WO2009093344A1 - 内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置 - Google Patents

内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置 Download PDF

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Hirotaka Kaneko
Muneyuki Yoshida
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Bosch Corporation
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    • F02M59/46—Valves

Definitions

  • the present invention relates to a control method and a control device for a fuel injection device of an internal combustion engine.
  • a control method for a fuel injection device of an internal combustion engine including a mode in which rail pressure control is performed by simultaneously controlling the supply amount of low pressure fuel and the discharge amount of high pressure fuel, and the fuel of the internal combustion engine capable of executing such control
  • the present invention relates to a control device for an injection device.
  • a device for supplying fuel to an internal combustion engine such as a diesel engine
  • a plurality of fuel injection valves are connected and a common rail for storing high-pressure fuel
  • An accumulator fuel injection device that enables precise fuel injection control by supplying to the fuel cell is used.
  • This accumulator fuel injection device is composed mainly of a fuel tank, a low-pressure feed pump, a high-pressure pump, a common rail, and a fuel injection valve.
  • the fuel in the fuel tank is supplied by a low-pressure feed pump.
  • a high pressure fuel is supplied to each fuel injection valve by being sent to the high pressure pump, and further pressurized by the high pressure pump and sent to the common rail. In this state, by performing energization control of the fuel injection valve, fuel injection to the internal combustion engine is performed, so that various injection patterns can be realized.
  • the pressure in the common rail (rail pressure) is set to a value commensurate with the driving state of the vehicle at that time, in accordance with the rotational speed of the internal combustion engine and the accelerator operation amount.
  • the required injection amount at that time is calculated, the target rail pressure of the common rail is determined according to the calculation result, and feedback control of the accumulator type fuel injection device is performed so that the actual rail pressure becomes the target rail pressure. ing. Therefore, in such an accumulator fuel injection device, how to stably and surely set the rail pressure to the target rail pressure greatly affects the quality of the injection characteristics.
  • an electromagnetic control valve for adjusting the amount of fuel supplied to the pressurizing chamber is provided upstream of the pressurizing chamber of the high-pressure pump, and opening / closing control of the electromagnetic control valve is performed.
  • opening / closing control of the electromagnetic control valve is performed.
  • a control mode (hereinafter referred to as “second control mode” in the present specification) by an electromagnetic control valve on the downstream side of the high-pressure pump is used to supply a prescribed amount of high-pressure fuel in accordance with the rotational speed of the pump.
  • the pressure in the common rail is directly controlled by pumping the pump from the pump to the common rail and releasing a predetermined amount of high-pressure fuel by opening and closing an electromagnetic control valve provided in the common rail.
  • the flow rate of the high-pressure fuel that is quantitatively pumped in the second control mode is set so that the high-pressure fuel with a flow rate that exceeds the maximum amount that can be assumed is sent so that it can correspond to various injection patterns by the fuel injection valve. Has been.
  • the pressure in the common rail can be directly controlled, so that responsiveness is good, and a large amount of high-pressure fuel is pumped, so that the fuel temperature can be quickly raised.
  • fuel consumption loss is large because high-pressure fuel exceeding the flow rate required for the target rail pressure must always be pumped to the common rail.
  • the control mode (hereinafter referred to as “third control mode”) by the electromagnetic control valve upstream of the pressurizing chamber of the high-pressure pump is a required injection amount of the internal combustion engine, a high-pressure pump,
  • the pumping amount of high-pressure fuel sent from the high-pressure pump to the common rail is adjusted, The pressure is controlled.
  • fuel can be supplied to the high-pressure pump in accordance with the required main injection amount, so that there is an advantage that the fuel consumption loss is small.
  • the pressure in the common rail is to be drastically reduced
  • There are disadvantages such as the responsiveness of the equal rail pressure control and the fact that the temperature cannot be quickly raised when the fuel temperature is low.
  • the second and third control modes each have advantages and disadvantages, and suitable control modes differ depending on the operating state of the internal combustion engine.
  • an electromagnetic control valve is provided on each of the upstream side of the pressurizing chamber of the high-pressure pump and the downstream side of the high-pressure pump, and either one of the electromagnetic control valves is selectively controlled according to the operating state of the internal combustion engine.
  • a fuel injection device configured to perform pressure control (see, for example, Patent Documents 1 and 2).
  • the rail pressure is controlled in the second control mode immediately after the start of the internal combustion engine, at idling, or at low load operation, and conversely, when the rotational speed of the internal combustion engine is high or high During the load operation, the rail pressure is controlled in the third control mode.
  • the configuration of the electromagnetic control valve upstream of the pressurizing chamber of the high pressure pump and the configuration of the electromagnetic control valve downstream of the high pressure pump are not exactly the same. Is selectively executed, the pressure in the common rail may vibrate greatly during the transition period when the control mode is switched. In addition, the pressure reduction response control is still unsatisfactory when it is desired to rapidly reduce the rail pressure, such as when the accelerator operation amount is suddenly decreased, such as during a so-called overrun, when the speed is rapidly changed from high speed to low speed. It may be enough.
  • the electromagnetic control valve on the upstream side of the pressurizing chamber of the high-pressure pump and the downstream side are limited to a predetermined operation region.
  • a method including a control mode (hereinafter, referred to as “first control mode”) in which the rail pressure is controlled by controlling both of the electromagnetic control valves simultaneously is also conceivable.
  • This first control mode realizes a desired rail pressure by adjusting both the amount of fuel supplied to the pressurizing chamber of the high-pressure pump and the amount of high-pressure fuel released from the downstream side of the high-pressure pump. is there.
  • the accumulator type fuel injection device for the purpose of improving the combustibility of the internal combustion engine and purifying the exhaust gas discharged from the internal combustion engine, there are various patterns of assistance other than the main injection to the internal combustion engine. Injection is taking place.
  • the standard for purifying exhaust gas discharged from an internal combustion engine has been increased, and the exhaust system of the internal combustion engine is provided with an exhaust purification member such as a particulate filter or a reduction catalyst.
  • the auxiliary injection for regenerating or activating these exhaust purification members is also performed.
  • the auxiliary injection related to the exhaust purification member may be performed without a direct relationship with the rotational speed of the internal combustion engine or the accelerator operation amount.
  • rail pressure control first control mode
  • an electromagnetic control valve provided upstream of the pressurizing chamber of the high-pressure pump and downstream of the high-pressure pump
  • it varies depending on the operating state of the internal combustion engine.
  • all auxiliary injections are performed so that all auxiliary injections can be performed at any time other than the main injection amount to be discharged and the discharge amount from the electromagnetic control valve downstream of the high-pressure pump. It is necessary to add the fuel flow rate to set the pumping amount to the common rail and to determine the opening degree of the electromagnetic control valve on the upstream side of the pressurizing chamber accordingly.
  • This driving torque is mainly influenced by the pressure in the common rail and the amount of high-pressure fuel pumped from the high-pressure pump to the common rail.
  • the electromagnetic control valve on the upstream side of the pressurizing chamber is controlled in combination with the electromagnetic control valve on the downstream side of the high-pressure pump. Instead, it is necessary to pump the fuel at a flow rate required when all the auxiliary injections are performed from the high-pressure pump to the common rail.
  • the inventors of the present invention have made diligent efforts to control the upstream side of the pressurizing chamber in the control mode in which the electromagnetic control valve on the upstream side of the pressurizing chamber of the high pressure pump and the electromagnetic control valve on the downstream side of the high pressure pump are controlled simultaneously.
  • the present invention has been completed by finding that the above-mentioned problems can be solved by adjusting the opening of the electromagnetic control valve according to the presence or absence of auxiliary injection other than main injection. That is, according to the present invention, when both the upstream side electromagnetic control valve and the downstream side electromagnetic control valve of the pressurizing chamber are controlled simultaneously, the required amount of fuel is controlled to be pumped to the common rail when necessary. Accordingly, it is an object of the present invention to provide a control method and a control device for a fuel injection device of an internal combustion engine that can reduce drive torque.
  • a fuel injection device for an internal combustion engine that pumps high-pressure fuel pressurized by a high-pressure pump to a common rail to which a fuel injection unit of the internal combustion engine is connected, and injects fuel from the fuel injection unit to the internal combustion engine.
  • a first valve that adjusts the amount of fuel supplied to the pressurizing chamber of the high-pressure pump upstream of the high-pressure pump, and a second valve that adjusts the amount of high-pressure fuel discharged downstream of the high-pressure pump.
  • a control method of a fuel injection device for an internal combustion engine that adjusts the rail pressure of a common rail, wherein rail pressure control is possible in a control mode in which both the first valve and the second valve are controlled in a closed loop,
  • rail pressure control is possible in a control mode in which both the first valve and the second valve are controlled in a closed loop
  • the first control is performed according to the presence or absence of auxiliary injection other than the main injection. Adjust the opening of valve 1 Control method for a fuel injection system for an internal combustion engine, characterized by been provided, it is possible to solve the problems described above.
  • the internal combustion engine is an internal combustion engine of a vehicle provided with an exhaust purification member, and the auxiliary injection performs regeneration or activation of the exhaust purification member. It is preferable to include post-injection performed after the main injection.
  • control the opening of the second valve within a range in which the actual rail pressure of the common rail is maintained at a predetermined value or more.
  • the predetermined value of the actual rail pressure that defines the range for controlling the opening degree of the second valve is the maximum value of the actual rail pressure that can be generated. It is preferable that the difference is defined to be less than a predetermined value.
  • the control mode is such that the rotational speed of the internal combustion engine is equal to or higher than a predetermined reference rotational speed, and the fuel injection amount required for main injection is It is preferably performed when the amount is equal to or less than a predetermined reference injection amount.
  • control mode is preferably selected during low load operation or overrun of the internal combustion engine.
  • the control mode when the control mode is set to the first control mode, the first valve is controlled in an open loop in addition to the first control mode. And at least one of a second control mode for controlling the second valve in a closed loop and a third control mode for controlling the first valve in a closed loop and controlling the second valve in an open loop. It is preferable that two control modes are provided, and rail pressure control in any one of the control modes can be selectively executed.
  • another aspect of the present invention is a control device for a fuel injection device for an internal combustion engine capable of executing any one of the above-described control methods for the fuel injection device for an internal combustion engine.
  • the rail pressure is controlled by simultaneously controlling the first valve on the upstream side and the second valve on the downstream side of the pressurizing chamber of the high pressure pump.
  • the flow rate required for the auxiliary injection is added each time depending on the presence or absence of auxiliary injection performed in various patterns based on the main injection amount to the internal combustion engine and the discharge amount of high-pressure fuel.
  • the high-pressure fuel is pumped to the common rail. Therefore, the high-pressure fuel is not wastedly pumped to the common rail even though the auxiliary injection is not executed, so that the driving torque of the high-pressure pump can be reduced and the fuel consumption can be improved.
  • the opening degree of the first valve is such that high-pressure fuel at a required flow rate is pumped to the common rail according to various injection patterns while maintaining the target rail pressure at a predetermined value or higher.
  • FIG. 6 is a diagram for conceptually explaining the difference in opening between the flow control valve and the pressure control valve in the first to third control modes. It is a figure for demonstrating the control area
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a fuel injection device 100 for an internal combustion engine according to the present embodiment.
  • a fuel injection device 100 shown in FIG. 1 is a fuel injection device for a diesel engine of a vehicle, and mainly includes a fuel tank 1, a low pressure feed pump 2, a high pressure pump 5, a common rail 10, a fuel injection valve 13, and the like. As a major component. Each component is connected by a fuel passage.
  • the high pressure fuel passage 37 is indicated by a thick line
  • the low pressure fuel passages 18a to 18c are indicated by thin lines
  • the fuel return passages 30a to 30c are indicated by broken lines. Has been.
  • the low pressure feed pump 2 supplies low pressure fuel to the pressurizing chamber 5a of the high pressure pump 5 through the low pressure fuel passages 18a to 18c.
  • the low-pressure feed pump 2 in the present embodiment is an in-tank electromagnetic low-pressure pump provided in the fuel tank 1 in which fuel is stored, and is driven by a current supplied from a battery to pump low-pressure fuel at a predetermined flow rate. It is comprised so that.
  • a pre-filter 3 is interposed in the fuel suction port of the low-pressure feed pump 2 so that when foreign matter is mixed in the fuel in the fuel tank 1, the foreign matter is collected so as not to be sucked. It has become.
  • a main filter 4 is provided in the middle of the low-pressure fuel passages 18 a and 18 b connecting the fuel tank 1 and the high-pressure pump 5, and foreign matter in the fuel is also collected by the main filter 4. It is designed not to flow into.
  • the low-pressure feed pump 2 may be provided in the middle of the low-pressure fuel passages 18a to 18b connecting the fuel tank 1 and the high-pressure pump 2, or a pump assembled integrally with the high-pressure pump 2. It may be configured as a unit.
  • the high-pressure pump 5 is pumped by the low-pressure feed pump 2, and pressurizes the low-pressure fuel introduced into the pressurizing chamber 5 a via the fuel intake valve 6 by the plunger 7, and the common rail via the fuel discharge valve 9 and the high-pressure fuel passage 37. 10 is pumped.
  • the low-pressure fuel sent into the high-pressure pump 5 through the low-pressure fuel passages 18a and 18b once flows into the cam chamber 16 and further passes through the cam chamber 16 through the low-pressure fuel passage 18c. It is configured to be sent to the pressurizing chamber 5a.
  • a flow control valve 8 is provided in the middle of the low pressure fuel passage 18c connecting the cam chamber 16 and the pressurizing chamber 5a, and the flow rate of the low pressure fuel is adjusted according to the required common rail pressure and the required injection amount.
  • the pressure chamber 5a is sent.
  • This flow control valve 8 can be, for example, an electromagnetic proportional flow control valve.
  • a pressure adjustment valve 14 that is branched and connected from the low pressure fuel flow path 18 c and is arranged in parallel with the flow rate control valve 8. Is further connected to a fuel return path 30 a that leads to the fuel tank 1.
  • This pressure adjustment valve 14 is the difference between the front and rear differential pressures, that is, the pressure in the low pressure fuel passages 18a to 18c and the cam chamber 16, and the pressure in the fuel return passage 30a on the fuel tank 1 side with respect to the pressure adjustment valve 14.
  • An overflow valve is used that opens when the value exceeds a predetermined value.
  • the pressure in the low pressure fuel flow paths 18a to 18c and the cam chamber 16 is larger than the pressure in the fuel return path 30a by a predetermined differential pressure. To be maintained.
  • a part of the low-pressure fuel that has flowed into the cam chamber 16 penetrates into each part in the high-pressure pump 5 and is also used as lubricating oil.
  • a camshaft (not shown) to which a cam 15 for driving the high-pressure pump 5 is fixed is supported by a bearing (not shown) provided in the pump housing, and the low-pressure fuel in the cam chamber 16 is supported. A part of this penetrates into the clearances 17a and 17b between the camshaft and the bearing to ensure lubricity.
  • the clearances 17a and 17b also communicate with the fuel return passage 30a, and a portion of the low-pressure fuel is partially maintained by maintaining the difference between the pressure in the cam chamber 16 and the pressure in the fuel return passage 30a at a predetermined level. It passes through the clearances 17a and 17b and is returned to the fuel return path 30a so as to function as a lubricating oil.
  • FIG. 2 shows an example of a specific configuration of the high-pressure pump 5.
  • the high-pressure pump 5 includes a pump housing 51, a cylinder head 52 mounted in a cylindrical space 51a of the pump housing 51, a plunger 7 slidably held by a cylinder 52a of the cylinder head 52, and both ends of the cylinder head 52 and A spring 55, which is locked to the spring seat 59 and biases the plunger 7 downward, is interposed between the plunger 7 and the cam 15, and is used to push up the plunger 7 while centering as the cam 15 rotates.
  • a tappet structure 58 is used to push up the plunger 7 while centering as the cam 15 rotates.
  • the fuel intake valve 6 is disposed in the upper opening of the cylinder 52a of the cylinder head 52, and the fuel discharge valve 9 is disposed in the lateral direction with respect to the axial direction of the cylinder 52a via the fuel discharge passage 52b. ing.
  • the flow control valve 8 and the pressure adjustment valve 14 provided in the high pressure pump 5 are not shown.
  • a part of the cylinder 52a of the cylinder head 52 is closed by the inner peripheral surface of the cylinder head 52, the plunger 7, the fuel intake valve 6, and the fuel discharge valve 9, and is configured as a pressurizing chamber 5a. Yes.
  • the fuel that has flowed into the pressurizing chamber 5a via the fuel intake valve 6 is pressurized in the pressurizing chamber 5a by the plunger 7 that is pushed up as the cam 15 rotates, and the fuel discharge valve 9 is pushed.
  • the high-pressure fuel is pumped to a downstream common rail (not shown).
  • the low-pressure fuel pumped by the low-pressure feed pump flows into the cam chamber 16, and a part thereof supports the camshaft 11 and the camshaft 11. It penetrates into the clearances 17a and 17b between the bearings 19a and 19b, and functions as a lubricating oil. Further, a part of the low-pressure fuel in the cam chamber 16 goes back and forth between the cam chamber 16 and the cylindrical space 51a, and a contact portion between the roller 54 of the tappet structure 58 and the cam 15 or a cylinder.
  • the fuel lubrication using the low-pressure fuel is performed as a result of the fuel pressure in the cam chamber 16 being maintained at a predetermined pressure or higher by the pressure adjusting valve as long as the flow rate of the low-pressure fuel sent to the high-pressure pump 5 is secured. It spreads to the department etc. and functions normally.
  • the sliding portion between the inner peripheral surface of the cylinder 52 a and the outer peripheral surface of the plunger 7 in the pressurizing chamber 5 a is provided. Part of the fuel leaks and functions as a lubricating oil.
  • the common rail 10 shown in FIG. 1 accumulates high-pressure fuel pumped from the high-pressure pump 5 and supplies high-pressure fuel to the plurality of fuel injection valves 13 connected via the high-pressure fuel passage 39. It has become.
  • a rail pressure sensor 21 and a pressure control valve 12 are attached to the common rail 10.
  • the pressure control valve 12 is, for example, an electromagnetic proportional control valve, and can adjust the amount of a part of the accumulated high-pressure fuel to be discharged to the fuel return path 30b. The pressure is reduced.
  • the rail pressure adjusted by the pressure control valve 12 is also a factor that affects the driving torque of the high-pressure pump 5 as in the above-described amount of high-pressure fuel fed to the common rail 10.
  • the signal of the actual rail pressure detected by the rail pressure sensor 21 provided in the common rail 10 is sent to a control device (hereinafter sometimes referred to as “ECU”), and the actual rail pressure is Control of the pressure control valve 12 provided in the common rail 10 and the flow rate control valve 8 provided in the high-pressure pump 5 is performed so as to achieve the target rail pressure.
  • ECU control device
  • the fuel injection valve 13 as a fuel injection portion connected to the common rail 10, injection control of high-pressure fuel supplied from the common rail 10 is performed, and fuel is supplied into the cylinders of the internal combustion engine.
  • the form of the fuel injection valve 13 is not particularly limited.
  • a known electromagnetic control type fuel injection valve or a piezo type fuel injection valve can be used.
  • an electromagnetically controlled fuel injection valve 13 is used.
  • the fuel injection valve 13 is used for back pressure control of the fuel injection valve 13, and the released fuel is returned to the fuel tank 1 through the fuel return path 30c. It is like that.
  • An exhaust aftertreatment device for an internal combustion engine The exhaust system of a diesel engine of a vehicle provided with the fuel injection device according to the present embodiment is provided with an exhaust aftertreatment device.
  • an exhaust gas aftertreatment device of a diesel engine a device using a particulate filter that collects particulate matter (PM) in exhaust gas or a reduction catalyst that purifies nitrogen oxide (NO x ) in exhaust gas is used. Representative.
  • the particulate filter is, for example, a honeycomb-shaped wall-through filter disposed in the exhaust passage, and PM such as soot is collected by passing the exhaust gas. .
  • PM such as soot
  • the differential pressure before and after the particulate filter increases, which may cause problems in the diesel engine. Therefore, regeneration control for forcibly burning the collected PM is performed when the amount collected by the particulate filter exceeds a predetermined amount or when a predetermined time has elapsed since the start of collection.
  • an oxidation catalyst is disposed upstream of the particulate filter, and afterward injection is performed after main injection to the diesel engine, unburned fuel is caused to flow through the exhaust passage.
  • HC hydrocarbon
  • CO carbon monoxide
  • the reduction catalyst used in the purification of NO X As the reduction catalyst used in the purification of NO X, the air-fuel ratio while the air-fuel ratio of the exhaust gas adsorbs NO X in the lean state emit replace the NO X cut rich, HC in the exhaust gas and the NO X storage catalyst for reducing the NO X by, there is the NO X selective reducing catalyst which selectively reduces and purifies NO X in the exhaust gas flowing through the reducing agent.
  • Such a reduction catalyst has a characteristic that efficiency as a catalyst increases when the activation temperature is exceeded.
  • the above-mentioned post-stroke injection for the purpose of controlling the regeneration of the particulate filter and activating the reduction catalyst is not always performed because it is not directly related to the flammability of the diesel engine. Is performed in response to a request from a control device for performing the above.
  • the pressure control in the common rail is performed by the flow control valve provided in the high-pressure pump and the pressure control valve provided in the common rail.
  • the pressure control valve adjusts the discharge amount of high-pressure fuel from the common rail to directly reduce the rail pressure.
  • the flow control valve controls the rail pressure by adjusting the amount of high pressure fuel supplied to the common rail by adjusting the amount of low pressure fuel supplied to the pressurizing chamber of the high pressure pump.
  • the ECU 40 of the present embodiment performs pressure control in the common rail 10 of the fuel injection device 100 in any one of the control modes selected from the first to third control modes. Yes.
  • the present invention can be applied to any fuel injection device that can execute at least the first control mode so that the second control mode and / or the third control mode cannot be executed. It does not matter.
  • the second control mode is a mode in which the flow control valve is controlled in an open loop while the pressure control valve is controlled in a closed loop.
  • the flow rate of the low-pressure fuel that is adjusted by the flow rate control valve and supplied to the pressurizing chamber is regulated according to the number of revolutions of the high-pressure pump. Is pumped quantitatively to the common rail according to the rotation speed of the high-pressure pump. For example, as shown in FIG. 3, the amount of low-pressure fuel supplied to the pressurizing chamber of the high-pressure pump controlled by the flow control valve is set to increase as the number of rotations of the high-pressure pump increases.
  • the amount of low-pressure fuel supplied to the pressurizing chamber of the high-pressure pump is set so that the flow rate of the high-pressure fuel pumped to the common rail is equal to or higher than the flow rate required to achieve the target rail pressure.
  • the opening of the pressure control valve provided in the common rail is feedback-controlled based on the detected actual rail pressure, and a predetermined amount of high-pressure fuel is discharged from the common rail, so that the actual rail pressure is reduced to the target rail. The pressure is adjusted.
  • the rail pressure is directly controlled by the pressure control valve, so that the rail pressure control response is excellent.
  • the rail pressure control response is excellent.
  • a relatively large amount of high-pressure fuel is quantitatively pumped to the common rail, there is an advantage that the fuel temperature is easily raised.
  • the control is such that a large amount of high-pressure fuel is sent to the common rail and then released from the pressure control valve, fuel efficiency tends to be inefficient. Therefore, the second control mode is performed only when the internal combustion engine is started or when the fuel temperature is low.
  • the third control mode is a mode in which the pressure control valve is controlled in an open loop while the flow control valve is controlled in a closed loop.
  • the pressure control valve is fully closed, and rail pressure control by discharging a part of the high-pressure fuel is not performed. Instead, the opening of the flow control valve is feedback controlled based on the actual rail pressure, and the actual rail pressure is adjusted to the target rail pressure by adjusting the flow rate of the high-pressure fuel pumped to the common rail. It has become so.
  • the flow rate of the high-pressure fuel fed to the common rail is adjusted by controlling the flow rate of the low-pressure fuel supplied to the pressurizing chamber. Is pumped to the common rail, and the driving torque is not increased more than necessary, so that fuel efficiency is improved.
  • the second control mode there is a time difference from when the opening of the flow control valve is changed until the rail pressure fluctuates. Inferior. Further, since the pumping amount of the high-pressure fuel is suppressed, there is a case where the fuel temperature cannot be promptly increased even when it is desired to increase the fuel temperature.
  • the first control mode is a mode in which both the pressure control valve and the flow rate control valve are controlled in a closed loop.
  • both the pressure control valve and the flow rate control valve are simultaneously feedback-controlled, and the flow rate of the high-pressure fuel pumped to the common rail and the discharge amount of the high-pressure fuel from the common rail are adjusted in a well-balanced manner.
  • FIG. 4 conceptually shows the displacement of the flow rate control valve and the opening degree of the pressure control valve according to the change in the target rail pressure when the rail pressure control is performed in the first to third control modes. is there.
  • FIG. 4 shows the flow rate control in the case where the flow rate control valve and the pressure control valve are controlled in the first to third control modes in accordance with the variation of the common target rail pressure, assuming that the rotational speed of the internal combustion engine is constant.
  • the displacement of each opening degree of a valve and a pressure control valve is shown.
  • the displacement in the second control mode is indicated by a broken line
  • the displacement in the third control mode is indicated by a one-dot chain line
  • the displacement in the first control mode is indicated by a solid line.
  • the rail pressure is controlled in the first control mode.
  • the rail pressure control is 100% dependent on either the flow control valve or the pressure control valve, whereas in the first control mode, the rail The pressure control depends on each of the flow rate control valve and the pressure control valve at a predetermined ratio (for example, 50%).
  • the opening degree of the flow control valve is made larger than the opening degree in the third control mode in which feedback control of only the flow control valve is performed, and the opening degree of the pressure control valve is The opening degree is smaller than that in the second control mode in which feedback control of only the pressure control valve is performed. That is, assuming that the rotational speed of the internal combustion engine and the target rail pressure are constant, the flow rate of the low-pressure fuel supplied to the pressurizing chamber is the highest in the second control mode, and the third control mode. And the flow rate in the first control mode is a value in the meantime.
  • the opening degree of the pressure control valve is made larger than the opening degree in the third control mode in which the feedback control of only the flow rate control valve is performed, and the feedback control of only the pressure control valve. Is made smaller than the opening degree in the second control mode.
  • the control areas in the first to third control modes can be set as follows, for example.
  • the region in which the rail pressure control is performed in the second control mode is a state in which the internal combustion engine is started and the fuel temperature is lowered.
  • the control region where the third control mode or the first control mode is performed takes into account the respective characteristics, for example, as shown in FIG. Is set.
  • the vertical axis in FIG. 5 represents the required main injection amount, and the horizontal axis represents the rotational speed of the internal combustion engine.
  • the rail pressure control in the first control mode is basically performed in a region where the rotational speed of the internal combustion engine exceeds a predetermined value.
  • the rail pressure can be controlled stably by adjusting the pumping amount, and the necessary amount of high-pressure fuel is pumped to the common rail when necessary. Therefore, fuel efficiency can be improved.
  • rail pressure control is performed in the first control mode in a region where the required main injection amount is small.
  • This region means, for example, when the internal combustion engine is in a low-load operation state or when the accelerator operation amount is suddenly returned to zero from the normal operation state.
  • the flow control valve Since the decompression performance is poor only by the control, the control is shifted to the first control mode and the decompression control by the pressure control valve is simultaneously performed. At this time, it is conceivable to temporarily switch to the second control mode.
  • the flow control valve and the pressure control valve are not electromagnetic control valves having the same configuration, the second control mode to the third control mode. Or, conversely, in the transition period when the control mode is switched, there is a possibility that the rail pressure may be violated. Therefore, the control mode is shifted to the first control mode which is an intermediate control mode between the two control modes.
  • the fuel injection to the diesel engine is performed by auxiliary injection in various patterns other than the main injection for driving the engine.
  • the vehicle on which the diesel engine is mounted includes an exhaust aftertreatment member.
  • auxiliary injection associated with the exhaust aftertreatment member FIG. 6 shows an example of an injection pattern performed during one cycle of the diesel engine, where the horizontal axis represents time and the vertical axis represents the injection amount (injection rate) per unit time. In this example of the injection pattern, one previous stroke injection is performed before the main injection, and two subsequent stroke injections are performed after the main injection.
  • the forward stroke injection performed once for example, injects a small amount of fuel before the main injection and premixes the fuel in the combustion chamber, thereby improving the combustion efficiency when the main injection is performed. This is done to increase PM and reduce combustion noise.
  • the first post-stroke injection is performed, for example, at a time close to the main injection, and is performed to reduce PM generated by the main injection by activating diffusion combustion.
  • stroke injection after the second for example, a injection performed in conjunction with an exhaust aftertreatment device described above, the activation of the regeneration and reduction catalyst of the particulate filter, an increase in the reducing component of the NO X purpose Done.
  • any auxiliary injection is not necessarily performed in every cycle, and a necessary amount of auxiliary injection is performed as necessary according to instructions from the control unit of the ECU or the exhaust aftertreatment device. ing.
  • the second post-stroke injection performed in connection with the exhaust aftertreatment device has a larger injection amount than the other pre-stroke injection and the first post-stroke injection depending on the scale of the exhaust aftertreatment device. Tend to be. Therefore, the second post-stroke injection has a relatively large influence on the fluctuation of the rail pressure as compared with other auxiliary injections.
  • the main injection amount and the release of the high-pressure fuel from the pressure control valve Based on the amount, the supply amount of low-pressure fuel to the pressurizing chamber is controlled so that the amount of pumping to the common rail is adjusted according to the presence or absence of auxiliary injection.
  • pressure reduction control by the pressure control valve is performed together with flow control of the low pressure fuel by the flow control valve. Fuel is pumped to the common rail.
  • the increase in the pumping amount of the high-pressure fuel leads to an increase in the driving torque of the high-pressure pump mainly influenced by the pumping amount of the high-pressure fuel from the high-pressure pump and the rail pressure. In other words, it seems to be larger than necessary.
  • the target rail pressure of the common rail may be reduced if the first control mode is selected in a region where the main injection amount is small, such as during low load operation or overrun. Conceivable.
  • the amplitude width between the maximum value and the minimum value of the rail pressure when, for example, the third control mode and the first control mode are repeatedly switched. May increase the durability of all parts exposed to high pressure, including common rails, high-pressure pumps, and fuel injection valves.
  • the driving torque is more than necessary. It is designed not to increase.
  • FIG. 7 shows the flow control valve opening when the first control mode is selected in the configuration of the control unit (ECU) of the fuel injection device of the present embodiment.
  • a configuration example represented in a functional block is shown for a portion where logic until the degree is determined is set.
  • the opening degree of the flow control valve is determined using the concept of the filling rate of the low-pressure fuel into the pressurizing chamber.
  • the main injection basic filling rate calculation unit (indicated as “mainFRa calculation” in the figure), the rotational speed signal Ne of the internal combustion engine, the required main injection amount, and the previous stroke injection
  • the total amount Qm + p is read, and the basic filling rate mainFRa under the basic rail pressure is obtained based on the filling rate map M1.
  • This map M1 is a filling rate map that defines the basic filling rate mainFRa under the basic rail pressure as a base, based on the engine speed Ne and the total amount Qm + p of the main injection amount and the previous stroke injection amount.
  • the basic rail pressure as a base is not particularly limited, and can be set according to the range of rail pressure to be controlled.
  • the basic filling rate mainFRa at this time flows out as the flow rate of the high-pressure fuel released through the pressure control valve, the flow rate of the high-pressure fuel released by the back pressure control of the fuel injection valve, and other lubricating fuel.
  • the amount of fuel leakage is also added and obtained. That is, in the first control mode, a predetermined amount of high-pressure fuel is set to be discharged through the pressure control valve, and the discharge amount is also added to the common rail so that the actual rail pressure does not become a predetermined value or less. The amount of pumping is determined.
  • the main injection correction coefficient calculation unit (indicated as “coefficient calculation” in the figure) reads the internal combustion engine speed signal Ne and the actual rail pressure Prr detected by the pressure sensor to obtain the rail pressure. Based on the coefficient map M2, a coefficient to be integrated with the basic filling rate mainFRa is obtained.
  • the map M1 is a filling rate under a basic rail pressure as a base
  • the map M2 is a coefficient map M2 for determining a coefficient according to a change in rail pressure.
  • the main injection required filling rate calculation section (indicated as “mainFR calculation” in the figure) the calculated coefficient is multiplied by the basic basic filling rate mainFRa, so that the main injection and the front under the actual rail pressure are multiplied.
  • the filling rate mainFR required for stroke injection is required.
  • the reason for multiplying the coefficient by the actual rail pressure in this way is that the pumping amount from the high-pressure pump varies depending on the balance between the actual rail pressure of the common rail and the pressure in the pressurizing chamber.
  • the engine speed signal Ne and the required first reverse stroke injection amount Q_post1 are obtained.
  • the basic filling rate post1FRa under the basic rail pressure is obtained, and the correction factor is obtained by the first back stroke injection correction coefficient calculating unit (denoted as “coefficient calculation” in the figure).
  • the filling rate post1FR required for the first post-stroke injection under the actual rail pressure is obtained.
  • the engine speed signal Ne and the required second back stroke injection amount Q_post2 are read.
  • the second post-stroke injection correction coefficient calculation unit (denoted as “coefficient calculation” in the figure).
  • the filling rate post2FR required for the second post-stroke injection under the actual rail pressure is obtained.
  • the target filling rate calculation unit (indicated as “tgtFR calculation” in the figure) the required filling rates mainFR, post1FR, and post2FR obtained are added together to calculate the target filling rate tgtFR.
  • the target filling amount calculation unit (indicated as “tgtVOL calculation” in the drawing)
  • the target filling rate tgtFR is replaced with the target filling amount tgtVOL that matches the target filling rate tgtFR
  • the current filling amount calculation unit (“ In “nVOL calculation”)
  • the current filling amount nVOL is calculated by subtracting the previous value of the pumping amount of the high-pressure fuel from the high-pressure pump from the previous value of the target filling amount.
  • the required filling amount dmdVOL is obtained by subtracting the current filling amount nVOL from the target filling amount tgtVOL in a necessary filling amount calculation unit (indicated as “dmdVOL calculation” in the figure).
  • the temperature and the filling amount A map indicating the relationship may be stored in advance, and the required filling amount dmdVOL may be corrected according to the temperature.
  • the flow control valve opening setting unit (indicated as “MeUn opening setting” in the figure) opens the flow control valve based on the pumping amount from the low pressure feed pump. The degree is set.
  • the auxiliary injection amount is also added, and each time the target filling amount of the low-pressure fuel is added.
  • the necessary filling amount dmdVOL of low-pressure fuel to be supplied to the pressurizing chamber is obtained.
  • the opening degree of the flow control valve can be controlled according to the required filling amount dmdVOL to be supplied, so that the required amount of low-pressure fuel is supplied to the pressurization chamber when necessary, and as a result A large amount of high-pressure fuel is pumped to the common rail. Therefore, while preventing a decrease in the durability of the common rail due to an increase in the amplitude of the rail pressure, an increase in the amount of high-pressure fuel to the common rail is prevented and an increase in driving torque is prevented. .
  • the accelerator operation amount is 80%
  • rail pressure control is performed in the third control mode
  • the pressure control valve is fully closed
  • the flow control The opening of the valve is 80%. In this state, since the target rail pressure is relatively high and the flow rate of the high-pressure fuel pumped to the common rail is large, the driving torque is large.
  • the rail pressure control shifts from the third control mode to the first control mode, the pressure control valve is opened at a predetermined rate, and the opening degree of the flow control valve is reduced.
  • the third control mode is switched to the first control mode, not only the pumping amount of the high pressure fuel to the common rail is reduced by restricting the flow control valve, but also the high pressure fuel is released by the pressure control valve. The actual rail pressure is quickly reduced. However, the pressure control valve is not fully opened.
  • the first control mode is not provided, and the rail pressure control using only the flow control valve (third control mode) is directly switched to the rail pressure control using only the pressure control valve (second control mode).
  • the main body that controls the rail pressure suddenly changes to a different valve, so that the rail pressure may be violated.
  • the rail pressure control (first control mode) using the flow rate control valve and the pressure control valve can be executed as in this embodiment, the main body that controls the rail pressure is suddenly switched to a different valve. There is no lamp and can have a lamp function. Therefore, the rail pressure is not violated when the control mode shifts.
  • the burden of rail pressure control is distributed to the flow control valve and the pressure control valve.
  • the amount supplied to the pressurizing chamber by the flow control valve and the pressure control valve Feedback control of the amount of high-pressure fuel discharged in a balanced manner at the same time.
  • the pressure control valve is not fully opened, and the flow control valve is not fully closed.
  • the amount of low-pressure fuel charged into the pressurizing chamber can be adjusted, so that the internal combustion engine is in an overrun state and the rear stroke.
  • the driving torque can be suppressed without reducing the rail pressure. That is, the opening of the flow control valve is controlled so that the required amount of high-pressure fuel is pumped to the common rail when necessary, taking into account the presence or absence of the auxiliary injection amount based on the main injection amount. An increase in driving torque can be suppressed without reducing the pressure. Therefore, the amplitude range of the rail pressure can be kept small and the fuel efficiency can be improved.
  • the auxiliary injection is performed when the first control mode in which the rail pressure control is performed by simultaneously controlling the flow rate control valve and the pressure control valve.
  • the high-pressure fuel is not wastedly sent to the common rail, the driving torque of the high-pressure pump in the first control mode can be reduced, and the fuel consumption can be improved.
  • the target rail pressure is not reduced in order to reduce the driving torque, the amplitude width of the rail pressure is not increased, and not only the common rail but also high pressure pumps, fuel injection valves, etc. The deterioration of the durability of all the parts exposed to is also prevented.

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Abstract

　加圧室の上流側の電磁制御弁及び下流側の電磁制御弁を両方同時に制御する際に、必要なときに必要な量の燃料がコモンレールに圧送されるように制御することによって、駆動トルクの低減が図られる内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置を提供する。 　高圧ポンプの上流側で高圧ポンプの加圧室への燃料供給量を調節する第１の弁と、高圧ポンプの下流側で高圧燃料の放出量を調節する第２の弁と、を用いてコモンレールのレール圧を調節する内燃機関の燃料噴射装置の制御方法であって、少なくとも第１の弁及び第２の弁をともに閉ループで制御する制御モードでのレール圧制御が可能になっており、この制御モードでレール圧制御を行うにあたり、内燃機関への主噴射に必要な燃料噴射量及び第２の弁からの高圧燃料の放出量を基本として主噴射以外の補助噴射の有無に応じて第１の弁の開度を調節することを特徴とする。

Description

内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置
　本発明は、内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置に関する。特に、低圧燃料の供給量と高圧燃料の放出量とを同時に制御することによりレール圧制御を行うモードを含む内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及びそのような制御を実行可能な内燃機関の燃料噴射装置の制御装置に関する。
　従来、ディーゼルエンジンをはじめとする内燃機関に燃料を供給する装置として、複数の燃料噴射弁が接続されるとともに高圧の燃料が蓄積されるコモンレールを備え、常時高圧化された燃料を各燃料噴射弁に供給することによって、燃料の緻密な噴射制御を可能にした蓄圧式燃料噴射装置が用いられている。
　この蓄圧式燃料噴射装置は、燃料タンクと、低圧フィードポンプと、高圧ポンプと、コモンレールと、燃料噴射弁とを主たる要素として構成されたものであり、燃料タンク内の燃料が、低圧フィードポンプによって高圧ポンプに送られ、さらに高圧ポンプによって高圧化されてコモンレールに圧送されることによって、各燃料噴射弁に高圧の燃料が供給されるようになっている。そして、この状態で燃料噴射弁の通電制御を行うことによって内燃機関への燃料噴射が行われるため、様々な噴射パターンが実現可能となっている。
　このような蓄圧式燃料噴射装置においては、コモンレール内の圧力（レール圧）がそのときの車両の運転状態に見合った値となるようにするため、内燃機関の回転数及びアクセル操作量に応じてそのときの要求噴射量を演算し、この演算結果に応じてコモンレールの目標レール圧を決定し、実レール圧が目標レール圧となるように蓄圧式燃料噴射装置のフィードバック制御が行われるようになっている。
　したがって、このような蓄圧式燃料噴射装置においては、レール圧をいかに安定かつ確実に目標レール圧とするかが噴射特性の良否に大きく影響する。従来では、このレール圧を所望の値に調整するため、高圧ポンプの加圧室の上流側に、加圧室への燃料供給量を調節する電磁制御弁を設け、当該電磁制御弁の開閉制御を行うことによりレール圧を制御したり、高圧ポンプの下流側に高圧燃料の一部を放出する電磁制御弁を設け、当該電磁制御弁の開閉制御を行うことによりレール圧を制御したりすることが行われている。
　このうち、高圧ポンプの下流側の電磁制御弁による制御モード（以下、本明細書においては「第２の制御モード」と称する。）は、ポンプの回転数に応じた規定量の高圧燃料を高圧ポンプからコモンレールに圧送し、コモンレールに備えられた電磁制御弁の開閉によって所定量の高圧燃料を放出することによってコモンレール内の圧力を直接的に制御するようになっている。この第２の制御モードにおいて定量的に圧送される高圧燃料の流量は、燃料噴射弁による様々な噴射パターンに対応できるように、想定されうる最大量を超える流量の高圧燃料が送られるように設定されている。この第２の制御モードでは、コモンレール内の圧力を直接的に制御できるため応答性がよく、また、大量の高圧燃料が圧送されるために燃料温度を速やかに上昇させることができるという長所がある一方、常に目標レール圧に必要な流量以上の高圧燃料をコモンレールに圧送する必要があることから、燃費のロスが大きいという短所がある。
　一方、高圧ポンプの加圧室の上流側の電磁制御弁による制御モード（以下、本明細書においては「第３の制御モード」と称する。）は、内燃機関の要求噴射量や、高圧ポンプ、燃料噴射弁及びコモンレール等からの燃料の放出量を考慮して定められる流量の低圧燃料を加圧室に供給することによって、高圧ポンプからコモンレールに送られる高圧燃料の圧送量が調節され、コモンレール内の圧力を制御するようになっている。この第３の制御モードでは、必要な主噴射量に対応させて燃料を高圧ポンプに供給することができるため燃費のロスが少ないという長所がある一方、コモンレール内の圧力を急激に低下させたい場合等レール圧制御の応答性や、燃料温度が低温の場合に速やかに温度を上昇させることができないという短所がある。
　このように、第２及び第３の制御モードにはそれぞれ長所及び短所があり、内燃機関の運転状態によって好適な制御モードが異なっている。そのため、高圧ポンプの加圧室の上流側及び高圧ポンプの下流側それぞれに電磁制御弁を設けて、内燃機関の運転状態に応じていずれかの電磁制御弁を選択的に開閉制御することによってレール圧の制御が行われるように構成された燃料噴射装置がある（例えば、特許文献１及び２参照）。このような燃料噴射装置では、例えば、内燃機関の始動直後や、アイドリング時、低負荷運転時には第２の制御モードでレール圧の制御を行い、逆に、内燃機関の回転数が大きい時や高負荷運転時には第３の制御モードでレール圧の制御を行うように設定されている。
特開２００３－４１９８６号公報　（全文、全図） 特開２００３－４１９９６号公報　（全文、全図）
　しかしながら、高圧ポンプの加圧室の上流側の電磁制御弁の構成と高圧ポンプの下流側の電磁制御弁の構成とは全く同じではないため、内燃機関の運転状態に応じていずれかの制御モードを選択的に実行する場合に、制御モードが切り換わる過渡期にはコモンレール内の圧力が大きく振動するおそれがある。また、いわゆるオーバーラン時のようにアクセル操作量を一気に小さくするような、高速回転から急速に低速回転に変化する場合等、レール圧を急激に低下させたい場合においての減圧応答制御性が未だ不十分であったりする場合がある。
　このような事態に対処する方法として、上述した第２及び第３の制御モードに併せて、さらに、所定の運転領域に限って高圧ポンプの加圧室の上流側の電磁制御弁と下流側の電磁制御弁とを両方同時に制御することによってレール圧を制御する制御モード（以下、本明細書においては「第１の制御モード」と称する。）を含む方法も考えられる。この第１の制御モードは、高圧ポンプの加圧室への燃料供給量と、高圧ポンプの下流側からの高圧燃料の放出量とをともに調節することによって、所望のレール圧を実現するものである。
　ところで、蓄圧式燃料噴射装置では、内燃機関の燃焼性の改善や内燃機関から排出される排気ガスの清浄化を目的として、内燃機関への主噴射以外にもその前後において様々なパターンでの補助噴射が行われている。特に、内燃機関から排出される排気ガスの浄化基準が高められている現在では、内燃機関の排気系にパティキュレートフィルタや還元触媒等の排気浄化部材が備えられており、内燃機関の噴射制御においては、これらの排気浄化部材を再生又は活性化するための補助噴射も行われるようになっている。
　この排気浄化部材に関連する補助噴射は、内燃機関の回転数やアクセル操作量とは直接的な関連性なく行われる場合がある。そのため、高圧ポンプの加圧室の上流側及び高圧ポンプの下流側に設けられた電磁制御弁によるレール圧制御（第１の制御モード）を行う場合には、内燃機関の運転状態に応じて変動する主噴射量、高圧ポンプの下流側の電磁制御弁からの放出量等以外に、あらゆる補助噴射がいつ行われてもいいように、すべての補助噴射が行われることを想定した場合に必要とされる燃料流量を加算してコモンレールへの圧送量を設定し、これに応じて加圧室の上流側の電磁制御弁の開度を決定する必要がある。
　一方、排気ガスの清浄化等を目的として目標レール圧が高くされる傾向となっている近年の蓄圧式燃料噴射装置においては、高圧ポンプの駆動トルクの増大が課題とされており、さまざまな運転状態においてこの駆動トルクを低減することが望まれている。この駆動トルクは、主としてコモンレール内の圧力と高圧ポンプからコモンレールへの高圧燃料の圧送量とから影響を受けるものである。
　上述したように、第１の制御モードによってレール圧制御を行おうとすると、高圧ポンプの下流側の電磁制御弁と併せて加圧室の上流側の電磁制御弁を制御するモードであるにもかかわらず、すべての補助噴射が行われる場合に必要な流量の燃料を高圧ポンプからコモンレールに圧送する必要がある。すなわち、補助噴射の一部又は全部が実行されない場合においても、常時補助噴射に必要とされる流量が加算されてコモンレールに圧送されることになる。そのため、高圧ポンプの駆動トルクが必要以上に増大したり、燃費が低下したりするおそれがある。
　そこで、本発明の発明者らは鋭意努力し、高圧ポンプの加圧室の上流側の電磁制御弁及び高圧ポンプの下流側の電磁制御弁を同時に制御する制御モードにおいて、加圧室の上流側の電磁制御弁の開度を、主噴射以外の補助噴射の有無に応じて調節することにより上述した問題を解決できることを見出し、本発明を完成させたものである。すなわち、本発明は、加圧室の上流側の電磁制御弁及び下流側の電磁制御弁を両方同時に制御する際に、必要なときに必要な量の燃料がコモンレールに圧送されるように制御することによって、駆動トルクの低減が図られる内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置を提供することを目的とする。
　本発明によれば、高圧ポンプで加圧した高圧燃料を内燃機関の燃料噴射部が接続されたコモンレールに圧送し、燃料噴射部から内燃機関に燃料を噴射する内燃機関の燃料噴射装置であって、高圧ポンプの上流側で高圧ポンプの加圧室への燃料供給量を調節する第１の弁と、高圧ポンプの下流側で高圧燃料の放出量を調節する第２の弁と、を用いてコモンレールのレール圧を調節する内燃機関の燃料噴射装置の制御方法であって、少なくとも第１の弁及び第２の弁をともに閉ループで制御する制御モードでのレール圧制御が可能になっており、この制御モードでレール圧制御を行うにあたり、内燃機関への主噴射に必要な燃料噴射量及び第２の弁からの高圧燃料の放出量を基本として主噴射以外の補助噴射の有無に応じて第１の弁の開度を調節することを特徴とする内燃機関の燃料噴射装置の制御方法が提供され、上述した問題を解決することができる。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、内燃機関は排気浄化部材を備えた車両の内燃機関であり、補助噴射は、排気浄化部材の再生又は活性化を行うために主噴射の後に行われる後噴射を含むことが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、第２の弁の開度を、コモンレールの実レール圧が所定値以上に維持される範囲で制御することが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、第２の弁の開度を制御する範囲を規定する実レール圧の所定値は、生じうる実レール圧の最大値との差が所定値未満となるように規定されることが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、上記制御モードは、内燃機関の回転数が所定の基準回転数以上であり、かつ、主噴射に必要な燃料噴射量が所定の基準噴射量以下のときに行われることが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、上記制御モードは、内燃機関の低負荷運転時又はオーバーラン時に選択されることが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、高圧ポンプへ供給される燃料温度を検出し、検出される燃料温度に応じて燃料供給量の補正を行うことが好ましい。
　また、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実施するにあたり、上記制御モードを第１の制御モードとしたときに、第１の制御モード以外に、第１の弁を開ループで制御するとともに第２の弁を閉ループで制御する第２の制御モード、または、第１の弁を閉ループで制御するとともに第２の弁を開ループで制御する第３の制御モード、のうちの少なくとも一つの制御モードを備え、いずれかの制御モードによるレール圧制御が選択的に実行可能であることが好ましい。
　また、本発明の別の態様は、上述したいずれかの内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実行可能な内燃機関の燃料噴射装置の制御装置である。
　本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置によれば、高圧ポンプの加圧室の上流側の第１の弁及び下流側の第２の弁を同時に制御してレール圧の制御を行う際に、内燃機関への主噴射量と高圧燃料の放出量とをベースに、様々なパターンで行われる補助噴射の有無に応じて、当該補助噴射に必要な流量がその都度加算されて、高圧燃料がコモンレールへ圧送されるようになる。したがって、補助噴射が実行されないにもかかわらず高圧燃料が無駄にコモンレールに圧送されることがなくなり、高圧ポンプの駆動トルクを低減させることができるとともに、燃費の改善が図られる。
　また、すべての補助噴射が行われると想定してコモンレールに圧送する高圧燃料の流量を加算するように設定する場合には、補助噴射に必要な噴射量の設定値を変更する度に第１の弁の開度を決定する制御データを変更する必要があるが、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を採用した場合には、補助噴射に必要な噴射量の設定値が変更されたとしても、それに応じて第１の弁の開度が制御されるため、第１の弁の制御部の設定及び確認作業の手間を大幅に省略することができる。
　なお、内燃機関への主噴射量が少なくなるオーバーラン中においては、目標レール圧を低下させることによって駆動トルクを低下させることも考えられるが、オーバーラン中の目標レール圧を低下させることは、レール圧の変動の振幅幅が大きくなる結果となる。これに対し、本発明のように、目標レール圧を所定値以上に維持しつつ、様々な噴射パターンに応じて必要な流量の高圧燃料がコモンレールに圧送されるように第１の弁の開度を調節することにより、レール圧の変動の振幅幅の増大が抑えられる。その結果、コモンレールはもちろんのこと、高圧ポンプや燃料噴射弁等をはじめとする高圧にさらされるあらゆる部品の耐久性の低下を防止することができる。
本発明の実施の形態にかかる内燃機関の燃料噴射装置の構成例を示す図である。 高圧ポンプの構成の一例を説明するための図である。 高圧ポンプの回転数と低圧フィードポンプによる低圧燃料の圧送量との関係を示す図である。 第１～第３の制御モードでの流量制御弁及び圧力制御弁の開度の違いを概念的に説明するための図である。 第１の制御モード及び第３の制御モードの制御領域について説明するための図である。 内燃機関の燃料噴射弁による噴射パターンの例を示す図である。 燃料噴射装置の制御装置における第１の制御モードにおける流量制御弁の開度が決定される部分の構成を説明するための図である。 本実施形態のＥＣＵによるレール圧制御の例を説明するための図である。
　以下、図面を参照して、本発明の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法に関する実施の形態について具体的に説明する。ただし、かかる実施の形態は本発明の一態様を示すものであり、この発明を限定するものではなく、本発明の範囲内で任意に変更することが可能である。
　なお、それぞれの図中、同じ符号を付してあるものは同一の部材を示しており、適宜説明が省略されている。
１．内燃機関の燃料噴射装置の全体構成
　図１は、本実施形態の内燃機関の燃料噴射装置１００の概略構成を示している。
　この図１に示す燃料噴射装置１００は、車両のディーゼルエンジンの燃料噴射装置であって、燃料タンク１と、低圧フィードポンプ２と、高圧ポンプ５と、コモンレール１０と、燃料噴射弁１３等を主要な構成要素として備えている。それぞれの構成要素は、燃料通路で接続されており、図１では、高圧燃料通路３７が太線で示され、低圧燃料通路１８ａ～１８ｃが細線で示され、燃料還流路３０ａ～３０ｃが破線で示されている。
　低圧フィードポンプ２は、低圧燃料通路１８ａ～１８ｃを介して高圧ポンプ５の加圧室５ａに対して低圧燃料を供給するようになっている。本実施形態における低圧フィードポンプ２は、燃料が貯蔵された燃料タンク１に備えられたインタンクの電磁低圧ポンプであって、バッテリーから供給される電流によって駆動され所定の流量の低圧燃料が圧送されるように構成されている。この低圧フィードポンプ２の燃料吸い込み口にはプレフィルタ３を介在させてあり、燃料タンク１内の燃料に異物が混入している場合に、それらの異物が吸い込まれないように捕集されるようになっている。さらに、燃料タンク１と高圧ポンプ５とを接続する低圧燃料通路１８ａ、１８ｂの途中にはメインフィルタ４が備えられており、このメインフィルタ４によっても燃料中の異物が捕集され、高圧ポンプ５に流入しないようになっている。
　ただし、低圧フィードポンプ２は、燃料タンク１と高圧ポンプ２とを接続する低圧燃料通路１８ａ～１８ｂの途中に設けられたものであってもよく、あるいは、高圧ポンプ２と一体に組み付けられたポンプユニットとして構成されたものであってもよい。
　高圧ポンプ５は、低圧フィードポンプ２によって圧送され、燃料吸入弁６を介して加圧室５ａに導入された低圧燃料をプランジャ７によって加圧し、燃料吐出弁９及び高圧燃料通路３７を介してコモンレール１０に圧送するようになっている。本実施形態の燃料噴射装置１００の例では、低圧燃料通路１８ａ、１８ｂを介して高圧ポンプ５内に送られる低圧燃料は、一旦カム室１６内に流れ込み、そこからさらに低圧燃料通路１８ｃを介して加圧室５ａに送られるように構成されている。
　また、カム室１６と加圧室５ａとを接続する低圧燃料通路１８ｃの途中には流量制御弁８が備えられ、要求されるコモンレール圧及び要求噴射量に応じて低圧燃料の流量を調節して、加圧室５ａに送るようになっている。この流量制御弁８は、例えば電磁比例式の流量制御弁とすることができる。流量制御弁８によって加圧室５ａへ供給する低圧燃料の流量を調節することにより、高圧ポンプ５からコモンレール１０への高圧燃料の圧送量が調節され、ひいては、高圧ポンプ５の駆動トルクに影響を与えるようになっている。
　また、流量制御弁８よりも上流側には、低圧燃料流路１８ｃから分岐して接続され、流量制御弁８と並列的に配置された圧力調整弁１４が備えられており、圧力調整弁１４はさらに燃料タンク１に通じる燃料還流路３０ａに接続されている。この圧力調整弁１４は、前後の差圧、すなわち、低圧燃料通路１８ａ～１８ｃやカム室１６内の圧力と、圧力調整弁１４よりも燃料タンク１側の燃料還流路３０ａ内の圧力との差が所定値を越えたときに開弁されるオーバーフローバルブが用いられている。したがって、低圧フィードポンプ２によって低圧燃料が圧送されている状態においては、低圧燃料流路１８ａ～１８ｃ及びカム室１６内の圧力が、燃料還流路３０ａ内の圧力に対して所定の差圧分大きくなるように維持されるようになる。
　ここで、本実施形態の燃料噴射装置１００の例では、カム室１６内に流れ込んだ低圧燃料の一部は、高圧ポンプ５内の各部に浸透して潤滑油としても用いられるようになっている。特に、高圧ポンプ５を駆動するカム１５が固定されたカムシャフト（図示せず。）はポンプハウジング内に備えられたベアリング（図示せず。）によって支持されており、カム室１６内の低圧燃料の一部が、カムシャフトとベアリングとの間のクリアランス１７ａ、１７ｂに浸透して潤滑性が確保されるようになっている。このクリアランス１７ａ、１７ｂは燃料還流路３０ａにも通じており、カム室１６内の圧力と燃料還流路３０ａ内の圧力との差が所定の大きさに維持されることによって低圧燃料の一部がクリアランス１７ａ、１７ｂを通過して燃料還流路３０ａに戻され、潤滑油として機能するようになっている。
　図２は、高圧ポンプ５の具体的な構成の一例を示している。この高圧ポンプ５は、ポンプハウジング５１と、ポンプハウジング５１の円柱空間５１ａ内に装着されたシリンダヘッド５２と、シリンダヘッド５２のシリンダ５２ａに摺動保持されたプランジャ７と、両端をシリンダヘッド５２及びスプリングシート５９に係止され、プランジャ７を下方側に付勢するためのスプリング５５と、プランジャ７及びカム１５の間に介在し、カム１５の回転に伴いプランジャ７を芯出ししつつ押し上げるためのタペット構造体５８とを備えている。また、シリンダヘッド５２のシリンダ５２ａの上方開口部には燃料吸入弁６が配置されるとともに、シリンダ５２ａの軸方向に対して横方向には燃料吐出路５２ｂを介して燃料吐出弁９が配置されている。
　なお、図２においては、高圧ポンプ５に備えられた流量制御弁８及び圧力調整弁１４は図示されていない。
　この高圧ポンプ５において、シリンダヘッド５２のシリンダ５２ａの一部は、シリンダヘッド５２の内周面とプランジャ７と燃料吸入弁６と燃料吐出弁９とによって閉塞され、加圧室５ａとして構成されている。そして、燃料吸入弁６を介して加圧室５ａに流入した燃料は、当該加圧室５ａ内で、カム１５の回転運動に伴って押し上げられるプランジャ７によって加圧され、燃料吐出弁９が押し開かれることにより、高圧化された燃料が下流側のコモンレール（図示せず）に圧送されるようになっている。
この高圧ポンプ５では、上述したように、低圧フィードポンプ（図１を参照）によって圧送される低圧燃料はカム室１６内に流入した後、その一部がカムシャフト１１と当該カムシャフト１１を支持するベアリング１９ａ、１９ｂとの間のクリアランス１７ａ、１７ｂに浸透し、潤滑油として機能するようになっている。また、カム室１６内の低圧燃料の一部は、さらにカム室１６と円柱空間５１ａとを行き来するようになっており、タペット構造体５８のローラ５４とカム１５との当接部や、円柱空間５１ａの内周面とタペット構造体５８の外周面との摺動部、上述したプランジャ７の摺動部等に行き渡り、潤滑油として機能するようにもなっている。この低圧燃料を用いた燃料潤滑は、高圧ポンプ５に送られる低圧燃料の流量が確保される限り、圧力調整弁によってカム室１６内の燃料圧力が所定圧以上に維持される結果、各摺動部等に行き渡り正常に機能するようになっている。
　また、この高圧ポンプ５では、プランジャ７の往復動による焼付きを防止するために、シリンダヘッド５２のシリンダ５２ａの内周面とプランジャ７の外周面との摺動部に加圧室５ａ内の燃料の一部がリークし、潤滑油として機能するようにもなっている。
　また、図１に示すコモンレール１０は、高圧ポンプ５から圧送されてくる高圧燃料を蓄積し、高圧燃料通路３９を介して接続された複数の燃料噴射弁１３に対して高圧燃料を供給するようになっている。このコモンレール１０にはレール圧センサ２１及び圧力制御弁１２が取り付けられている。圧力制御弁１２は、例えば電磁比例制御弁であり、蓄積された高圧燃料の一部を燃料還流路３０ｂに放出する量を調節できるようになっており、当該放出量に応じてコモンレール１０内の圧力が減圧されるようになっている。圧力制御弁１２によって調節されるレール圧についても、上述したコモンレール１０への高圧燃料の圧送量と同様に、高圧ポンプ５の駆動トルクに影響を与える要因となっている。
　また、コモンレール１０に備えられたレール圧センサ２１で検出される実レール圧の信号は制御装置（以下、「ＥＣＵ」と称する場合がある。）に送られるようになっており、実レール圧が目標レール圧となるように、コモンレール１０に備えられた圧力制御弁１２及び高圧ポンプ５に備えられた流量制御弁８の制御が行われる。
　また、コモンレール１０に接続された燃料噴射部としての燃料噴射弁１３では、コモンレール１０から供給される高圧燃料の噴射制御が行われ、内燃機関の気筒内に燃料が供給されるようになっている。燃料噴射弁１３の形態は特に制限されるものではないが、例えば、公知の電磁制御式の燃料噴射弁やピエゾ式の燃料噴射弁を用いることができる。この図１の例では電磁制御式の燃料噴射弁１３が用いられており、燃料噴射弁１３の背圧制御に用いられ、放出された燃料は燃料還流路３０ｃを介して燃料タンク１に戻されるようになっている。
２．内燃機関の排気後処理装置
　また、本実施形態の燃料噴射装置が備えられた車両のディーゼルエンジンの排気系には、排気後処理装置が備えられている。ディーゼルエンジンの排気後処理装置としては、排気ガス中の粒子状物質（ＰＭ）を捕集するパティキュレートフィルタや、排気ガス中の窒素酸化物（ＮＯX）を浄化する還元触媒を用いたものが代表的である。
　このうち、パティキュレートフィルタは、例えば、排気通路中に配設されたハニカム状のウォールスルー型のフィルタであり、排気ガスを通過させることによって煤等のＰＭが捕集されるようになっている。このパティキュレートフィルタによるＰＭの捕集量が多くなるにつれ、パティキュレートフィルタの前後での差圧が大きくなり、ディーゼルエンジンに不具合を生じさせるおそれがある。そのため、パティキュレートフィルタでの捕集量が所定量を超えたり、捕集開始から所定時間経過したりした場合に、捕集されたＰＭを強制的に燃焼させる再生制御が行われている。このパティキュレートフィルタの再生制御の一態様として、パティキュレートフィルタの上流側に酸化触媒を配置し、ディーゼルエンジンへの主噴射の後に後行程噴射を行うことにより未燃燃料を排気通路に流し、この未燃燃料に含まれる炭化水素（ＨＣ）や一酸化炭素（ＣＯ）が酸化触媒で酸化されることによる酸化熱を利用する方法がある。
　また、ＮＯXの浄化に用いられる還元触媒としては、排気ガスの空燃比がリーンの状態でＮＯXを吸着する一方で空燃比がリッチに切り換わるとＮＯXを放出し、排気ガス中のＨＣによってＮＯXを還元させるＮＯX吸蔵触媒や、流入する排気ガス中のＮＯXを還元剤によって選択的に還元浄化するＮＯX選択還元触媒がある。このような還元触媒は、活性化温度以上になると触媒としての効率が上がる特性をもっている。そのため、ディーゼルエンジンが、排気ガスの温度が低下するアイドリング状態や低負荷運転状態にある場合などにおいて、還元触媒に流入する排気ガスの温度を上昇させるため、パティキュレートフィルタの再生制御と同様に、ディーゼルエンジンへの主噴射の後に後行程噴射が行われる場合がある。
　上述したパティキュレートフィルタの再生制御や還元触媒の活性化を目的とした後行程噴射は、ディーゼルエンジンの燃焼性とは直接的な関連性がないため常に行われるものではなく、排気ガスの後処理を行うための制御装置からの要求に応じて行われるようになっている。
３．燃料噴射装置の制御方法
　以下、内燃機関の燃料噴射装置の制御方法によるレール圧制御の一例について詳細に説明する。
　上述したように、本実施形態の燃料噴射装置では、高圧ポンプに備えられた流量制御弁と、コモンレールに備えられた圧力制御弁とによってコモンレール内の圧力制御が行われるようになっている。圧力制御弁は、コモンレールからの高圧燃料の放出量を調節し、レール圧を直接的に減圧するものである。一方、流量制御弁は、高圧ポンプの加圧室への低圧燃料の供給量を調節することにより、コモンレールへの高圧燃料の圧送量を調節し、レール圧を制御するものである。
（１）制御モード
　本実施形態のＥＣＵ４０は、燃料噴射装置１００のコモンレール１０内の圧力制御を、第１～第３の制御モードのうちから選択されるいずれかの制御モードによって行うようになっている。
　ただし、本発明は、少なくとも第１の制御モードを実行可能な燃料噴射装置であれば適用することができ、第２の制御モード又は第３の制御モードの両方あるいはいずれか一方が実行できないようにされていても構わない。
　まず、第２の制御モードは、流量制御弁が開ループで制御される一方、圧力制御弁が閉ループで制御されるモードである。第２の制御モードでは、流量制御弁によって調節され加圧室に供給される低圧燃料の流量は、高圧ポンプの回転数に応じて規定されているため、加圧室内で高圧化される高圧燃料は、高圧ポンプの回転数に応じて定量的にコモンレールに圧送されるようになっている。例えば、図３に示すように、流量制御弁によって制御される高圧ポンプの加圧室への低圧燃料の供給量は、高圧ポンプの回転数が大きくなるにしたがって増加するように設定されている。また、この高圧ポンプの加圧室への低圧燃料の供給量は、コモンレールに圧送される高圧燃料の流量が目標レール圧を達成するために必要な流量以上となるように設定されている。そして、コモンレールに備えられた圧力制御弁の開度が、検出される実レール圧をもとにしてフィードバック制御され、所定量の高圧燃料がコモンレールから放出されることによって、実レール圧が目標レール圧に調整されるようになっている。
　この第２の制御モードは、圧力制御弁によってレール圧が直接的に制御されるため、レール圧制御の応答性に優れている。また、比較的大量の高圧燃料がコモンレールに定量的に圧送されるため燃料温度を上昇させやすいという長所もある。ただし、大量の高圧燃料をコモンレールに送り込んだ上で圧力制御弁から放出する制御であるために、燃費が非効率的になりやすい。そのため、第２の制御モードは、内燃機関の始動時や燃料温度が低下している状態においてのみ行われるようになっている。
　また、第３の制御モードは、圧力制御弁が開ループで制御される一方、流量制御弁が閉ループで制御されるモードである。第３の制御モードでは、圧力制御弁は全閉にされており、高圧燃料の一部を放出することによるレール圧制御は行われない。その代わりに、流量制御弁の開度が、実レール圧をもとにしてフィードバック制御され、コモンレールに圧送される高圧燃料の流量が調節されることによって、実レール圧が目標レール圧に調整されるようになっている。
　この第３の制御モードでは、加圧室に供給される低圧燃料の流量を制御することにより、コモンレールに圧送される高圧燃料の流量が調節されるため、必要なときに必要な量の高圧燃料がコモンレールに圧送されるようになり、駆動トルクを必要以上に増大させることがなく、燃費の効率化が図られる。
　ただし、第２の制御モードと比較すると、流量制御弁の開度を変えてからレール圧が変動するまでの時間差が生まれるためにレール圧を急速に減圧したい場合等におけるレール圧制御の応答性が劣っている。また、高圧燃料の圧送量が抑えられるために燃料温度を上昇させたい場合であっても速やかに上昇させられない場合がある。
　これに対し、第１の制御モードは、圧力制御弁及び流量制御弁がともに閉ループで制御されるモードである。第１の制御モードでは、圧力制御弁及び流量制御弁の両方が同時にフィードバック制御され、コモンレールに圧送される高圧燃料の流量及びコモンレールからの高圧燃料の放出量がバランスよく調節される。このように制御することにより、レール圧制御の負担が分散させられ、第２及び第３の制御モードの短所をカバーできるようになっている。
　図４は、第１～第３の制御モードによってレール圧制御が行われる場合の、目標レール圧の変化に応じた流量制御弁及び圧力制御弁の開度の変位を概念的に表したものである。この図４は、内燃機関の回転数を一定と仮定して、共通する目標レール圧の変動に応じて第１～第３の制御モードで流量制御弁及び圧力制御弁を制御した場合の流量制御弁及び圧力制御弁それぞれの開度の変位を示している。第２の制御モードでの変位が破線で示され、第３の制御モードでの変位が一点鎖線で示され、第１の制御モードでの変位が実線で示されている。
　この図４に示すように、第２の制御モードでは圧力制御弁の開度のみをフィードバック制御することによってレール圧が制御され、第３の制御モードでは流量制御弁の開度のみをフィードバック制御することによってレール圧が制御される。一方、第１の制御モードでは流量制御弁の開度及び圧力制御弁の開度をバランスよくフィードバック制御することによってレール圧が制御される。換言すれば、第２の制御モード及び第３の制御モードでは、流量制御弁又は圧力制御弁のいずれか一方にレール圧制御が１００％依存するのに対して、第１の制御モードでは、レール圧制御を流量制御弁及び圧力制御弁それぞれに所定の割合で（例えば５０％ずつ）依存するようになっている。
　そして、第１の制御モードにおいて、流量制御弁の開度は、流量制御弁のみのフィードバック制御が行われる第３の制御モードでの開度よりも大きくされるとともに、圧力制御弁の開度は、圧力制御弁のみのフィードバック制御が行われる第２の制御モードでの開度よりも小さくされる。すなわち、内燃機関の回転数及び目標レール圧が一定であると仮定した場合、加圧室に供給される低圧燃料の流量は、第２の制御モードでの流量が最も多く、第３の制御モードでの流量が最も少なく、第１の制御モードでの流量がその間の値となる。
　一方、第１の制御モードにおいて、圧力制御弁の開度は、流量制御弁のみのフィードバック制御が行われる第３の制御モードでの開度よりも大きくされるとともに、圧力制御弁のみのフィードバック制御が行われる第２の制御モードでの開度よりも小さくされる。
（２）制御領域
　これらの第１～第３の制御モードによる制御領域は、例えば、以下のように設定することができる。第２の制御モードによってレール圧制御が行われる領域については、上述したように、内燃機関の始動時及び燃料温度が低下している状態である。一方、第２の制御モードでレール圧制御が行われる領域以外で、第３の制御モード又は第１の制御モードが行われる制御領域は、それぞれの特性を考慮すると、例えば図５に示すように設定される。図５の縦軸は要求される主噴射量を表し、横軸は内燃機関の回転数を表している。
　この図５に示すように、第１の制御モードによるレール圧制御は、基本的には内燃機関の回転数が所定値を超えた領域で行われるようになっている。高圧ポンプからコモンレールへの圧送回数が多ければ、圧送量を調節することによるレール圧の制御を安定的に行うことができるとともに、必要なときに必要な量の高圧燃料がコモンレールに圧送されるようになるため燃費の効率化が図られる。
　一方、内燃機関の回転数が所定値を越えていても、要求される主噴射量が少ない領域においては、第１の制御モードによってレール圧制御が行われるようになっている。この領域は、例えば、内燃機関が低負荷運転状態である場合や、通常運転状態からアクセル操作量を急にゼロに戻した場合を意味している。具体的には、例えば、第３の制御モードでレール圧制御が行われている運転状態でアクセルを急に戻したときに、速やかにレール圧を低下させたいにもかかわらず、流量制御弁の制御のみでは減圧性が悪いため、第１の制御モードに移行して圧力制御弁による減圧制御を同時に行うようにしている。このとき、一時的に第２の制御モードに切り換えることも考えられるが、流量制御弁と圧力制御弁とは全く同じ構成の電磁制御弁ではないため、第２の制御モードから第３の制御モード、あるいはその逆に制御モードが切り換えられる過渡期にはレール圧が暴れるおそれがあるため、２つの制御モードの中間的な制御モードである第１の制御モードに移行するようになっている。
（３）流量制御弁の開度の調節
　ここで、ディーゼルエンジンへの燃料噴射は、エンジンを駆動させる主噴射以外にも様々なパターンでの補助噴射が行われている。この補助噴射は、ディーゼルエンジンの燃焼性を改善や、排気温度の上昇を目的として行われるもの以外にも、上述したように、ディーゼルエンジンが搭載される車両が排気後処理部材を備えている場合での、排気後処理部材に関連した補助噴射が含まれる。
　図６は、ディーゼルエンジンの１サイクル中に行われる噴射パターンの一例を示しており、横軸が時間、縦軸が単位時間当たりの噴射量（噴射率）を表している。この噴射パターンの例は、主噴射の前に１回の前行程噴射が行われ、主噴射の後に２回の後行程噴射が行われるようになっている。
　このうち、１回行われる前行程噴射は、例えば、主噴射の前に微量の燃料を噴射し、燃焼室内に燃料を予混合しておくことによって、主噴射が行われたときの燃焼効率を高めることにより、ＰＭの減少や燃焼騒音の低減を図るために行われる。また、第１の後行程噴射は、例えば、主噴射に対して近接した時期に行われ、拡散燃焼を活発化させることによって主噴射により発生したＰＭを低減するために行われる。さらに、第２の後行程噴射は、例えば、上述した排気後処理装置に関連して行われる噴射であり、パティキュレートフィルタの再生や還元触媒の活性化、ＮＯXの還元成分の増加を目的として行われる。
　ただし、いずれの補助噴射についても、すべてのサイクルにおいて必ず行われるものではなく、ＥＣＵや排気後処理装置の制御装置の指示にしたがい、必要に応じて必要な量の補助噴射が行われるようになっている。このうち、排気後処理装置に関連して行われる第２の後行程噴射は、排気後処理装置の規模によっては、他の前行程噴射及び第１の後行程噴射と比較して噴射量が多くされる傾向がある。そのため、第２の後行程噴射は、他の補助噴射に比べて、レール圧の変動に比較的大きな影響を与えるようになっている。
　そのため、本実施形態では、第１の制御モードにおいて制御される流量制御弁及び圧力制御弁のうち、流量制御弁の開度を制御するにあたり、主噴射量及び圧力制御弁からの高圧燃料の放出量をベースとして、補助噴射の有無に応じてコモンレールへの圧送量が調節されるように、加圧室への低圧燃料の供給量が制御されるようになっている。
　上述したように、第１の制御モードにおいては、流量制御弁による低圧燃料の流量制御と併せて圧力制御弁による減圧制御も行われるため、目標レール圧を達成するために必要な流量以上の高圧燃料がコモンレールに圧送されるようになっている。高圧燃料の圧送量の増加は、主として高圧ポンプからの高圧燃料の圧送量とレール圧とによって影響される高圧ポンプの駆動トルクの上昇につながることから、第１の制御モードにおいては、駆動トルクに関して言えば、必要以上に大きくなっているとも考えられる。
　このとき、駆動トルクを低減する方法として、低負荷運転時やオーバーラン時等、主噴射量が少ない領域で選択される第１の制御モードであれば、コモンレールの目標レール圧を低下させることも考えられる。ただし、第１の制御モードでの目標レール圧を低下させると、第３の制御モードと第１の制御モードとが繰返し切り換えられた場合等に、レール圧の最大値と最小値との振幅幅が大きくなってコモンレールや高圧ポンプ、燃料噴射弁等をはじめとする高圧にさらされるあらゆる部品の耐久性に影響を与えるおそれがある。そのため、本実施形態では第１の制御モードにおいて、様々な噴射パターンに応じて必要な量の低圧燃料が必要なときにコモンレールに圧送されるように制御を行うことによって、必要以上に駆動トルクが増加することがないようにされている。
（４）流量制御弁の開度の設定ロジック
　図７は、本実施形態の燃料噴射装置の制御装置（ＥＣＵ）の構成のうち、第１の制御モードが選択された場合に流量制御弁の開度が決定されるまでのロジックが設定された部分について、機能的なブロックに表された構成例が示されている。本実施形態のＥＣＵにおいては、加圧室への低圧燃料の充填率の概念を用いて流量制御弁の開度が決定されるようになっている。
　この図７のＥＣＵの例では、まず、主噴射用基本充填率演算部（図中「mainFRa演算」と表記。）において、内燃機関の回転数信号Neと要求される主噴射量及び前行程噴射量の合計量Qm+pとを読み込み、充填率マップＭ１を基にして、基本レール圧下における基本充填率mainFRaを求める。このマップＭ１は、エンジン回転数Neと主噴射量及び前行程噴射量の合計量Qm+pとを基にしてベースとなる基本レール圧下での基本充填率mainFRaを規定した充填率マップである。ベースとなる基本レール圧は特に限定されるものではなく、制御が行われるレール圧の範囲によって設定することができる。また、このときの基本充填率mainFRaは、圧力制御弁を介して放出される高圧燃料の流量や、燃料噴射弁の背圧制御によって放出される高圧燃料の流量、その他潤滑用の燃料として流出する燃料のリーク量も加算されて求められるようになっている。すなわち、第１の制御モードにおいては、所定量の高圧燃料を圧力制御弁を介して放出するように設定されており、実レール圧が所定値以下にならないように放出量も加算してコモンレールへの圧送量が決定されるようになっている。
　また、並行して、主噴射用補正係数演算部（図中「係数演算」と表記。）において、内燃機関の回転数信号Neと圧力センサによって検出される実レール圧Prrとを読み込み、レール圧係数マップＭ２を基にして、基本充填率mainFRaに積算する係数を求める。マップＭ１はベースとなる基本レール圧下での充填率であり、マップＭ２は、レール圧の変化に応じた係数を定めるための係数マップＭ２となっている。
　そして、主噴射用必要充填率演算部（図中「mainFR演算」と表記。）において、算出された係数をベースとなる基本充填率mainFRaに掛け合わせることにより、実レール圧下における、主噴射及び前行程噴射に必要な充填率mainFRが求められる。このように、実レール圧による係数を掛け合わせるのは、コモンレールの実レール圧と加圧室内の圧力とのバランスによって、高圧ポンプからの圧送量が変動するためである。
　同様にして、第１の後行程噴射用基本充填率演算部（図中「post1FRa演算」と表記。）で、内燃機関の回転数信号Neと要求される第１の後行程噴射量Q_post1とを読み込み、充填率マップＭ３を基にして、基本レール圧下における基本充填率post1FRaを求めるとともに、第１の後行程噴射用補正係数演算部（図中「係数演算」と表記。）で補正係数を求めた後、第１の後行程噴射用必要充填率演算部（図中「post1FR演算」と表記。）において、実レール圧下での第１の後行程噴射に必要な充填率post1FRを求める。
　さらに、第２の後行程噴射用基本充填率演算部（図中「post2FRa演算」と表記。）で、内燃機関の回転数信号Neと要求される第２の後行程噴射量Q_post2とを読み込み、充填率マップＭ５を基にして、基本レール圧下における基本充填率post2FRaを求めるとともに、第２の後行程噴射用補正係数演算部（図中「係数演算」と表記。）で補正係数を求めた後、第２の後行程噴射用必要充填率演算部（図中「post2FR演算」と表記。）において、実レール圧下での第２の後行程噴射に必要な充填率post2FRを求める。
　その後、目標充填率演算部（図中「tgtFR演算」と表記。）において、それぞれ求められた必要充填率mainFR、post1FR、post2FRが合算され、目標充填率tgtFRが算出される。
　次いで、目標充填量演算部（図中「tgtVOL演算」と表記。）において、目標充填率tgtFRを、当該目標充填率tgtFRに見合う目標充填量tgtVOLに置き換えるとともに、現在充填量演算部（図中「nVOL演算」と表記。）において、目標充填量の前回値から高圧ポンプからの高圧燃料の圧送量の前回値を減算して現在充填量nVOLを算出する。その後、必要充填量演算部（図中「dmdVOL演算」と表記。）において、目標充填量tgtVOLから現在充填量nVOLを減算することにより、必要充填量dmdVOLが求められる。
　このとき、加圧室に供給される燃料の温度によって燃料の体積が変動し、必要充填量が変化することから、必要充填量dmdVOLの演算結果の精度を向上させるために、温度と充填量との関係を示すマップをあらかじめ格納しておき、当該温度に応じて必要充填量dmdVOLを補正するようにしてもよい。
　この必要充填量dmdVOLが求められると、流量制御弁の開度設定部（図中「MeUn開度設定」と表記。）において、低圧フィードポンプからの圧送量をもとにして流量制御弁の開度が設定される。
　このようにして、本実施形態の例によれば、主噴射に必要とされる噴射量をベースに、補助噴射が行われるときには補助噴射量も加算した上で、その都度低圧燃料の目標充填量tgtVOLと現在充填量nVOLとの差分を求めることにより、加圧室に供給すべき低圧燃料の必要充填量dmdVOLが求められる。その結果、この供給すべき必要充填量dmdVOLに応じて流量制御弁の開度を制御することができるため、必要なときに必要な量の低圧燃料が加圧室に供給され、その結果、必要な量の高圧燃料がコモンレールに対して圧送されるようになる。したがって、レール圧の振幅幅が大きくなることによるコモンレールの耐久性の低下を阻止しつつ、コモンレールへの高圧燃料の圧送量が必要以上に多くなることを防いで、駆動トルクの増大が防止される。
（５）レール圧制御の具体例
　次に、図８を参照しながら、本実施形態のＥＣＵによって実行される、オーバーラン時のレール圧制御を例にとって具体的に説明する。
　この制御の例は、車両のアクセルが所定量踏み込まれ、エンジン回転数が２，５００回転で走行している最中に、急激にアクセルが戻されてオーバーラン状態に入った後、再びアクセルが踏み込まれたときの制御モード及び流量制御弁、圧力制御弁の制御の推移を示している。
　t0からt1までの期間、車両は通常運転で走行中であり、アクセル操作量は８０％で第３の制御モードでレール圧制御が行われ、圧力制御弁は全閉にされる一方、流量制御弁の開度が８０％となっている。この状態においては、目標レール圧が比較的高く、また、コモンレールに圧送される高圧燃料の流量も大きいため、駆動トルクが大きくなっている。
　t1の時点でアクセルが戻されオーバーラン状態に入ると目標レール圧は低下する。以後のt1からt2の期間は、レール圧制御は第３の制御モードから第１の制御モードに移行し、圧力制御弁が所定割合開かれる一方、流量制御弁の開度が絞られる。第３の制御モードから第１の制御モードに切り換えられると、流量制御弁を絞ることによるコモンレールへの高圧燃料の圧送量の低下だけではなく、圧力制御弁による高圧燃料の放出も行われるため、実レール圧は速やかに低下させられる。ただし、圧力制御弁は全開にされるわけではない。
　このとき、第１の制御モードを備えておらず、流量制御弁のみによるレール圧制御（第３の制御モード）から圧力制御弁のみによるレール圧制御（第２の制御モード）に直接切換えられた場合には、レール圧を制御する主体がいきなり異なる弁に変わるためにレール圧が暴れるおそれがある。これに対し、本実施形態のように、流量制御弁及び圧力制御弁によるレール圧制御（第１の制御モード）が実行可能であれば、レール圧を制御する主体がいきなり異なる弁に切換えられることがなく、ランプ機能をもたせることができる。したがって、制御モードが移行する際にレール圧が暴れることがないようになっている。
　その後、t2～t3の期間は、流量制御弁及び圧力制御弁にレール圧制御の負担が分散され、目標レール圧に応じて、流量制御弁による加圧室への供給量と、圧力制御弁による高圧燃料の放出量とを同時にバランスよくフィードバック制御する。このときの圧力制御弁は全開になるわけではなく、また、流量制御弁も全閉になるわけではない。
　この第１の制御モードによってレール圧制御を行っている間においては、加圧室への低圧燃料の充填量が調節できるようになっているため、内燃機関がオーバーラン状態で、かつ、後行程噴射が行われない場合には、レール圧を低下させることなく駆動トルクを抑えることができる。すなわち、流量制御弁の開度は、主噴射量をベースに補助噴射量の有無も考慮して、必要なときに必要な量の高圧燃料がコモンレールに圧送されるように制御されるため、レール圧を低下させることなく駆動トルクの上昇が抑えられるようになる。したがって、レール圧の振幅幅が小さく抑えられるとともに燃費の改善が図られる。
　そして、t3の時点で再びアクセルが踏まれると目標レール圧が再び上昇し、t4以降は再び第３の制御モードによるレール圧制御が行われる。第１の制御モードから第３の制御モードに切り換えられる過渡期においても、レール圧が暴れることのないようになっている。
　以上説明した内燃機関の燃料噴射装置の制御方法及び制御装置によれば、流量制御弁及び圧力制御弁の同時制御を行いレール圧制御を行う第１の制御モードを実行する際に、補助噴射が実行されないにもかかわらず高圧燃料が無駄にコモンレールに圧送されることがなくなり、第１の制御モード中での高圧ポンプの駆動トルクを低減させることができるとともに、燃費の改善が図られる。また、駆動トルクを低減させるために目標レール圧を低下させるものではないため、レール圧の振幅幅が大きくなることがなくなり、コモンレールはもちろんのこと、高圧ポンプや燃料噴射弁等をはじめとする高圧にさらされるあらゆる部品の耐久性の低下も防がれる。

Claims (9)

  1. 　高圧ポンプで加圧した高圧燃料を内燃機関の燃料噴射部が接続されたコモンレールに圧送し、前記燃料噴射部から前記内燃機関に前記燃料を噴射する内燃機関の燃料噴射装置であって、前記高圧ポンプの上流側で前記高圧ポンプの加圧室への燃料供給量を調節する第１の弁と、前記高圧ポンプの下流側で前記高圧燃料の放出量を調節する第２の弁と、を用いて前記コモンレールのレール圧を調節する内燃機関の燃料噴射装置の制御方法において、
    　少なくとも前記第１の弁及び前記第２の弁をともに閉ループで制御する制御モードでのレール圧制御が可能になっており、
    　前記制御モードで前記レール圧制御を行うにあたり、前記内燃機関への主噴射に必要な燃料噴射量及び前記第２の弁からの前記高圧燃料の放出量を基本として前記主噴射以外の補助噴射の有無に応じて前記第１の弁の開度を調節することを特徴とする内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  2. 　前記内燃機関は排気浄化部材を備えた車両の内燃機関であり、前記補助噴射は、前記排気浄化部材の再生又は活性化を行うために前記主噴射の後に行われる後噴射を含むことを特徴とする請求の範囲の第１項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  3. 　前記第２の弁の開度を、前記コモンレールの実レール圧が所定値以上に維持される範囲で制御することを特徴とする請求の範囲の第１項又は第２項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  4. 　前記第２の弁の開度を制御する範囲を規定する前記実レール圧の所定値は、生じうる前記実レール圧の最大値との差が所定値未満となるように規定されることを特徴とする請求の範囲の第３項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  5. 　前記制御モードは、前記内燃機関の回転数が所定の基準回転数以上であり、かつ、前記主噴射に必要な燃料噴射量が所定の基準噴射量以下のときに行われることを特徴とする請求の範囲の第１項～第４項のいずれか一項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  6. 　前記制御モードは、前記内燃機関の低負荷運転時又はオーバーラン時に選択されることを特徴とする請求の範囲の第１項～第５項のいずれか一項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  7. 　前記高圧ポンプへ供給される燃料温度を検出し、検出される前記燃料温度に応じて前記燃料供給量の補正を行うことを特徴とする請求の範囲の第１項～第６項のいずれか一項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  8. 　前記制御モードを第１の制御モードとしたときに、前記第１の制御モード以外に、
    　前記第１の弁を開ループで制御するとともに前記第２の弁を閉ループで制御する第２の制御モード、または、
    　前記第１の弁を閉ループで制御するとともに前記第２の弁を開ループで制御する第３の制御モード、
    　のうちの少なくとも一つの制御モードを備え、いずれかの制御モードによる前記レール圧制御が選択的に実行可能であることを特徴とする請求の範囲の第１項～第７項のいずれか一項に記載の内燃機関の燃料噴射装置の制御方法。
  9. 　請求の範囲の第１項～第８項のいずれか一項に記載された内燃機関の燃料噴射装置の制御方法を実行可能な内燃機関の燃料噴射装置の制御装置。
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