることで、排気ガス中の NOxを低減させることもできる。 [0042] 図 4は、本実施形態のエンジンと、図 13に示したようなオープン型のキヤビティ CA 及び狭い噴射角度 αのインジェクタ Iを用いたエンジン（以下、オープン型エンジンと いう）とにおける、平均有効圧力 Pmi、 THC排出量、スモーク排出量の測定結果を示 している。
[0043] 図の横軸は燃料の噴射開始時期 (ATDC)であり、図中四角ポイントを結ぶライン が本実施形態のエンジン、三角ポイントを結ぶラインがオープン型エンジンの測定結 果を示している。なお、菱形ポイントを結ぶラインは、拡散燃焼を行う通常のディーゼ ルエンジンの測定結果を参考として示したものである。
[0044] 図から分かるように、本実施形態のエンジンは、平均有効圧力 Pmi (出力に相当） が全ての噴射開始時期においてオープン型エンジンを上回っている。
[0045] また、 THC及びスモークの排出量についても、全ての噴射開始時期においてォー プン型エンジンと同等かそれ以下となっている。特筆すべき点は、本実施形態のェン ジンは幅広い噴射開始時期に亘つてスモーク排出量が少ないことである。これは噴 射開始時期の設定の自由度が高いことを意味している。つまり、オープン型エンジン ではスモーク排出量の少ない噴射時期範囲が狭い（— 26° 〜― 18° ATDC)ため 、噴射時期の設定可能範囲も狭くなるが、本実施形態のエンジンではスモーク排出 量の少な 、噴射時期範囲が広 、（— 30° 〜― 14° ATDC)ので、噴射時期をこの 広 、範囲内で自由に設定することができる。
[0046] このように、本実施形態のエンジンがオープン型エンジンと比較して、出力、排気ガ ス共に優れている理由は、リエントラント型のキヤビティ 11の効果であると推察される 。つまり、リエントラント型のキヤビティ 11では、燃焼のほとんど全てをキヤビティ 11内 で行うことができるため、これが出力の向上につながったと考えられる。また、リエント ラント型のキヤビティ 11は、キヤビティ 11内で形成されたスワールをキヤビティ 11内に 長期間保持することができるので、予混合気のミキシングにより充分な希薄'均一化 が図れる。これ力 S排気ガスの改善につながったと考えられる。更に、リエントラント型の キヤビティ 11の他の利点である高スキッシュの形成も、排気ガスの改善に貢献して ヽ ると考免られる。
[0047] 図 5は、本実施形態のエンジンにおいて燃料の噴射時期を三種類設定し、各噴射 時期において EGR率を約 40〜60%の間で変化させたときの、 THC排出量、 NOx 排出量、スモーク排出量、正味平均有効圧力 BMEP (出力に相当）の測定結果を示 している。
[0048] 図の横軸は予混合気の空燃比 (AZF)であり、図中丸ポイントを結ぶラインが噴射 時期 20° BTDC,三角ポイントを結ぶラインが噴射時期 30° BTDC,菱形ポイント を結ぶラインが噴射時期 40° BTDCである。なお、四角ポイントを結ぶラインは、拡 散燃焼を行う通常のディーゼルエンジンの測定結果を参考として示したものである。
[0049] 図力 分かるように、 THC排出量は、噴射時期 20° BTDCと 30° BTDCとでほぼ 同等であるのに対して、噴射時期を 40° BTDCとした場合だけ大幅に悪ィ匕している 。また、正味平均有効圧力 BMEPについても、噴射時期を 20° 及び 30° BTDCと した場合はほぼ同等であるのに対し、噴射時期を 40° BTDCとした場合だけ大幅に 低下している。
[0050] このように、噴射時期を 40° BTDCとした場合、噴射時期を 20° 及び 30° BTDC とした場合と比較して、 THC排出量、出力共に悪化する理由は、噴射された燃料の 一部がキヤビティ 11から外に飛散していることが原因であると考えられる。
[0051] つまり、噴射時期を 20° 及び 30° BTDCとした場合は、噴射された燃料が全てキ ャビティ 11内に入るため、 THC排出量、出力共に良好であり、両者に大きな差は見 られないが、噴射時期を 40° BTDCとした場合、噴射時期が早すぎて燃料の一部 がキヤビティ 11外に飛散し、これがシリンダヘッド 3の下面等に付着して THCの排出 につながったと考えられる。また、キヤビティ 11外へ飛散した燃料はキヤビティ 11内 で燃焼することができないため、これが出力の低下につながったと考えられる。
[0052] 次に、図 5において、 EGR率と排気ガス及び出力との関係に着目すると、全ての噴 射時期において、 EGR率が高い程、 NOx排出量が大きく低下することが分かる。こ れは、多量の EGRにより予混合気の酸素濃度が低下したことが理由である。図から 分力るように、燃料の噴射時期を 20° 及び 30° BTDCとした場合において、 EGR 率を 50%以上にすれば、 NOx排出量をほぼゼロレベルまで低減できる。なお、 TH C排出量、スモーク排出量及び正味平均有効圧力 BMEPにつ!/、ては EGR率との明 確な相関関係は見受けられな力つた。 [0053] 図 5の測定結果から、燃料の全てがキヤビティ 11内に入るように噴射時期を設定し 、且つ多量の EGRを実行する本実施形態のエンジンによれば、優れた排気ガス特 性及び出力が得られることが分かる。
[通常燃焼]
本実施形態のエンジンは高負荷側で通常の拡散燃焼を実現させる。本実施形態 のエンジンは、拡散燃焼に適したリエントラント型のキヤビティ 11と、噴射角度 j8が比 較的広 、通常のインジェクタ 9を用いて 、るので、拡散燃焼を実現させる際にも良好 な燃焼を確保できる。つまり、拡散燃焼を実現させるベぐ圧縮上死点近傍で燃料を 噴射すると、噴射された燃料は、通常のディーゼルエンジンと同様に、キヤビティ 11 の側壁に当たるので、スモーク等が大幅に発生することはない。また、リエントラント型 のキヤビティ 11により、キヤビティ 11内に形成されたスワールをキヤビティ 11内に保 持できるので優れた排気ガス特性を得ることができる。
[0054] 従って、本実施形態のエンジンによれば、前述したように低負荷領域で良好な予混 合燃焼を実現できることに加え、高負荷領域でも拡散燃焼に切り換えて良好な燃焼 を確保することができる。
[0055] ここで、良好な拡散燃焼を確実に実現させるため、インジェクタ 9の燃料噴射角度 βが次のように設定される。即ち、ピストン 4の圧縮上死点近傍で噴射された燃料が、 キヤビティ 11の最低位節（図 2 (a)参照)よりも径方向外側のキヤビティ内壁に到達 するような角度とされる。この条件を満たす範囲内でインジェクタ 9の噴射角度 |8をで きるだけ狭くすることにより、予混合燃焼と拡散燃焼とを好適に両立できるうえ、予混 合燃焼の際に噴射開始時期を比較的大きく早期化することが可能となる。
[0056] なお、本発明に係るエンジンでは、予混合燃焼に際し予混合気の混合を更に促進 させるために、高スワールタイプのシリンダヘッド 3又は吸気ポート 5を用いることが好 ましい。例えば、吸気ポート 5にスワール生成装置を設けても良い。
[0057] また、本実施形態では EGR装置として、排気管 13内の排気ガスの一部を吸気管 1 2内に還流する外部 EGR装置を示したが、本発明はこの点において限定されず、排 気弁 2又は吸気弁 7を開閉制御して排気ガスを燃焼室 10内に還流させる内部 EGR 装置を用いても良い。 [エンジン制御]
本実施形態によれば、図 3に関連して説明されたように、予混合領域にて実行され る予混合噴射モードと、通常領域にて実行される通常噴射モードとの二つの制御モ ードが備えられる。そしてエンジン運転中、実際のエンジン回転速度 NEと目標燃料 噴射量 Qとの値がそれぞれ予混合領域の値と通常領域の値との間で変化し、切り換 えライン Aを越えるとき、これに応じて制御モードも切り換えられる。加速時及び減速 時の切り換え点の例がそれぞれ B点及び C点で示される。
[0058] 予混合噴射モードにおいては、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴射され た燃料が予混合期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期と が制御される。また、通常噴射モードにおいては、噴射された燃料がその噴射期間 内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射時期とが制御される。
[0059] 図 6に示されるように、予混合噴射モードと通常噴射モードとに対してそれぞれ制御 ノ メータの目標値が個別に設定される。即ち、エンジン運転状態を表す 1以上のパ ラメータ (エンジン回転速度、エンジン負荷等）に応じた制御パラメータ (メイン噴射時 期等)の目標値のマップが、複数の異なる制御パラメータ毎にそれぞれ予め設けられ 、さらに、同一の制御パラメータに対し、予混合噴射モード用のマップと、通常噴射モ ード用のマップとが設けられる。後に詳しく述べるが、本実施形態では予混合噴射モ ードで 1回のメイン噴射のみが実行され、通常噴射モードではパイロット噴射とメイン 噴射という 2回の燃料噴射が実行される。本実施形態の制御パラメータはメイン噴射 量、メイン噴射時期、パイロット噴射量、パイロット噴射時期、吸入空気量及びコモン レール圧力もなる。しかしながら、例えば、可変容量型ターボ過給機を用いたェンジ ンにおける過給圧や可動べーン開度など、他の様々な制御パラメータを採用すること が可能である。
[0060] このように、同一の制御パラメータに対し目標値が別個独立に二つ設定されるので 、制御モードが切り換えられた直後、ほぼ同じエンジン運転状態であるにも拘わらず 、目標値が大きく変化する場合がある。制御モードの切換時に目標値を急激に大きく (即ち、ステップ状に)変化させると、これに伴って実際の値も急激に大きく変化し、燃 焼騒音やトルク変動が発生するほか、過渡時の排ガス悪ィ匕などを引き起こしてしまう 可能性がある。
[0061] そこで、このような問題を回避するため、制御モードの切換時に目標値を徐々に変 更するのが好ましい。これを実行するのが本実施形態の制御装置で、その様子は図 7に示す通りである。図示例では、 tlの時点で、制御モードが通常噴射モードから予 混合噴射モードに切り換わり、その後 t3の時点で、制御モードが予混合噴射モード 力も通常噴射モードに切り換わっている。この切換時に各制御パラメータの目標値も 、一方の制御モードの値 (例えば VI)力 他方の制御モードの値 (例えば V2)に変 更される力 この変更時に一方の値力 ある時間をかけて徐々に、他方の値に変更さ れる。即ち、好ましくは、一方の値力も他方の値への変更は、瞬時的且つ急激に行 われるステップ状ではなぐある時間をかけて緩やかに行われるスロープ状である。こ のような変更は、例えば、基本となるステップ入力に対しなまし処理を実行し、その出 力を目標値とすることにより達成することができる。このように目標値を徐々に変更さ せることで、実際の値の急変を防止でき、燃焼騒音やトルク変動の発生さらに過渡時 の排ガス悪ィ匕を未然に防止することができる。
[0062] 力!]えて、本実施形態では、制御モードの切換時に、燃料系の目標値の変更を吸気 系の目標値の変更に対し遅らせるディレイ (遅延)制御を行う。ここでいう燃料系の目 標値とは、図示例では目標メイン噴射量、目標メイン噴射時期、目標パイロット噴射 量、目標ノ ィロット噴射時期及び目標コモンレール圧であり、吸気系の目標値とは、 図示例では目標吸入空気量である。
[0063] 図 7に示すように、吸気系に係る目標値の変更が開始された後、燃料系に係る目標 値の変更が開始される。例えば時刻 tlで、制御モードが通常噴射モードから予混合 噴射モードに切り換わった時、目標吸入空気量の変更が開始され、その後、目標吸 入空気量の値が所定のしき 、値 MAF1に到達した時（時刻 t2)、目標メイン噴射量、 目標メイン噴射時期、目標パイロット噴射量、目標パイロット噴射時期及び目標コモ ンレール圧の変更が開始される。こうして、燃料系の目標値の変更が吸気系の目標 値の変更に対し Δ tl =t2— tlだけ遅れて実行される。
[0064] 同様に、時刻 t3で、制御モードが予混合噴射モードから通常噴射モードに切り換 わった時も、先ず目標吸入空気量の変更が開始され、その後、目標吸入空気量の値 が所定のしきい値 MAF2に到達した時（時刻 t4)、目標メイン噴射量、目標メイン噴 射時期、目標ノ ィロット噴射量、目標パイロット噴射時期及び目標コモンレール圧の 変更が開始される。こうして、燃料系の目標値の変更が吸気系の目標値の変更に対 し Δ t3 = t4— 3だけ遅れて実行される。
[0065] このようにする理由は、吸気系に係る実際の値が燃料系に係る実際の値よりも遅れ て変化するという応答性の違いによる。即ち、目標吸入空気量を変更し、仮に即座に 吸気絞り弁 23及び EGR弁 21を目標値相当の開度に変更できたとしても、吸気絞り 弁 23及び EGR弁 21とシリンダ内燃焼室 10との間にある程度の距離及び容積が存 在するため、実際に燃焼室 10内に存在する吸気の EGR率が目標値相当に変更さ れるのは一定の時間を経過して力もである。また、予混合領域の目標 EGR率が 50% 以上と比較的高い値に設定されるのに対し、通常領域の目標 EGR率はほぼ 30%程 度以下である。よって領域間の移動により目標 EGR率は大きく変化し、これも実際の EGR率の追従が遅れる要因である。一方、燃料系の値は、インジェクタ 9に目標値相 当の信号を送ってしまえば即座に変更でき、またコモンレール圧の変更も比較的迅 速に実行できる。従って、本実施形態のように、迅速に変更できる燃料系の値を吸気 系の値より遅らせて変更し、実際の燃焼室 10内の EGR率の変化を待って燃料系の 値を変化させることにより、所望の燃焼状態を実現できるようになる。特に EGR率は 予混合燃焼にぉ 、て重要なパラメータであり、実際の EGR率に合わせて制御を行う ことは重要である。
[0066] 図 8には、エンジン負荷の変化に対応する吸気系の値の変化の様子が示される。 ( a)〜（c)の各グラフにおいて、横軸はエンジン負荷であり、縦軸は（a)が吸入空気量 、（b)力 SEGR率、（c)が AZF (空燃比）である。各グラフにおいて、実線は通常噴射 モードにおける値、破線は予混合噴射モードにおける値である。 (a)の線図は目標 値を示し、 (b)及び (c)の線図は実際値を示す。
[0067] 加速時等においてエンジン負荷が増大方向に変化するとき、各値は太線矢印 Eの 如く変化する。予混合噴射モードの実行中は破線に沿って右側に移動するように各 値が変化する。そして切換点 Bに到達すると、各値は通常噴射モードの値である実 線上の値に変化し、以降実線に沿って右側に移動するように各値が変化する。切替 点 Bにおいて、各値が Elで示される如く変化するが、本実施形態では前述のような 徐々に変化させる制御が実行されるので、変化は比較的ゆっくりと行われる。
[0068] (b)に示されるように、予混合噴射モードにおいては、 EGR率が 50%以上であり、 切替点 Bの直前で 50%付近であり、低負荷側に向力う程その値が大きくなる。そして 通常噴射モードに切り換わると、 EGR率は 30%以下に大きく減少され、切替点 Bの 直後で 30%付近であり、高負荷側に向力 程その値が小さくなる。以上のような EGR 率変化となるように、目標 EGR率が設定され、本実施形態では (a)の如く目標吸入 空気量が設定される。（a)において、吸入空気量は高負荷側に向力 程その値が大 きくなる。これは EGR率が減少していくことに対応する。そして予混合噴射モードから 通常噴射モードに切り換わると、吸入空気量はより大きな値に変化する。
[0069] 前述の EGR率の変化に対応した AZFの変化が（c)に示される。予混合噴射モー ドにおける AZFは、ストィキ (理論空燃比:約 14. 5)よりも大きな値を有し (即ち、リー ン側）、エンジン負荷の増大と共に徐々に減少し、切替点 Bでストィキ付近 (即ち、スト ィキより若干大きい値、例えば 15)に達する。この値が予混合燃焼を行う限界である。 そして切替点 Bで通常噴射モードに切り換わると、 AZFは再度増大され、以降、一 且減少した後ほぼ一定値となる。図示されるように、ストィキより高い AZFの一定範 囲内にスモーク発生領域が存在する。通常噴射モードでは、 AZFがスモーク発生 領域より若干高い値でほぼ一定となり、スモーク発生領域を回避している。なお図で は予混合噴射モードでスモーク発生領域を通過する部分があるが、実際には燃料が 均一予混合化されて燃焼され、前述したリエントラント型キヤビティの効果と相俟って 、スモークの発生は問題とならない。以上のような AZF変化が実現されるように、各 目標値が設定されている。
[0070] なお、減速時等においてエンジン負荷が減少方向に変化するときは前記と逆の変 化を呈する。
[0071] 図 9には、制御モードの切換時における噴射量及び噴射時期の変化の様子が示さ れる。（a)が通常噴射モードの場合、（d)が予混合噴射モードの場合で、（b)、 （c)は これらモード間における遷移状態が示される。図カゝら理解されるように、予混合噴射 モードでは 1回のメイン噴射のみが実行され、通常噴射モードではパイロット及びメイ ンという 2回の噴射が実行される。
[0072] ここで特徴的なのは、予混合噴射モードにおけるメイン噴射 (以下、予混合メイン噴 射ともいう）の噴射量及び噴射時期と、通常噴射モードにおけるパイロット噴射 (以下 、通常ノ ィロット噴射ともいう）の噴射量及び噴射時期とが互いに関連づけられ、これ らの間で遷移が行われることである。即ち、予混合メイン噴射と通常パイロット噴射と は 、ずれも噴射時期が圧縮上死点 TDC前であり、互いに比較的近 、タイミングであ る。そこで、これらを関連づけて制御を行う方が遷移がスムーズに行えるし、制御上一 つの値として取り扱うことができるので、望ましい。現に本実施形態においても、予混 合メイン噴射と通常パイロット噴射との噴射時期は一つの或いは共通の制御パラメ一 タとして取り扱つている。
[0073] (a)から（d)に向かう通常噴射モードから予混合噴射モードへの切り換えに際して は、通常パイロット噴射の噴射時期及び噴射量が徐々に予混合メイン噴射のそれら に移行され、通常噴射モードにおけるメイン噴射（以下、通常メイン噴射ともいう）は、 その噴射時期が圧縮上死点近傍に固定されるものの、噴射量は徐々に減少され、最 終的にはゼロになる。逆に、（d)から (a)に向力 予混合噴射モードから通常噴射モ ードへの切り換えに際しては、予混合メイン噴射の噴射時期及び噴射量が徐々に通 常パイロット噴射のそれらに移行され、通常メイン噴射は、最初無い状態から徐々に 現れ、噴射時期が圧縮上死点近傍に固定されたまま噴射量が徐々に増大され、最 終的には通常噴射モードにおける目標値に到達する。
[0074] 通常ノ ィロット噴射と予混合メイン噴射との関係について、噴射量については、通 常パイロット噴射の噴射量が予混合メイン噴射の噴射量より少ないのが通常である。 噴射時期については、図示例では予混合メイン噴射の噴射時期より通常パイロット噴 射の噴射時期の方が早期であるが、後期となる場合も考えられる。通常パイロット'メ イン噴射の態様は様々なものが考えられ、例えば、メイン噴射の直前でパイロット噴 射を実行し、パイロット噴射により作られた火種でメイン噴射燃料を継続的に燃焼さ せるもののほか、ノィロット噴射を比較的早期に行ってその噴射燃料を均一予混合 化し、その後メイン噴射を実行するものなどが考えられる。後者の場合、本出願人が 特開 2003— 148222で開示したような、最大熱発生率が 60kjZs以下となる早期パ ィロット噴射を適用することが可能である。
[0075] なおこのように予混合メイン噴射と通常パイロット噴射とを関連づけた場合、図 6に 示したマップ同士の関係は図 14に示す通りとなる。即ち、予混合メイン噴射の噴射時 期及び噴射量は、通常パイロット噴射の噴射時期及び噴射量にそれぞれ関連づけら れ、それらの間で目標値の移行が行われる。これに対し、予混合噴射モードではパイ ロット噴射が存在しないので、噴射時期及び噴射量算出マップも存在しない。制御モ 一ドが予混合噴射モードから通常噴射モードに切り換えられると、通常噴射モードの メイン噴射時期算出マップ力 その時のエンジン運転状態に応じた噴射時期の目標 値が決定される。他方、通常噴射モードのメイン噴射量算出マップ力もその時のェン ジン運転状態に応じたメイン噴射量の仮の目標値が決定され、最終的な目標値はそ の仮の目標値に徐々に近付けられる。
[0076] 図 10には、予混合メイン噴射の目標噴射時期決定のためのロジックが示される。前 述したように、本実施形態では予混合メイン噴射と通常パイロット噴射との噴射時期 を同一の制御パラメータとして取り扱って 、るので、このロジックは通常パイロット噴射 の目標噴射時期を決定するものとしても使用される。また、本実施形態では同一の口 ジックを用いて目標吸入空気量も決定するようにして 、る。このロジックは ECU26に よって実行される。
[0077] 図示されるように、先ずベースマップを用いて、実際のエンジン回転速度 NEと目標 燃料噴射量 Qとから、目標予混合メイン噴射時期のベース値を決定する。一方、これ ら実際のエンジン回転速度 NEと目標燃料噴射量 Qとから、補正値ベースマップを用 いて、ベース補正値を決定する。そしてさらに、水温センサ（図示せず)で検知される エンジンの水温 THW (これはエンジン温度の代用値であり、油温等も使用可能）から 、補正係数マップを用いて補正係数を決定する。この補正係数を補正値のベース値 に乗じて最終補正値を決定し、この最終補正値を目標パイロット噴射時期のベース 値に加算することで、最終的な目標予混合メイン噴射時期を得る。つまり、このロジッ クにより、目標予混合メイン噴射時期（即ち、目標通常パイロット噴射時期）と、目標吸 入空気量とが補正される。
[0078] エンジンが完全に暖機されていない状態では、シリンダ内温度や、 EGRクーラ 22 による EGRガスの冷却効率が暖機後と異なる。そしてエンジンの暖機状態によって E GR率や 02濃度も変化する。特に予混合燃焼では、 02濃度や EGR率 (又は吸入空 気量）が所望値に正確に制御されることが重要である。これ力ここで説明したようなェ ンジン温度に基づく補正をする理由である。
[0079] なお、エンジンの暖機状態や EGRクーラの状態 (劣化等を含む）に起因する上記 のような補正は、シリンダ内に吸入される実際の吸気の温度や 02濃度を検出し、こ れらの値に基づき行うのがより望まし 、。
[0080] 図 11は、目標予混合メイン噴射時期を決定するためのマップをより具体的に示して いる。横軸はエンジン回転速度 (rpm)、縦軸は燃料噴射量 (mm3Zst)で、切換ライ ン Aの低負荷側（下側）のみが使用される。また実用上は、燃料噴射量がゼロとなるこ とはフユエルカット時等を除 ヽてあり得な 、ので、アイドル相当の燃料噴射量 (本実施 形態では 5 (mm3Zst) )以上の領域が使用される。図から理解されるように、予混合 メイン噴射時期は上死点前 5〜35° の範囲内に設定され、エンジン回転速度及び 燃料噴射量 (エンジン負荷に相当）が増大するにつれ、早期化する傾向にある。また 、エンジン回転速度が一定の場合、噴射時期は負荷が高まる程早期化する。これは 噴射量の増大に伴い予混合期間を増大する必要があるからである。一方、燃料噴射 量が一定の場合、噴射時期は回転速度が高まる程早期化する。これは回転速度の 増大に伴いピストン速度も増加し、予混合期間を確保するためにはより早期に噴射を 開始する必要があるからである。
[0081] 図 12は、予混合領域における実際の AZFを実機により調べた試験結果である。こ こで示される AZFの値は、実際の吸入空気量から計算した値であり、シリンダ内の A ZFを直接測定したものではない。前記同様に、横軸がエンジン回転速度 (rpm)、 縦軸が燃料噴射量 (mm3Zst)で、切換ライン Aの低負荷側（下側）且つアイドル噴 射量より高負荷側（上側）のみが有効である。 AZFは、切換ライン Aの位置で予混合 燃焼限界の約 15であり、それより低負荷側に至る程、値が大きくなり、リーン傾向を 示す。その最も低負荷側における最大値は 35を越える。
[0082] 以上説明されたように、本発明に係るディーゼルエンジンの制御装置によれば、予 混合燃焼と拡散燃焼との切り換えをスムーズかつ好適に行うことができ、切換時の燃 焼音変化やトルクショックを未然に防止することができる。
[0083] 本発明の実施形態は前記実施形態に限定されず、様々な他の実施形態を採ること ができる。例えば、前記実施形態では吸入空気量を EGR率に関わるパラメータとし て用いたが、直接 EGR率の値を用いてもよい。即ち、目標 EGR率自体を予め設定 すると共に、実際の EGR率を検出し、実際の EGR率が目標 EGR率に近づくよう制 御を行っても良い。また、通常噴射モードにおいて、パイロット噴射は必ずしも必要で はなぐメイン噴射のみとしても良い。また逆に、パイロット噴射を複数回実行するよう な多段噴射を行っても良 ヽ。
図面の簡単な説明
[0084] [図 1]本発明の一実施形態に係るディーゼルエンジンの概略図である。
[図 2]インジエタタカゝら噴射される燃料とピストンとの関係を示す図である。
[図 3]エンジン運転領域中の予混合領域と通常領域とを示すマップである。
[図 4]本実施形態に係るディーゼルエンジンと従来のオープン型エンジンとの比較結 果を示すグラフである。
[図 5]予混合燃焼時における噴射時期の相違に対する各値の変化を調べた測定結 果を示すグラフである。
[図 6]予混合噴射モードと通常噴射モードとにおける各制御パラメータの目標値のマ ップを示す。
[図 7]制御モードの切換時における各目標値の変化の様子を示すタイムチャートであ る。
[図 8]エンジン負荷の変化に対応する吸気系の値の変化の様子を示すグラフである。
[図 9]制御モードの切換時における噴射量及び噴射時期の変化の様子を示すタイム チャートである。
[図 10]目標予混合メイン噴射時期決定のためのロジックを示す図である。
[図 11]目標予混合メイン噴射時期を決定するためのマップをより具体的に示す図で ある。
[図 12]予混合領域における実際の AZFを調べた試験結果である。
[図 13]従来のオープン型エンジンを示す概略図である。 圆 14]予混合メイン噴射と通常パイロット噴射とを関連づけた場合のマップ同士の関 係を示す図である。
符号の説明
1 エンジン本体
4 ピストン
2 シリンダ
9 インジェクタ
11 キヤビティ
11a 凸部
14 アクセル開度センサ
15 吸入空気量センサ
16 クランク角センサ
17 コモンレール圧センサ
20 EGR通路
21 EGR弁
23 吸気絞り弁
24 コモンレーノレ
26 電子制御ユニット (ECU)
β 噴射角度

Claims

請求の範囲
[1] ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料の噴射量と噴射時期とを制御するた めの制御装置において、
噴射された燃料がその噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴 射時期とを制御する通常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴 射された燃料が予混合期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射 時期とを制御する予混合噴射モードとの二つの制御モードを設定し、
これら各制御モードにおける制御パラメータの目標値を予め個別に設定し、 一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、一方の制御モードの目標 値を他方の制御モードの目標値に徐々に変更させるための変更手段を設けた ことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置。
[2] 排気ガスの一部を吸気側に環流する EGRを実行するための EGR装置であって、 E GR率を変更するための弁を含む EGR装置と、実際の EGR率が目標 EGR率に近づ くよう前記弁を制御する EGR制御手段とが設けられ、
前記目標値が、少なくとも、目標燃料噴射量と、目標燃料噴射時期と、前記目標 E GR率とからなり、
前記変更手段が、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記目 標 EGR率の変更を開始した後に前記目標燃料噴射量と前記目標燃料噴射時期と の変更を開始するための遅延手段を有する
請求項 1記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[3] 前記弁が、少なくとも前記エンジンの吸気通路に設けられた吸気絞り弁を含み、前 記 EGR制御手段が、前記 EGR率を制御するために吸入空気量を制御するものであ つて、実際の吸入空気量が目標吸入空気量に近づくよう、少なくとも前記吸気絞り弁 を制御するものであり、
前記遅延手段が、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記目 標吸入空気量の変更を開始した後に前記目標燃料噴射量と前記目標燃料噴射時 期との変更を開始する
請求項 2記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[4] 前記予混合噴射モードにお!、て、前記目標 EGR率が 50%以上に設定される 請求項 2又は 3記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[5] 前記目標 EGR率をエンジン温度に基づき補正するための手段が設けられる
請求項 2乃至 4いずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[6] 噴射前の燃料を高圧状態で貯留するコモンレールと、このコモンレール内の燃料 圧力であるコモンレール圧を制御するための手段とが設けられ、
前記目標値が、さらに目標コモンレール圧力 なり、
前記遅延手段が、さらに、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、 前記目標 EGR率の変更を開始した後に前記目標コモンレール圧の変更を開始する 請求項 2乃至 5いずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[7] 前記通常噴射モードにおいて、少量のパイロット噴射と多量のメイン噴射とが実行 され、前記予混合噴射モードにおいて、メイン噴射のみが実行され、
前記目標値が、少なくとも、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量、目 標パイロット噴射時期、目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期と、前記予混合噴 射モードにおける目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期とからなり、
前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量と目標パイロット噴射時期とが、 前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射量と目標メイン噴射時期とにそれぞ れ関連づけられ、
前記変更手段が、一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記通 常噴射モードにおける目標パイロット噴射量と前記予混合噴射モードにおける目標メ イン噴射量との間で徐々に変更を行うと共に、前記通常噴射モードにおける目標パ ィロット噴射時期と前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期との間で徐々 に変更を行う
請求項 1記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[8] 前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期をエンジン温度に基づき補正 するための手段が設けられる
請求項 7記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[9] 前記通常噴射モードが、前記予混合噴射モードよりもエンジンの高負荷側で実行 される 請求項 1乃至 8 、ずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[10] 前記エンジン力 ピストンの頂部に設けられたリエントラント型のキヤビティと、前記 V、ずれの制御モードにお 、ても噴射された燃料が前記キヤビティ内に入るように噴射 角度が設定されたインジヱクタとを備える
請求項 1乃至 9いずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[11] ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料の噴射量と噴射時期とを制御するた めの制御装置において、
噴射された燃料がその噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴 射時期とを制御する通常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴 射された燃料が予混合期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射 時期とを制御する予混合噴射モードとの二つの制御モードを設定し、
これら各制御モードにおいて、燃料系及び吸気系の制御パラメータの目標値をそ れぞれ予め個別に設定し、
一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、一方の制御モードの目標 値を他方の制御モードの目標値に変更すると共に、その一方の制御モードにおける 燃料系の目標値の変更を、一方の制御モードにおける空気系の目標値の変更より 遅れて開始させるための変更遅延手段を設けた
ことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置。
[12] ディーゼルエンジンの筒内に噴射される燃料の噴射量と噴射時期とを制御するた めの制御装置において、
噴射された燃料がその噴射期間内に圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴 射時期とを制御する通常噴射モードと、圧縮上死点前に燃料噴射が終了し、その噴 射された燃料が予混合期間を経て圧縮上死点近傍で着火するように噴射量と噴射 時期とを制御する予混合噴射モードとの二つの制御モードを設定し、
前記通常噴射モードにお!、て、少量のパイロット噴射と多量のメイン噴射とを実行 すると共に、前記予混合噴射モードにおいて、メイン噴射のみを実行し、
これら各制御モードにおける制御パラメータの目標値を予め個別に設定すると共に 、この目標値を、少なくとも、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量、目 標パイロット噴射時期、目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期と、前記予混合噴 射モードにおける目標メイン噴射量及び目標メイン噴射時期とから構成し、
前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射量と目標パイロット噴射時期とを、 前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射量と目標メイン噴射時期とにそれぞ れ関連づけ、
一方の制御モードから他方の制御モードへの切換時に、前記通常噴射モードにお ける目標パイロット噴射量と前記予混合噴射モードにおける目標メイン噴射量との間 で変更を行うと共に、前記通常噴射モードにおける目標パイロット噴射時期と前記予 混合噴射モードにおける目標メイン噴射時期との間で変更を行うための燃料目標値 変更手段を設けた
ことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置。
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