WO2006038601A1 - ディーゼルエンジンの制御装置 - Google Patents

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WO2006038601A1
WO2006038601A1 PCT/JP2005/018316 JP2005018316W WO2006038601A1 WO 2006038601 A1 WO2006038601 A1 WO 2006038601A1 JP 2005018316 W JP2005018316 W JP 2005018316W WO 2006038601 A1 WO2006038601 A1 WO 2006038601A1
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PCT/JP2005/018316
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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 compression ignition 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 ii).
  • 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 Application Laid-Open No. 2002-206448
  • Patent Document 2 JP 2000-145507 A
  • 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, at present, premixed combustion can only be performed in low-load areas and limited operating areas. Therefore In the high load region, it is necessary to perform normal diffusion combustion, and it is necessary to switch between premixed combustion and diffusion combustion in accordance with the operating state of the engine.
  • an object of the present invention is to provide a control device for a diesel engine that can smoothly and quickly switch between premixed combustion and normal combustion in a transient state of the engine.
  • Another object of the present invention is a diesel engine capable of smoothly and quickly switching to the premixed combustion force normal combustion at the time of acceleration of the engine, and ensuring the desired acceleration performance and driver spirit. It is to provide an engine control device.
  • the injected fuel is compressed and dead within the injection period.
  • Normal injection mode that controls the injection amount and timing to ignite near the point, fuel injection ends before the compression top dead center, and the injected fuel passes through the premixing period and near the compression top dead center
  • Two control modes, the premixed injection mode that controls the injection amount and the injection timing so as to ignite, are set, and the entire operating region of the engine is divided into at least two regions, the normal region and the premixed region Normal switching for switching the control mode so that the normal injection mode is executed when the engine operating state is in the normal region and the premixed injection mode is executed when the actual engine operating state is in the premix region
  • the control mode is forcibly switched to the other control mode if the engine enters a predetermined transient state.
  • Diesel engine characterized by providing forcible switching means
  • the control device for a diesel engine according to the present invention is particularly effective when the transient state of the engine is an acceleration state. That is, when the premixed injection mode is being executed in the premixed region and the engine is in a predetermined acceleration state, the forced switching means forcibly changes the control mode to the normal injection mode. Switch.
  • the forcible switching means switches the control mode based on a comparison between a rate of change of the engine load and a predetermined threshold value.
  • a means for executing an annealing process on the change rate is further provided.
  • the forced switching means switches the control mode based on a comparison between the value after the annealing process and the threshold value.
  • the rate of change may be an increase rate! /.
  • the threshold is provided with two values on the increase side and the decrease side of the increase rate, and the forcible switching means is configured such that the increase rate becomes equal to or greater than the threshold value on the increase side.
  • the forced switching is started, and then the forced switching is ended when the increase rate becomes equal to or less than the decreasing threshold value.
  • the threshold value on the increase side is set to the threshold value on the increase side, and the value is set to the threshold value on the decrease side, lower than the value.
  • a target value of a control parameter is individually set in advance in each control mode, and the target value for the normal injection mode in the premix region is set.
  • an EGR device for circulating a part of the exhaust gas to the intake side, and an EGR control means for executing control for bringing the actual EGR rate closer to the target EGR rate as the target value.
  • the target EGR rate of the premixed injection mode in the premixed region is set to 50% or more.
  • At least one of the normal switching means and the forced switching means is output.
  • the target value of one control mode is gradually changed to the target value of the other control mode.
  • At least one of the normal switching means and the forced switching means is used.
  • the control mode is switched, the change of the target value of the fuel system is changed by the change of the target value of the intake system. Start later.
  • 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 at least one of the normal switching means and the forced switching means.
  • One is a target pi in the normal injection mode when the control mode is switched. Change between the fuel injection amount and the target main injection amount in the premixed injection mode, and change between the target pilot injection timing in the normal injection mode and the target main injection timing in the premixed injection mode. I do.
  • a reentrant type cavity provided at the top of the engine force piston, and an injector having an injection angle set so that the injected fuel enters the cavity in any of the control modes. Is provided.
  • 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.
  • a combustion chamber 10 is defined by the cylinder 2, 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 cavity 11 and the injector 9 of the engine 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 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 the present embodiment further includes an EGR device 19 for returning a part of the exhaust gas (EGR gas) to the intake side.
  • EGR device 19 for returning a part of the exhaust gas (EGR gas) to the intake side.
  • 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 on the upstream side 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. It is done.
  • 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, and calculates the actual engine rotational speed NE by calculating the rate of increase of the crank angle with respect to time.
  • the injector 9 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,
  • the injector 9 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 9, 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 the value power is stored in the 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 section of "Background Art" in a predetermined operation region, and realizes normal diffusion combustion in other operation regions. More specifically, as shown in FIG. 3, the entire engine operating region determined by parameters representing the operating state of the engine (in this embodiment, engine rotational speed NE and fuel injection amount Q) is premixed combustion.
  • 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 executes the actual engine speed NE and the target fuel injection amount Q.
  • control in the premixed injection mode is executed, and when they are in the normal region, control in the normal injection mode is executed. . If the operating state changes from the premixing region to the normal region during engine operation, or vice versa, the control mode is switched 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.
  • the fuel injection timing is advanced more than in the case of normal combustion, but the advance angle is limited to a range in which the injected fuel does not reach outside the cavity 11 and all reaches inside the cavity 11. It is done.
  • injection timing injection start timing
  • (a) shows the state of the fuel injection start timing (the moment when the injector is turned on). At this time, the fuel force S injector 9 has not yet injected, and the piston 4 is relatively downward. Located in. After a certain period of time, the piston 4 rises slightly as shown in (b). The fuel F power injector 9 starts to scatter radially outward. At this point, however, the fuel F has not yet reached the cavity 11 of the piston 4. When a further period elapses, the fuel F collides with the upper side wall of the cavity 11 as shown in (c). 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. Conversely, the injection timing at which part of the fuel that collided 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.
  • ignition timing it is desirable that the power and fuel efficiency are close to the compression top dead center.
  • fuel is injected earlier than in normal diffusion combustion, and depending on the condition in the cylinder, compression top dead There is a possibility of ignition before reaching the point. Therefore, in EGR control, the target EGR rate for the intake air (intake air + EGR gas) supplied into the cylinder is set higher than in normal combustion, and the ignition timing is delayed by the earlier injection timing. Control is performed so that ignition occurs near the compression top dead center. 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).
  • the EGR valve 21 and the actual intake air amount so that the target intake air amount approaches the target intake air amount.
  • One or both of the intake throttle valves 23 are controlled.
  • 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.
  • a relatively large amount of EGR is executed by the EGR device 19 to reduce the oxygen concentration of the premixed gas, thereby sufficiently securing the premixing period. Therefore, the fuel injection start time cannot be made extremely early, and the premixed combustion can be reliably realized in the engine of this embodiment.
  • the ignition timing is controlled to an appropriate timing (near the compression top dead center of the piston), so that sufficient fuel consumption and output can be secured.
  • NOx in the exhaust gas can be reduced by executing a large amount of EGR to reduce the oxygen concentration of the premixed gas.
  • FIG. 4 shows an engine according to the present embodiment and an engine using the open type CA CA and the injector I having a narrow injection angle ⁇ as shown in FIG. 13 (hereinafter referred to as an open type engine).
  • 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 results of the engine of this embodiment, and the line connecting the triangular points shows the measurement results 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 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).
  • the setting range of the injection timing is also narrowed.
  • the smoke emission amount is small and the injection timing range is wide (-30 ° to -14 ° ATDC), so the injection timing is within this wide range. Can be set freely.
  • 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 THC emissions and NOx emissions when the fuel injection timing is set in the engine of this embodiment and the EGR rate is changed between approximately 40-60% at each injection timing. It shows the measurement results of volume, smoke discharge, and net average effective pressure BMEP (corresponding to output).
  • 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 triangle points is the injection timing 30 ° BTDC
  • 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 indicator 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 as the EGR device, 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. During engine operation, the actual engine speed NE and the target fuel injection amount Q are constantly compared with a predetermined mode switching value, and when these values reach the mode switching value, the control mode is switched. This is the normal switching control.
  • hysteresis is set to the mode switching value. This is to prevent frequent switching of the control mode during quasi-steady operation and to stabilize the control.
  • the mode switching value on the high load side is Al
  • the mode switching value on the low load side is A2, which are close to each other.
  • the mode is switched to the premixed injection mode (the switching point is indicated by C).
  • the premix injection mode 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 ignites 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 for 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.
  • the control parameters of this embodiment are the main injection amount, the main injection timing, the pilot injection amount, the pilot injection timing, the intake air amount, and the common rail pressure.
  • 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 also changes to the value of one control mode (for example, VI) force and the value of the other control mode (for example, V2). Force to be changed During this change, one value is gradually changed to the other value over a certain period of time.
  • the change of one value force to the other value is a slope shape which is gradually performed over a certain time in a step shape which 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 predetermined.
  • the threshold value MAF2 is reached (time t4), the target main injection amount, target main injection timing, target pilot injection amount, target pilot injection timing, and target common rail pressure are changed.
  • the reason for doing 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.
  • 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 Since there is a certain distance and volume between the valve 23 and the EGR valve 21 and the combustion chamber 10 in the cylinder, the EGR rate of the intake air actually existing in the combustion chamber 10 is changed to the target value. It is also a 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 a change in the value of the intake system corresponding to the change in the 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.
  • each value changes as indicated by E1, but in the present embodiment, since the control for gradually changing as described above is executed, the change is made relatively slowly.
  • the EGR rate power is 0% or more, near 50% immediately before the switching point B, and on the low load side. The value increases as you go.
  • the EGR rate is greatly reduced to 30% or less, and is about 30% immediately after the switching point B. The more the force is applied to the higher load side, the smaller the value power becomes.
  • 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 with increasing direction of the load. 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 in the premixed injection mode in the premixed region has a value larger than the stoichiometric (theoretical air-fuel ratio: about 14.5) (ie, lean side), and gradually decreases as the engine load increases.
  • the stoichiometric range ie, slightly larger than the stoichiometric value, eg 15. This value is the limit for premixed combustion.
  • AZF increases again, and after that, decreases to a substantially constant value.
  • the smoke generation region exists within a certain range of A ZF higher than the stoichiometry.
  • AZF is almost constant at a value slightly higher than the smoke generation region, avoiding the smoke generation region. That is, in order to avoid such a low AZF state that causes smoke, smoke limit control is performed to limit the maximum injection amount that can be injected with respect to the intake air amount.
  • smoke limit control is performed to limit the maximum injection amount that can be injected with respect to the intake air amount.
  • there is a part that passes through the smoke generation region in the premixed injection mode in the premixed region but in reality the fuel is uniformly premixed and burned, combined with the effect of the reentrant type mentioned above, The occurrence of smoke is not a problem.
  • Each target value is set so that the above AZF changes are realized.
  • FIG. 9 shows changes in the injection amount and the injection timing 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 executed in the premixed injection mode, and two injections, a small amount of pilot injection and a large amount of main injection, are executed in the normal injection mode.
  • Injection quantity and injection timing are related to each other. The transition 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 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 pilot injection is executed immediately before the main injection, and the main injection fuel is continuously burned with the fire type created by the pilot injection.
  • a nozzle injection may be performed relatively early to uniformly premix the injected fuel, and then a main injection may be performed. In the latter case, it is possible to apply early pilot injection as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2003-148222 by the present applicant, in which the maximum heat generation rate is 60 kjZs or less.
  • 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 the normal pilot injection, respectively. The target value is transferred between them.
  • 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 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.
  • the base value of the target premixed main injection timing is determined from the actual engine speed NE and the target fuel injection amount Q.
  • 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 this correction coefficient by the base 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. That is, this logic corrects the target premixed main injection timing, the target normal pilot injection timing, and the target intake air amount based on the engine temperature.
  • 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 the mode switching value A is used.
  • the mode switching value A shown here is an intermediate value between the mode switching values Al and A2.
  • the fuel injection amount can be zero except for fuel cuts, etc., so an area equivalent to the idle fuel injection amount (5 (mm3Zst) in this embodiment) or more 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 speed (rpm)
  • the vertical axis is the fuel injection amount (mm3Zst)
  • AZF has a premixed combustion limit of about 15 at the position of mode switching value 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 suitably, and the combustion noise change and the torque at the time of switching can be performed. Shock can be prevented in advance.
  • the target EGR rate in the premixed injection mode and the target EGR rate in the normal injection mode are greatly different.
  • the former is a large value of 50%, while the latter is a typical value of 30% or less (see Figure 8).
  • the actual value of the intake system cannot be changed immediately compared to the actual value of the fuel system, and there is a difference in response. Under these circumstances, if the control mode is switched during engine acceleration or deceleration, the actual EGR rate will not reach the value corresponding to the target value of the control mode after switching, even though the switching point has been reached. May not reach the driver, and the driver's parity may be bad.
  • the engine is in a predetermined transient state during execution of one control mode corresponding to this in one operation region. Then, forcible switching means for forcibly switching the control mode to the other control mode is provided. In the following, this will be explained in detail with an example of engine transients, especially during acceleration.
  • the change of the target value and actual value of the intake system as described in connection with FIG. 8 is an example when the engine is constantly accelerated, that is, when it is accelerated relatively slowly. .
  • the target value and the actual value of the intake system are changed as shown in FIG. 15 according to the control according to the present embodiment.
  • the vertical and horizontal parameters are the same as in Fig. 8.
  • FIG. 15 shows an example in which the engine is in the premixing region and the driver performs a sudden acceleration by depressing the accelerator pedal relatively rapidly while the control is being performed in the premixed injection mode.
  • the control mode is switched to the normal injection mode even though the engine operating state is in the premixed region. It is done. Since the control mode is switched before the engine operating state reaches the original switching point B, the response of the intake system described above This solves the delay problem and enables smooth and quick switching, improving the driver's utility and obtaining the desired acceleration performance.
  • target values of the control meters for the normal injection mode are also set in advance in the premixing region.
  • (a) shows the target value of the intake air amount (that is, the target value of the EGR rate).
  • each target value for the premixed injection mode is also set in advance in the normal region.
  • the target value of the intake air amount for the normal injection mode is a value obtained by extending the diagram in the original normal region as it is to the premixing region. Therefore, the directional force toward the low load side becomes smaller. The value is higher than the target value for the premixed injection mode while the tension is being reduced.
  • the actual EGR rate shown in (b) and the actual AZF value shown in (c) increase in the direction of the force toward the low load side. .
  • the actual EGR rate is lower than in premixed injection mode, and the actual AZF value is higher than in premixed injection mode.
  • FIGS. Fig. 16 shows the case of rapid acceleration
  • Fig. 17 shows the case of medium to low acceleration
  • Fig. 18 shows the case of slow acceleration.
  • the engine operating state is in the premixing region, and fuel injection control in the premixed injection mode is executed.
  • the case of rapid acceleration shown in FIG. 16 will be described.
  • the accelerator pedal is suddenly depressed by the driver
  • the target fuel injection amount increases relatively rapidly.
  • the change rate (or differential value) of the target fuel injection amount in this embodiment, the increase rate is constantly calculated by the ECU.
  • This increase rate is a value obtained by dividing the increase in the target fuel injection amount per unit time by the unit time.
  • the value of the target fuel injection amount increased tl per crank angle period or time period is divided by the crank angle period or time period.
  • Value it is also possible to use other values such as a force such as an accelerator opening, in which the value of the target fuel injection amount is used as a substitute value for the engine load.
  • a threshold is set in advance for the rate of increase and stored in the ECU.
  • two threshold values PI and P2 are set on the increase side and decrease side of the increase rate.
  • the increasing threshold value P1 is lower than the decreasing threshold value P2.
  • the ECU compares these increasing rates with the increasing threshold value P1.
  • the rate of increase increases and reaches the value P1 or more (indicated by F in the figure)
  • the acceleration flag is turned ON (see (d)).
  • the control mode is switched to the normal injection mode.
  • the target fuel injection amount has not reached the mode switching point A1 on the high load side or the acceleration side. Therefore, as shown in (e), the engine operating region remains the premixing region.
  • the control mode is forcibly switched to the normal injection mode even though the operation region is in the premixing region.
  • the control mode is originally switched to the normal injection mode according to the normal switching control.
  • the normal injection mode is maintained.
  • the switching is executed earlier than the normal switching timing (advance amount is indicated by At5). . Therefore, it is possible to avoid the delay of actual value change due to switching, especially the effect of delay of change of EGR rate, and achieve smooth and quick switching.
  • the desired driver parity and acceleration performance can be obtained.
  • a smoothing process is executed for the increase rate, and the value after this smoothing process is compared with the threshold value P1 to execute the acceleration determination.
  • the acceleration flag is turned ON only at the moment when the driver depresses the accelerator pedal, and the control mode is extremely short and the force is not switched, so that a substantial effect cannot be obtained.
  • the rate of increase changes slowly as can be seen from the figure, and the rise of the rate of increase that has risen can be suppressed.
  • the control mode after forced switching can be maintained for a relatively long time.
  • the acceleration flag is turned ON, and the control mode is set to the normal mode by forced switching control.
  • the mode is forcibly switched to the mode.
  • the accelerator pedal depressing amount and depressing speed by the driver are further smaller than in the case of the middle to low acceleration, and the target fuel injection amount does not reach the mode switching point A1 on the high load side.
  • the rate of increase of the fuel injection amount does not reach the increasing threshold value P1. Therefore, the forced switching control that does not cause the acceleration flag to turn ON is not executed. In this case, the control mode is maintained in the premixed injection mode by the original normal switching control.
  • the control mode can be switched earlier than the normal switching timing by the forced switching control when the engine is accelerated. Therefore, in particular, the influence of the delay in the change of the actual value of the intake system can be eliminated, and the desired drivability can be ensured.
  • AZF is also represented by E2.
  • E2 the fuel injection amount can be increased without being affected by the smoke limit, and the desired acceleration can be obtained.
  • the ECU cannot predict how far and how long the driver will depress the accelerator pedal.
  • the control mode can be switched at the moment when the driver shows the intention to accelerate, the delay in acceleration can be prevented and the desired driver parity can be obtained.
  • the control device according to the present embodiment can perform optimum mode selection according to the degree of acceleration.
  • the present invention can also be applied to the deceleration state.
  • the control mode is forcibly switched to the premixed injection mode when the engine is in a predetermined deceleration state during execution of the normal injection mode in the normal region.
  • FIGS. 15-18 One skilled in the art will readily apply the control described above in connection with FIGS. 15-18 to a deceleration condition. For example, in FIG. 15, the direction of the arrow E is reversed, and in FIGS. 16 to 18, the value of the target fuel injection amount decreases and the increase rate becomes the decrease rate.
  • Embodiments of the present invention are not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments can be adopted.
  • the entire engine operating region may be divided into three or more regions so as to include another region, which is a force divided into two regions of a normal region and a premixed region.
  • Another control mode may be executed in the area.
  • the value of the force direct EGR rate using the intake air amount as a parameter related to the EGR rate may be used. That is, 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 be the main injection which is not always necessary. Conversely, multistage injection in which pilot injection is performed a plurality of times may be performed.
  • 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 an 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. 9] 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.
  • ⁇ 11 More specifically, a map for determining the target premixed main injection timing.
  • 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.
  • FIG. 16 is a time chart showing an example of forced switching control, in the case of rapid acceleration.
  • FIG.17 This is a time chart in the case of medium to low acceleration.
  • ECU Electronic control unit

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Abstract

　ディーゼルエンジンの制御装置において、通常燃焼を実現させるための通常噴射モードと、予混合燃焼を実現させるための予混合噴射モードとを設定し、実際のエンジンの運転状態が通常領域にあるときには通常噴射モードを実行し、実際のエンジンの運転状態が予混合領域にあるときには予混合噴射モードを実行する。そして、一方のエンジン運転領域においてこれに対応する一方の制御モードが実行されているとき、エンジンが所定の過渡状態になったならば、制御モードを他方の制御モードに強制的に切り換える。通常より早期の切換えが可能になり、特に加速時に所望の加速性能を得られるようになる。

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。
[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 2002— 206448号公報
特許文献 2 :特開 2000— 145507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。
[0007] 予混合燃焼と拡散燃焼とでは、それぞれ要求される制御パラメータ (噴射時期、 EG R量等）の値が比較的大きく異なり、この大きく異なる値の間で遷移を行わなければ ならない場合がある。そして車両用エンジンの場合、エンジン運転状態が定常である ことは比較的少なぐむしろ加減速といった過渡状態の連続であることが多い。このよ うなエンジンの過渡状態で予混合燃焼と拡散燃焼との切り換えが発生する場合、制 御パラメータの実際値の遷移が遅れる可能性があり、ドライバピリティの悪ィ匕等を引き 起こす可能性がある。
[0008] そこで、本発明の目的は、エンジンの過渡状態において予混合燃焼と通常燃焼と の切り換えをスムーズ且つ迅速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。
[0009] また、本発明の他の目的は、特にエンジンの加速時に予混合燃焼力 通常燃焼へ の切り換えをスムーズ且つ迅速に行 、、所望の加速性能及びドライバピリティを確保 する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
[0010] 本発明によれば、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、エンジンの全運転領域を少なくとも通常領域と予混合 領域との二つの領域に区分し、実際のエンジンの運転状態が通常領域にあるときに は通常噴射モードを実行し、実際のエンジンの運転状態が予混合領域にあるときに は予混合噴射モードを実行するよう、制御モードを切り換える通常切換手段を設け、 その一方のエンジン運転領域においてこれに対応する一方の制御モードが実行され ているとき、エンジンが所定の過渡状態になったならば、制御モードを他方の制御モ ードに強制的に切り換える強制切換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。
[0011] 本発明に係るディーゼルエンジンの制御装置は、エンジンの過渡状態が加速状態 である場合に特に有効である。即ち、前記強制切換手段が、前記予混合領域におい て前記予混合噴射モードが実行されているとき、エンジンが所定の加速状態になつ たならば、前記制御モードを前記通常噴射モードに強制的に切り換える。
[0012] 好ましくは、前記強制切換手段が、エンジン負荷の変化率と所定のしきい値との比 較に基づき前記制御モードを切り換える。
[0013] 好ましくは、前記変化率に対しなまし処理を実行するための手段がさらに設けられ
、前記強制切換手段が、前記なまし処理後の値と前記しきい値との比較に基づき前 記制御モードを切り換える。
[0014] 前記変化率は増加率であってもよ!/、。この場合、好ましくは、前記しき 、値が前記 増加率の増加側と減少側とで二つ設けられ、前記強制切換手段が、前記増加率が 前記増加側のしき 、値以上となったとき前記強制切換を開始し、その後前記増加率 が前記減少側のしきい値以下となったとき前記強制切換を終了する。
[0015] 好ましくは、前記増加側のしき!/、値が前記減少側のしき!、値より低!、値に設定され る。
[0016] 好ましくは、前記各制御モードにおいて制御パラメータの目標値が予め個別に設 定され、前記予混合領域における前記通常噴射モード用の前記目標値が設定され る。
[0017] 好ましくは、排気ガスの一部を吸気側に環流するための EGR装置と、実際の EGR 率を前記目標値としての目標 EGR率に近づけるための制御を実行する EGR制御手 段とが設けられ、前記予混合領域における前記予混合噴射モードの目標 EGR率が 50%以上に設定される。
[0018] 好ましくは、前記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方 力 前記制御モードの切換時に、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する。
[0019] 好ましくは、前記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方 力 前記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 より遅れて開始させる。
[0020] 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 記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方が、前記制御モ ードの切換時に、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。
[0021] 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。
発明の効果
[0022] 本発明によれば、エンジンの過渡状態にぉ 、て予混合燃焼と通常燃焼とをスムー ズ且つ迅速に切り換え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
[0023] 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。
[0024] 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。
[0025] 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。 [0026] 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。
[0027] 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。
[0028] 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。
[0029] 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。
[0030] 本実施形態のエンジンは更に、排気ガスの一部 (EGRガス）を吸気側に還流するた めの EGR装置 19を備えている。
[0031] 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。
[0032] 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。
[0033] 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!、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実際のエンジンの 回転速度 NEを決定する。
[0034] 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 9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。
[0035] 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。
[0036] さらに、 EGR率のフィードバック制御も実行されており、 ECU26は、実際の EGR率 を目標 EGR率に近づけるための制御を実行する。本実施形態では EGR率を制御す るために吸入空気量を制御して 、る。この EGR制御の内容は後に明らカとなる。 [0037] 本実施形態のエンジンは、所定の運転領域にぉ 、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、エンジンの運転状態を表すパラメータ（ 本実施形態ではエンジン回転速度 NEと燃料噴射量 Q)により定められるエンジン運 転領域の全体が、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)とに予め区分され、これら各領域の境界を規定するモ ード切換値 Al, A2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。
[0038] 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から通常 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。
[0039] [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。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、その進角は、噴射された燃 料がキヤビティ 11外に到達せず、全てキヤビティ 11内に到達するような範囲に制限さ れる。
[0040] 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。
[0041] (a)は燃料の噴射開始時期 (インジヱクタが 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、（b)に示すように、ピストン 4が若干上昇 し、燃料 F力インジェクタ 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に到達していない。そして更に期間が経過すると、 ( 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。
[0042] 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、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率を、通常燃焼の場合に比べ高く設定し、 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。
[0043] 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。
[0044] 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。
[0045] 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。
[0046] 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。
[0047] 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。
[0048] 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。
[0049] 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。
[0050] 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。
[0051] 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。
[0052] 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。
[0053] 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。
[0054] 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。 [0055] 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。
[0056] 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。
[0057] 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。
[0058] [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。
[0059] 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。 [0060] ここで、良好な拡散燃焼を確実に実現させるため、インジヱクタ 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。
[0061] 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。
[0062] 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。
[0063] [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との値が所定のモード切換値と常時比較され、これらの値がモード切換値 に到達すると制御モードが切り換えられる。これが通常切換制御である。
[0064] 本実施形態ではモード切換値にヒステリシスが設定される。これは準定常運転時に 頻繁に制御モードの切り換えが起こるのを防止し、制御の安定を図るためである。高 負荷側のモード切換値は Al、低負荷側のモード切換値は A2であり、これらは互い に近 ヽ値である。エンジンが予混合領域にて運転中に加速された場合等にお!、て、 実際のエンジン回転速度 NEと目標燃料噴射量 Qとの値が高負荷側モード切換値 A 1に到達した時、制御モードが通常噴射モードに切り換えられる (切換点を Bで示す) 。他方、エンジンが通常領域にて運転中に減速された場合等において、実際のェン ジン回転速度 NEと目標燃料噴射量 Qとの値が低負荷側モード切換値 A2に到達し た時、制御モードが予混合噴射モードに切り換えられる (切換点を Cで示す)。 [0065] 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。
[0066] 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。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、ノ ィロット噴射量、パイロット噴射時期、吸入空気量及びコモンレール圧 力 なる。し力しながら、例えば、可変容量型ターボ過給機を備えたエンジンにおけ 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含めることが可能であ る。なお、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。
[0067] 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。
[0068] 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。
[0069] 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。
[0070] 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。
[0071] 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。
[0072] 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。
[0073] 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。
[0074] 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。切換 点 Bにおいて、各値が E1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。
[0075] (b)〖こ示されるよう〖こ、予混合領域における予混合噴射モードにおいては、 EGR率 力 0%以上であり、切換点 Bの直前で 50%付近であり、低負荷側に向かう程その値 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、切換点 Bの直後で 30%付近であり、高負荷側に向力う程その値力 、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。
[0076] 前述の EGR率の変化に対応した AZFの変化が（c)に示される。予混合領域にお ける予混合噴射モードの 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、切換点 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。そして切換点 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、ー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 A ZFの一定範囲内にスモーク発生領域が存在する。通常領域における通常噴射モ 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。つまり、このようなスモークを発生させるような低 AZFの状態を 避けるために、吸入空気量に対して噴射できる最大噴射量を制限するスモークリミツ ト制御が実行される。なお図では予混合領域における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。
[0077] 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。
[0078] 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少量のパイロット 噴射及び多量のメイン噴射という 2回の噴射が実行される。
[0079] 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。
[0080] (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。
[0081] 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。
[0082] 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。
[0083] 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。
[0084] 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。この補正係数をベース補正値に乗 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と、目標通常パイロット噴射時期と、目標吸入空気 量とがエンジン温度に基づき補正される。
[0085] 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率や酸素濃度も変化する。特に予混合燃焼では、酸素濃度や 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。これがここで説明したよう なエンジン温度に基づく補正をする理由である。 [0086] 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酸素濃度を検出し、こ れらの値に基づき行うのがより望まし 、。
[0087] 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、モード切 換値 Aの低負荷側（下側）のみが使用される。なおここで示すモード切換値 Aは前記 モード切換値 Al, A2の中間値である。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 、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。
[0088] 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、モード切換値 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、モード切換値 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。
[0089] このように、本実施形態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。
[0090] ところで、エンジンの過渡状態で予混合燃焼と通常燃焼との切り換えが発生する場 合、切換時に制御パラメータの実際値の遷移ないし変更が遅れ、ドライバピリティの 悪ィ匕等を引き起こす可能性がある。
[0091] 例えば、本実施形態にぉ ヽては、予混合噴射モードの目標 EGR率と通常噴射モ ードの目標 EGR率とが大きく異なる。前者が 50%という大きな値であるのに対し、後 者は 30%以下という一般的な値である（図 8参照)。そして吸気系の実際値は燃料系 の実際値に比較して即座に変更できな 、と 、う応答性の違 、がある。かかる状況の 下、エンジンの加速又は減速中に制御モードの切り換えが生じると、切換点に到達し たにも拘わらず、実際の EGR率が切換後の制御モードの目標値相当の値になかな か到達せず、ドライバピリティが悪ィ匕する可能性がある。特に、車両用エンジンにお いて、予混合領域で予混合噴射モードによる運転中に、ドライバが急加速を行って 制御モードが通常噴射モードに切り換わるような場合、実際値の変更が遅れると制御 モードの切り換えも実質上遅れることになり、十分な加速性能が得られない。このよう に、この問題は、特にエンジンの加速時に顕著となる。
[0092] そこで、このような問題を解消するため、本実施形態に係る制御装置では、一方の 運転領域においてこれに対応する一方の制御モードの実行中、エンジンが所定の過 渡状態になったならば、制御モードを他方の制御モードに強制的に切り換える強制 切換手段が設けられる。以下これについて、エンジン過渡状態のうち特に加速時を 例にとって詳細に説明する。
[0093] 図 8に関連して説明されたような吸気系の目標値及び実際値の変更は、エンジンが 定常的に加速されたとき、即ち、比較的ゆっくりと加速された場合の例である。これに 対し、エンジンが比較的急激に加速された場合、吸気系の目標値及び実際値の変 更は、本実施形態に係る制御に従って図 15に示す通りとなる。なお図 15において縦 軸及び横軸のパラメータは図 8と同様である。
[0094] 図 15は、エンジン運転状態が予混合領域にあり予混合噴射モードによる制御の実 行中、ドライバが比較的急激に大きくアクセルペダルを踏み込んで、急加速を行った 場合の例を示す。後述する加速判定に従ってエンジンが所定の加速状態にあると判 断された時 (エンジン負荷 =L1の時）、エンジン運転状態が予混合領域にあるにも 拘わらず、制御モードが通常噴射モードに切り換えられる。エンジン運転状態が本来 の切換点 Bに到達する前に制御モードが切り換えられるので、前述の吸気系の応答 遅れの問題を解消し、スムーズ且つ迅速な切り換えが可能となり、ドライバピリティの 向上が図れ、所望の加速性能を得られるようになる。
[0095] このような先行切換を可能とするため、予混合領域にも通常噴射モード用の各制御 ノ メータの目標値が予め設定されて 、る。図示例では (a)に吸入空気量の目標値 ( 即ち、 EGR率の目標値）が示されている。なお、逆の場合、即ち急減速時の切り換え も同様に達成するため、通常領域にも予混合噴射モード用の各目標値が予め設定 される。
[0096] 予混合領域において、通常噴射モード用の吸入空気量の目標値は、本来の通常 領域における線図をそのまま予混合領域に延長したような値とされる。従って、低負 荷側に向力 程その値力 、さくなる。し力しながら予混合噴射モード用の目標値より は高い値である。この吸入空気量の目標値に対応して、（b)で示される実際の EGR 率及び (c)で示される実際の AZFの値は、低負荷側に向力ゝぅ程その値が大きくなる 。実際の EGR率の値は予混合噴射モードのときより低い値となり、実際の AZFの値 は予混合噴射モードのときより高い値となる。
[0097] 図から理解されるように、急加速の場合、制御モードの切換時にエンジン負荷の変 化が伴い、各値がモード間で移行するときは E2に示される如くスロープ状となる。ま た、（c)に E3で示されるように、本来の切換点 Bまで待って切り換えを行うようにすると 、変化がスロープ状であることから、通常噴射モードに切り換わった直後に AZFがス モーク発生領域を比較的長時間通過するようになり、スモークの悪ィ匕が懸念される。 加速が急であるほど E4で示される如くスロープが寝るようになるので、スモーク発生 領域をより長く通過し、スモークがさらに悪ィ匕してしまう。本実施形態によれば、本来 の切換点 Bに到達する前に制御モード力 ¾2の如く切り換えられるので、通常燃焼時 に AZFがスモーク発生領域を通過することがなぐスモークの悪ィ匕を回避することが できる。
[0098] 次に、図 16〜図 18を参照しつつ、力かる強制切換制御の好適な例を説明する。図 16は急加速の場合、図 17は中低加速の場合、図 18は緩加速の場合である。共通 の初期状態として、エンジン運転状態は予混合領域にあり、予混合噴射モードによる 燃料噴射制御が実行されて 、るものとする。 [0099] まず、図 16に示される急加速の場合を説明する。ドライバによりアクセルペダルが 急激に大きく踏み込まれると、これに伴い目標燃料噴射量 (エンジン負荷に相当）が 比較的急激に大きく増加する。一方、この目標燃料噴射量の変化率 (又は微分値)、 本実施形態では増加率が、 ECUにより常時計算されている。この増加率とは、単位 時間当たりの目標燃料噴射量の増加量をその単位時間で割って得られる値である。 制御上は、制御が一定のクランク角周期又は時間周期で実行されることから、そのク ランク角周期又は時間周期当たりに増力 tlした目標燃料噴射量の値をそのクランク角 周期又は時間周期で割った値である。本実施形態では目標燃料噴射量の値をェン ジン負荷の代用値として用いている力 例えばアクセル開度等の他の値を用いること も可能である。
[0100] 増加率に対ししきい値が予め設定され、 ECUに記憶される。本実施形態では、（c) に示されるように、増加率の増加側と減少側とで二つのしきい値 PI, P2が設定され る。増加側しきい値 P1は減少側しきい値 P2より低い値である。これらしきい値が加速 判定を行う際の基準となる。
[0101] ECUは、これら増加率と増加側しきい値 P1とを比較する。そして増加率が増加側 しき 、値 P 1以上に達した時（図中 Fで示される）、加速フラグを ONにする（（d)参照） 。加速フラグが ONになると、制御モードが通常噴射モードに切り換えられる。一方、 この Fの時点で、（b)に示されるように、目標燃料噴射量は高負荷側ないし加速側の モード切換点 A1に到達していない。よって (e)に示されるようにエンジンの運転領域 は予混合領域のままである。このように、エンジンが所定の加速状態になったときは 運転領域が予混合領域にあるにも拘わらず制御モードが強制的に通常噴射モード に切り換えられる。
[0102] この後、目標燃料噴射量が高負荷側モード切換点 A1以上に到達すると (Gの時点 )、本来は通常切換制御に従って制御モードが通常噴射モードに切り換えられる。し 力しながら強制切換制御によって既に切り換えが終了しているので、通常噴射モード が維持され、結果的に切り換えは通常の切換タイミングより早期に実行される（アドバ ンス量が A t5で示される）。よって、切り換えに伴う実際値の変化の遅れ、特に EGR 率の変化の遅れの影響を回避することができ、スムーズ且つ迅速な切り換えを達成し て所望のドライバピリティ及び加速性能を得ることができる。
[0103] なお、この強制切換時にも、図 7に関連して説明されたような目標値を徐々に変更 させる制御、及び燃料系の目標値の変更を吸気系の目標値の変更より遅れて開始さ せる制御が実行される。
[0104] 図 16 (c)に示されるように、本実施形態では増加率に対しなまし処理が実行され、 このなまし処理後の値がしきい値 P1と比較されて加速判定が実行される。これを実 行しな 、と、ドライバがアクセルペダルの踏み込み操作をした瞬間だけ加速フラグが ONとなり、制御モードが極短時間し力切り換えられず実質的効果が得られないから である。なまし処理後は図から理解されるように増加率が緩慢に変化するようになり、 ー且立ち上がった増加率の減少を抑制できる。これによつて後に理解されるが強制 切換後の制御モードを比較的長時間維持できるようになる。
[0105] ドライバによる加速操作 (アクセル踏み込み操作)が終了して、目標燃料噴射量の 増加がほぼ無くなると、これに伴って増加率の値が減少する。この減少は前述のなま し処理により緩やかに行われる。そして増加率が減少側しき 、値 P2以下に達した時 点 Hで、加速フラグが OFFされる。これにより強制切換制御は終了する。この時点で 目標燃料噴射量は低負荷側な 、し減速側のモード切換点 A2に到達して 、な 、。よ つてエンジンの運転状態は依然通常領域にある。この場合、通常切換制御に従って 制御モードが通常噴射モードに維持される。
[0106] 次に、図 17に示される中低加速の場合を説明する。この場合、ドライバによるァクセ ルペダルの踏み込み量及び踏み込み速度は先の急加速の場合に比べ少なく、目標 燃料噴射量の値は高負荷側のモード切換点 A1に到達しない。従って、エンジン運 転状態は予混合領域にあり、通常切換制御による制御モードの切り換えは実行され ない。
[0107] 一方、ドライバの加速操作に基づき目標燃料噴射量の増加率が増加側しき 、値 P 1に達した時 (F)、加速フラグが ONになり、強制切換制御により制御モードが通常モ ードに強制的に切り換えられる。この後ドライバによる加速操作の終了により、目標燃 料噴射量の増加率の値が徐々に減少し、減少側しきい値 P2以下に達した時 (H)、 加速フラグが OFFされ、強制切換制御が終了する。こうなると本来の通常切換制御 により、制御モードが予混合噴射モードに切り換えられる。
[0108] 次に、図 18に示される緩加速の場合を説明する。この場合、ドライバによるアクセル ペダルの踏み込み量及び踏み込み速度は先の中低加速の場合に比べさらに少なく 、目標燃料噴射量の値が高負荷側のモード切換点 A1に到達しないのみならず、目 標燃料噴射量の増加率も増加側しきい値 P1に到達しない。従って、加速フラグが O Nになることはなぐ強制切換制御は実行されない。こうなると本来の通常切換制御 により制御モードは予混合噴射モードに維持される。
[0109] 以上のように、本発明に係る制御装置によれば、エンジンの加速時に強制切換制 御によって通常の切換タイミングより早期に制御モードを切り換えることができる。従 つて特に吸気系の実際値の変化の遅れの影響を無くすことができ、所望のドライバビ リティを確保することができる。
[0110] また、このような早期切換には次のような利点もある。図 8に関連して説明されたよう に、通常領域における通常噴射モードではスモーク発生領域を回避するためのスモ ークリミット制御が実行される。一方、このスモークリミット制御において、燃料噴射量 のスモークリミットが設定されて 、ると、加速時に実際の吸入空気量が十分に増加さ れるまでの間（ターボ過給式エンジンにあっては、十分に過給圧が立ち上がるまでの 間）、燃料噴射量の増加を待たなくてはならない。図 8に E5で示されるような通常切 換に伴う AZFの遷移では、切換直後に AZFがスモーク発生領域を通過する。従つ て切換直後、少なくとも AZFがスモーク発生領域を抜ける程度に吸入空気量が増 加するまでの間、燃料噴射量の増加を待たなくてはならず、この結果所望の加速を 得られない。本発明に係る早期切換によれば、図 15に示されるように、加速時にお いてモード切換点 Bに到達する前に吸入空気量の増加が開始されるため、 AZFも E 2で示される如く切換点 Bに到達する前に増加され、スモークリミットの影響を受けず に燃料噴射量を増加でき、所望の加速を得ることができる。
[0111] 一方、車両の実際の走行においては、ドライバがどこまで、どれだけの間、アクセル ペダルを踏み込むかを ECUが予測することができな ヽ。本発明に係る早期切換によ れば、ドライバが加速する意思を見せた瞬間に制御モードを切り換えることができる ので、加速の遅れを防止して所望のドライバピリティを得られる。 [0112] さらに、図 16〜図 18に関連して説明されたように、本実施形態に係る制御装置に よれば加速の程度に応じて最適なモード選択を行うことができる。
[0113] 以上、エンジンの過渡状態のうち特に加速状態を例にとって説明した力 本発明は 減速状態に適用することも可能である。この場合、通常領域において通常噴射モー ドの実行中、エンジンが所定の減速状態になったとき、制御モードが予混合噴射モ ードに強制的に切り換えられる。当業者ならば、図 15〜図 18に関連して説明された 前述の制御を減速状態に応用することは容易であろう。例えば図 15において矢印 E の向きは逆になり、図 16〜図 18において目標燃料噴射量の値は減少し、増加率は 減少率となる。
[0114] 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、前記実施形態ではエンジンの全運転領域を通常領域と予混合領 域との二つの領域に区分した力 さらに別の領域を含むよう三つ以上の領域に区分 してもよく、その別の領域で別の制御モードを実行するようにしても良い。また前記実 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力 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い。 図面の簡単な説明
[0115] [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]エンジン運転領域における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。 圆 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。
圆 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。
圆 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。
圆 15]強制切換制御を行ったときの吸気系の値の変化の様子を示すグラフである。
[図 16]強制切換制御の一例を示すタイムチャートで、急加速の場合である。
[図 17]同タイムチャートで、中低加速の場合である。
[図 18]同タイムチャートで、緩加速の場合である。
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
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
19 EGR装置
20 EGR通路 EGR弁
吸気絞り弁
コモンレール
電子制御ユニット（ECU) 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、
エンジンの全運転領域を少なくとも通常領域と予混合領域との二つの領域に区分 し、
実際のエンジンの運転状態が通常領域にあるときには通常噴射モードを実行し、 実際のエンジンの運転状態が予混合領域にあるときには予混合噴射モードを実行す るよう、制御モードを切り換える通常切換手段を設け、
その一方のエンジン運転領域においてこれに対応する一方の制御モードが実行さ れているとき、エンジンが所定の過渡状態になったならば、制御モードを他方の制御 モードに強制的に切り換える強制切換手段を設けた
ことを特徴とするディーゼルエンジンの制御装置。
[2] 前記強制切換手段が、前記予混合領域にお!ヽて前記予混合噴射モードが実行さ れているとき、エンジンが所定の加速状態になったならば、前記制御モードを前記通 常噴射モードに強制的に切り換える
請求項 1記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[3] 前記強制切換手段が、エンジン負荷の変化率と所定のしき!/、値との比較に基づき 前記制御モードを切り換える
請求項 1又は 2記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[4] 前記変化率に対しなまし処理を実行するための手段がさらに設けられ、前記強制 切換手段が、前記なまし処理後の値と前記しきい値との比較に基づき前記制御モー ドを切り換える
請求項 3記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[5] 前記変化率が増加率であり、前記しきい値が、前記増加率の増加側と減少側とで 二つ設けられ、前記強制切換手段が、前記増加率が前記増加側のしきい値以上と なったとき前記強制切換を開始し、その後前記増加率が前記減少側のしき!、値以下 となったとき前記強制切換を終了する
請求項 3又は 4記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[6] 前記増加側のしき！、値が前記減少側のしき！、値より低！、値に設定される
請求項 5記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[7] 前記各制御モードにおいて制御パラメータの目標値が予め個別に設定され、前記 予混合領域における前記通常噴射モード用の前記目標値が設定される
請求項 1乃至 6いずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[8] 排気ガスの一部を吸気側に環流するための EGR装置と、実際の EGR率を前記目 標値としての目標 EGR率に近づけるための制御を実行する EGR制御手段とが設け られ、
前記予混合領域における前記予混合噴射モードの目標 EGR率が 50%以上に設 定される
請求項 7記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[9] 前記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方が、前記制 御モードの切換時に、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 徐々に変更する
請求項 7又は 8記載のディーゼルエンジンの制御装置。
[10] 前記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方が、前記制 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より遅れて 開始させる
請求項 7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] 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、
前記通常切換手段及び前記強制切換手段の少なくともいずれか一方が、前記制 御モードの切換時に、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
請求項 7乃至 10いずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
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 1 、ずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
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