WO2010035342A1 - 内燃機関の燃料噴射制御装置 - Google Patents

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WO2010035342A1
WO2010035342A1 PCT/JP2008/067633 JP2008067633W WO2010035342A1 WO 2010035342 A1 WO2010035342 A1 WO 2010035342A1 JP 2008067633 W JP2008067633 W JP 2008067633W WO 2010035342 A1 WO2010035342 A1 WO 2010035342A1
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injection
fuel
main injection
divided main
combustion
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PCT/JP2008/067633
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灘　光博
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トヨタ自動車株式会社
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    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a fuel injection control device for an internal combustion engine represented by a diesel engine.
  • the present invention relates to measures for optimizing the injection mode when the main injection from the fuel injection valve (hereinafter sometimes referred to as main injection) is divided into a plurality of divided main injections.
  • a fuel injection valve (hereinafter referred to as an injector) may be used depending on the engine speed, accelerator operation amount, cooling water temperature, intake air temperature, and the like.
  • the fuel injection control for adjusting the fuel injection timing and the fuel injection amount is performed.
  • the combustion of the diesel engine consists of premixed combustion and diffusion combustion.
  • a combustible mixture is first generated by vaporization and diffusion of fuel (ignition delay period).
  • this combustible air-fuel mixture self-ignites almost simultaneously in several places in the combustion chamber, and the combustion proceeds rapidly (premixed combustion).
  • fuel injection into the combustion chamber is continued, and combustion is continuously performed (diffusion combustion). Thereafter, since unburned fuel exists even after the fuel injection is completed, heat generation is continued for a while (afterburn period).
  • Patent Document 1 and Patent Document 2 disclose that after injection is performed after main injection, and smoke is reburned together with fuel injected by the after injection. Has been. JP 2002-242744 A JP 2005-233163 A JP 2001-55950 A
  • the fuel injection timing and the fuel injection amount for reducing the smoke as described above have been acquired through trial and error by adapting (building an injection pattern suitable for each engine type).
  • the main injection and the after injection are executed by the above trial and error, and the fuel injection timing (for example, the retard amount of the main injection) and the fuel injection amount (for example, the injection amount in the after injection) that can reduce the smoke are adapted values. I was only getting as.
  • Smoke is generated in a situation where the amount of oxygen is insufficient in the combustion field, and when smoke is generated by the combustion of the fuel injected in the main injection, the state of oxygen is already insufficient in the combustion field. ing.
  • the injection period in the main injection becomes long and the cylinder
  • the main injection may still be continued when the spray (combustion field) that moves in the circumferential direction along the swirl flow generated in the gas flows to the position facing the injection hole on the downstream side of the swirl flow There is.
  • the spray combustion field
  • fuel newly injected from the injection hole is superimposed on the combustion field, resulting in insufficient oxygen in the combustion field and smoke.
  • Patent Document 3 discloses that the main injection is divided into a plurality of divided main injections.
  • Patent Document 3 describes that “the combustion state can be significantly improved by the division control of the main injection, so that a sudden increase in smoke can be prevented”.
  • the injection mode of the divided main injection after the first time is not optimized, and there is no change in the situation in which the generation of smoke is a concern.
  • the present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to provide a compression self-ignition internal combustion engine that can execute by dividing main injection (main injection) in exhaust gas.
  • An object of the present invention is to provide a fuel injection control device capable of reducing the amount of smoke generated.
  • the solution principle of the present invention taken to achieve the above object is that when the main injection is executed by a plurality of divided main injections, the injection region of the fuel injected in each divided main injection is defined as the outer periphery of the combustion chamber. By switching between the side region and the inner peripheral region, fuel is supplied to the combustion field where a sufficient oxygen concentration is ensured, and the generation of smoke in the combustion field can be suppressed.
  • the present invention includes a fuel injection valve having an injection hole facing the combustion chamber, and a compression self-ignition internal combustion engine capable of executing main injection as a plurality of divided main injections as an injection pattern of the fuel injection valve
  • the fuel injection control device is assumed.
  • the fuel injection control device of the internal combustion engine when the divided main injection is executed, the flight distance of the fuel in each divided main injection is made different so that each combustion field of the fuel injected in each divided main injection is changed.
  • Divided main injection control means for setting different distances from the fuel injection valve is provided.
  • the combustion field generated by these fuels is also generated from the fuel injection valve. It is divided into a combustion field in a far region and a combustion field in a region near the fuel injection valve. For this reason, in any combustion field, fuel is supplied to a region where a sufficient amount of oxygen is obtained, and it is avoided that the amount of oxygen is insufficient in each combustion field. Smoke generation due to main injection can be suppressed.
  • the fuel injection amount in the divided main injection executed in advance is set to an amount that does not generate smoke in the combustion field of the injected fuel
  • the fuel injection amount in the divided main injection that is executed subsequent to the preceding divided main injection is a region where the supply region of the injected fuel is different from the combustion field of the fuel injected in the preceding divided main injection.
  • the amount is set so that smoke does not occur in that region.
  • the divided main injection that increases the flight distance by increasing the opening area of the injection hole of the fuel injection valve;
  • each combustion field of the fuel injected in each divided main injection is set to a different region from each other. I have to.
  • the opening area of the fuel injection valve is set longer by setting the opening period of the fuel injection valve longer, whereas in the divided main injection that shortens the flight distance, the fuel injection valve is opened.
  • the opening area of the injection hole is reduced by setting the period short.
  • the flight distance of the fuel can be changed relatively easily, and the practicality of the present invention can be improved.
  • each divided main injection subsequent to the first divided main injection is divided into the divided main injections having a later injection timing.
  • the opening area of the injection hole of the fuel injection valve is made smaller so that the flight distance of the fuel becomes shorter.
  • the flight distance becomes shorter as the fuel is injected by the divided main injection whose injection timing is later. That is, when the main injection is performed by three or more divided main injections, the combustion field of the fuel injected by each divided main injection can be set in different regions.
  • the interval from the time when the preceding divided main injection is stopped to the time when the subsequent divided main injection is started is set by the shortest open / close period of the fuel injection valve.
  • the respective injection regions are switched by making the flight distances of the fuels injected in the respective divided main injections different from each other. For this reason, fuel can be supplied to the combustion field where a sufficient oxygen concentration is ensured, the occurrence of smoke in the combustion field can be suppressed, and exhaust emission can be greatly improved. .
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine and its control system according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral portion.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 4 is a waveform diagram showing a change state of the heat generation rate during the expansion stroke.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a fuel pressure setting map referred to when determining the target fuel pressure according to the embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram showing a change in heat generation rate and a fuel injection pattern during the execution period of the pre-injection and the main injection according to the first embodiment.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine and its control system according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral portion.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 7 is a diagram showing a ⁇ T map showing changes in the gas temperature of the combustion field and the equivalence ratio when each divided main injection is performed.
  • FIG. 8 is a diagram showing changes in the fuel evaporation rate and the oxygen supply rate in the combustion field.
  • FIG. 9 is a plan view showing a state of spray in the cylinder when each divided main injection is performed in the first embodiment.
  • FIG. 10 is a view corresponding to FIG. 6 in the second embodiment.
  • FIG. 11 is a view corresponding to FIG. 9 in the second embodiment.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine 1 and its control system according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the combustion chamber 3 of the diesel engine and its periphery.
  • the engine 1 is configured as a diesel engine system having a fuel supply system 2, a combustion chamber 3, an intake system 6, an exhaust system 7 and the like as main parts.
  • the fuel supply system 2 includes a supply pump 21, a common rail 22, an injector (fuel injection valve) 23, a shutoff valve 24, a fuel addition valve 26, an engine fuel passage 27, an addition fuel passage 28, and the like.
  • the supply pump 21 pumps fuel from the fuel tank, makes the pumped fuel high pressure, and supplies it to the common rail 22 via the engine fuel passage 27.
  • the common rail 22 has a function as a pressure accumulation chamber that holds (accumulates) the high-pressure fuel supplied from the supply pump 21 at a predetermined pressure, and distributes the accumulated fuel to the injectors 23.
  • the injector 23 includes a piezoelectric element (piezo element) therein, and is configured by a piezo injector that is appropriately opened to supply fuel into the combustion chamber 3. Details of the fuel injection control from the injector 23 will be described later.
  • the supply pump 21 supplies a part of the fuel pumped up from the fuel tank to the fuel addition valve 26 via the addition fuel passage 28.
  • the added fuel passage 28 is provided with the shutoff valve 24 for shutting off the added fuel passage 28 and stopping fuel addition in an emergency.
  • the fuel addition valve 26 is configured so that the fuel addition amount to the exhaust system 7 becomes a target addition amount (addition amount that makes the exhaust A / F become the target A / F) by an addition control operation by the ECU 100 described later.
  • it is constituted by an electronically controlled on-off valve whose valve opening timing is controlled so that the fuel addition timing becomes a predetermined timing. That is, a desired fuel is injected and supplied from the fuel addition valve 26 to the exhaust system 7 (from the exhaust port 71 to the exhaust manifold 72) at an appropriate timing.
  • the intake system 6 includes an intake manifold 63 connected to an intake port 15a formed in the cylinder head 15 (see FIG. 2), and an intake pipe 64 constituting an intake passage is connected to the intake manifold 63. Further, an air cleaner 65, an air flow meter 43, and a throttle valve 62 are arranged in this intake passage in order from the upstream side. The air flow meter 43 outputs an electrical signal corresponding to the amount of air flowing into the intake passage via the air cleaner 65.
  • the exhaust system 7 includes an exhaust manifold 72 connected to an exhaust port 71 formed in the cylinder head 15, and exhaust pipes 73 and 74 constituting an exhaust passage are connected to the exhaust manifold 72.
  • a maniverter (exhaust gas purification device) 77 including a NOx storage catalyst (NSR catalyst: NOx Storage Reduction catalyst) 75 and a DPNR catalyst (Diesel Particle-NOx Reduction catalyst) 76 is disposed in the exhaust passage.
  • NSR catalyst NOx Storage Reduction catalyst
  • DPNR catalyst Diesel Particle-NOx Reduction catalyst
  • the NSR catalyst 75 is an NOx storage reduction catalyst.
  • alumina Al 2 O 3
  • Alkali metal such as barium (Ba), alkaline earth such as calcium (Ca), rare earth such as lanthanum (La) and yttrium (Y), and noble metal such as platinum (Pt) were supported. It has a configuration.
  • the NSR catalyst 75 occludes NOx in a state where a large amount of oxygen is present in the exhaust gas, has a low oxygen concentration in the exhaust gas, and a large amount of reducing component (for example, an unburned component (HC) of the fuel).
  • reducing component for example, an unburned component (HC) of the fuel.
  • NOx is reduced to NO 2 or NO and released.
  • NO NOx released as NO 2 or NO the N 2 is further reduced due to quickly reacting with HC or CO in the exhaust.
  • HC and CO are oxidized to H 2 O and CO 2 by reducing NO 2 and NO. That is, by appropriately adjusting the oxygen concentration and HC component in the exhaust gas introduced into the NSR catalyst 75, HC, CO, and NOx in the exhaust gas can be purified.
  • the oxygen concentration and HC component in the exhaust gas can be adjusted by the fuel addition operation from the fuel addition valve 26.
  • the DPNR catalyst 76 is, for example, a NOx occlusion reduction catalyst supported on a porous ceramic structure, and PM in the exhaust gas is collected when passing through the porous wall. Further, when the air-fuel ratio of the exhaust gas is lean, NOx in the exhaust gas is stored in the NOx storage reduction catalyst, and when the air-fuel ratio becomes rich, the stored NOx is reduced and released. Further, the DPNR catalyst 76 carries a catalyst that oxidizes and burns the collected PM (for example, an oxidation catalyst mainly composed of a noble metal such as platinum).
  • a cylinder block 11 constituting a part of the engine body is formed with a cylindrical cylinder bore 12 for each cylinder (four cylinders), and a piston 13 is formed inside each cylinder bore 12. Is accommodated so as to be slidable in the vertical direction.
  • the combustion chamber 3 is formed above the top surface 13 a of the piston 13. That is, the combustion chamber 3 is defined by the lower surface of the cylinder head 15 attached to the upper part of the cylinder block 11 via the gasket 14, the inner wall surface of the cylinder bore 12, and the top surface 13 a of the piston 13.
  • a cavity (concave portion) 13 b is formed in a substantially central portion of the top surface 13 a of the piston 13, and this cavity 13 b also constitutes a part of the combustion chamber 3.
  • the piston 13 has a small end portion 18a of a connecting rod 18 connected by a piston pin 13c, and a large end portion of the connecting rod 18 is connected to a crankshaft which is an engine output shaft.
  • a glow plug 19 is disposed toward the combustion chamber 3.
  • the glow plug 19 functions as a start-up assisting device that is heated red when an electric current is applied immediately before the engine 1 is started and a part of the fuel spray is blown onto the glow plug 19 to promote ignition and combustion.
  • the cylinder head 15 is formed with an intake port 15a for introducing air into the combustion chamber 3 and an exhaust port 71 for discharging exhaust gas from the combustion chamber 3, and an intake valve for opening and closing the intake port 15a. 16 and an exhaust valve 17 for opening and closing the exhaust port 71 are provided.
  • the intake valve 16 and the exhaust valve 17 are disposed to face each other with the cylinder center line P interposed therebetween. That is, the engine 1 is configured as a cross flow type.
  • the cylinder head 15 is provided with the injector 23 that directly injects fuel into the combustion chamber 3.
  • the injector 23 is disposed at a substantially upper center of the combustion chamber 3 in a standing posture along the cylinder center line P, and injects fuel introduced from the common rail 22 toward the combustion chamber 3 at a predetermined timing. It has become.
  • the engine 1 is provided with a supercharger (turbocharger) 5.
  • the turbocharger 5 includes a turbine wheel 52 and a compressor wheel 53 that are connected via a turbine shaft 51.
  • the compressor wheel 53 is disposed facing the intake pipe 64, and the turbine wheel 52 is disposed facing the exhaust pipe 73.
  • the turbocharger 5 performs a so-called supercharging operation in which the compressor wheel 53 is rotated using the exhaust flow (exhaust pressure) received by the turbine wheel 52 to increase the intake pressure.
  • the turbocharger 5 in the present embodiment is a variable nozzle type turbocharger, and a variable nozzle vane mechanism (not shown) is provided on the turbine wheel 52 side. By adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism, the engine 1 supercharging pressure can be adjusted.
  • the intake pipe 64 of the intake system 6 is provided with an intercooler 61 for forcibly cooling the intake air whose temperature has been raised by supercharging in the turbocharger 5.
  • the throttle valve 62 provided further downstream than the intercooler 61 is an electronically controlled on-off valve whose opening degree can be adjusted steplessly. It has a function of narrowing down the area and adjusting (reducing) the supply amount of the intake air.
  • the engine 1 is provided with an exhaust gas recirculation passage (EGR passage) 8 that connects the intake system 6 and the exhaust system 7.
  • the EGR passage 8 is configured to reduce the combustion temperature by recirculating a part of the exhaust gas to the intake system 6 and supplying it again to the combustion chamber 3, thereby reducing the amount of NOx generated.
  • the EGR passage 8 is opened and closed steplessly by electronic control, and the exhaust gas passing through the EGR passage 8 (recirculating) is cooled by an EGR valve 81 that can freely adjust the exhaust flow rate flowing through the passage.
  • An EGR cooler 82 is provided.
  • the air flow meter 43 outputs a detection signal corresponding to the flow rate (intake air amount) of the intake air upstream of the throttle valve 62 in the intake system 6.
  • the intake air temperature sensor 49 is disposed in the intake manifold 63 and outputs a detection signal corresponding to the temperature of the intake air.
  • the intake pressure sensor 48 is disposed in the intake manifold 63 and outputs a detection signal corresponding to the intake air pressure.
  • the A / F (air-fuel ratio) sensor 44 outputs a detection signal that continuously changes in accordance with the oxygen concentration in the exhaust gas downstream of the manipulator 77 of the exhaust system 7.
  • the exhaust temperature sensor 45 outputs a detection signal corresponding to the temperature of the exhaust gas (exhaust temperature) downstream of the manipulator 77 of the exhaust system 7.
  • the rail pressure sensor 41 outputs a detection signal corresponding to the fuel pressure stored in the common rail 22.
  • the throttle opening sensor 42 detects the opening of the throttle valve 62.
  • the ECU 100 includes a CPU 101, a ROM 102, a RAM 103, a backup RAM 104, and the like.
  • the ROM 102 stores various control programs, maps that are referred to when the various control programs are executed, and the like.
  • the CPU 101 executes various arithmetic processes based on various control programs and maps stored in the ROM 102.
  • the RAM 103 is a memory that temporarily stores calculation results in the CPU 101, data input from each sensor, and the like.
  • the backup RAM 104 is a non-volatile memory that stores data to be saved when the engine 1 is stopped, for example.
  • the CPU 101, the ROM 102, the RAM 103, and the backup RAM 104 are connected to each other via the bus 107 and to the input interface 105 and the output interface 106.
  • the input interface 105 is connected to the rail pressure sensor 41, the throttle opening sensor 42, the air flow meter 43, the A / F sensor 44, the exhaust temperature sensor 45, the intake pressure sensor 48, and the intake temperature sensor 49. Further, the input interface 105 includes a water temperature sensor 46 that outputs a detection signal corresponding to the cooling water temperature of the engine 1, an accelerator opening sensor 47 that outputs a detection signal corresponding to the depression amount of the accelerator pedal, and the engine 1. A crank position sensor 40 that outputs a detection signal (pulse) each time the output shaft (crankshaft) rotates by a certain angle is connected. On the other hand, the injector 23, the fuel addition valve 26, the throttle valve 62, the EGR valve 81, and the like are connected to the output interface 106.
  • the ECU 100 executes various controls of the engine 1 based on the outputs of the various sensors described above. Furthermore, the ECU 100 executes pilot injection, pre-injection, main injection (main injection), after-injection, and post-injection, which will be described later, as fuel injection control of the injector 23.
  • the pilot injection is an injection operation for injecting a small amount of fuel in advance prior to the main injection from the injector 23. That is, after the pilot injection is performed, the fuel injection is temporarily interrupted, and the compressed gas temperature (in-cylinder temperature) is sufficiently increased until the main injection is started to reach the fuel self-ignition temperature. This ensures good ignitability of the fuel injected in the main injection. That is, the pilot injection function in this embodiment is specialized for preheating in the cylinder. In other words, the pilot injection in this embodiment is an injection operation (preheating fuel supply operation) for preheating the gas in the combustion chamber 3.
  • the injection amount per pilot injection is set to the minimum limit injection amount (for example, 1.5 mm 3 ) of the injector 23, and the number of injections is set. This ensures the necessary total pilot injection amount.
  • the interval of pilot injection that is dividedly injected is determined by the responsiveness of the injector 23 (speed of opening and closing operation). This interval is set to 200 ⁇ s, for example.
  • the injection start timing of the pilot injection is set, for example, at a crank angle and after 80 ° before compression top dead center (BTDC) of the piston 13. Note that the injection amount, interval, and injection start timing per pilot injection are not limited to the above values.
  • Pre-injection is an injection operation in which a small amount of fuel is injected in advance prior to main injection from the injector 23.
  • the pre-injection is an injection operation for suppressing the ignition delay of the fuel due to the main injection and leading to stable diffusion combustion, and is also called sub-injection.
  • the pre-injection in the present embodiment has not only a function of suppressing the initial combustion speed by the main injection described above but also a preheating function of increasing the in-cylinder temperature.
  • the injection amount in the main injection for example, the pre-injection amount is set as 10%.
  • the ratio of the pre-injection amount to the total fuel injection amount is set according to the amount of heat required for preheating the inside of the cylinder.
  • the injection amount in the pre-injection is less than the minimum limit injection amount (1.5 mm 3 ) of the injector 23, and thus the pre-injection is not executed. It will be.
  • the fuel injection in the pre-injection may be performed by the minimum limit injection amount (1.5 mm 3 ) of the injector 23.
  • the total injection amount of the pre-injection is required to be at least twice the minimum limit injection amount of the injector 23 (for example, 3 mm 3 or more), it is necessary for this pre-injection by executing a plurality of pre-injections. The total injection amount is secured. Thereby, the ignition delay of the pre-injection can be suppressed, the initial combustion speed by the main injection can be surely suppressed, and the stable diffusion combustion can be led.
  • the cylinder is sufficiently preheated by the pilot injection and the pre-injection.
  • main injection which will be described later, is started by this preheating, the fuel injected by the main injection is immediately exposed to a temperature environment equal to or higher than the self-ignition temperature, and thermal decomposition proceeds. After the injection, combustion starts immediately. Will be.
  • fuel ignition delays in diesel engines include physical delays and chemical delays.
  • the physical delay is the time required for evaporation / mixing of the fuel droplets and depends on the gas temperature of the combustion field.
  • the chemical delay is the time required for chemical bond decomposition and oxidation heat generation of fuel vapor. As described above, in the situation where the cylinder is sufficiently preheated, the physical delay can be minimized, and as a result, the ignition delay can be minimized.
  • the main injection is an injection operation (torque generation fuel supply operation) for generating torque of the engine 1.
  • the injection amount in the pre-injection is subtracted from the total fuel injection amount to obtain the required torque determined according to the operating state such as the engine speed, the accelerator operation amount, the coolant temperature, the intake air temperature, etc. Is set as the injection amount.
  • a total fuel injection amount that is the sum of the injection amount in the pre-injection and the injection amount in the main injection is calculated with respect to the torque request value of the engine 1. That is, the total fuel injection amount is calculated as an amount for generating the torque required for the engine 1.
  • the torque request value of the engine 1 is determined according to the engine speed, the amount of accelerator operation, the operating state such as the cooling water temperature, the intake air temperature, etc., and the usage status of auxiliary equipment. For example, the higher the engine speed (the engine speed calculated based on the detection value of the crank position sensor 40), the larger the accelerator operation amount (the accelerator pedal depression amount detected by the accelerator opening sensor 47). The higher the required accelerator torque of the engine 1, the higher the accelerator opening.
  • the ratio (division ratio) of the injection amount in the pre-injection with respect to the total fuel injection amount is set. That is, the pre-injection amount is set as an amount divided by the above-described division ratio with respect to the total fuel injection amount.
  • This division ratio (pre-injection amount) is obtained as a value that achieves both “suppression of fuel ignition delay by main injection” and “suppression of the peak value of the heat generation rate of combustion by main injection”. By suppressing these, it is possible to reduce the combustion noise and the amount of NOx generated while securing a high engine torque.
  • the division ratio is set to 10%.
  • After injection is an injection operation for increasing the exhaust gas temperature. Specifically, in this embodiment, after-injection is performed at a timing at which most of the combustion energy of the fuel supplied by this after-injection is obtained as exhaust heat energy without being converted into engine torque. I have to. Also in this after injection, as in the case of the pilot injection described above, this after injection is performed by performing a plurality of after injections with a minimum injection rate (for example, an injection amount of 1.5 mm 3 per injection). Therefore, the necessary total after injection amount is secured.
  • a minimum injection rate for example, an injection amount of 1.5 mm 3 per injection
  • the post-injection is an injection operation for directly introducing fuel into the exhaust system 7 to increase the temperature of the manipulator 77. For example, when the accumulated amount of PM trapped in the DPNR catalyst 76 exceeds a predetermined amount (for example, detected by detecting a differential pressure before and after the manipulator 77), post injection is performed. .
  • the fuel injection pressure at the time of executing each fuel injection described above is determined by the internal pressure of the common rail 22.
  • the common rail internal pressure generally, the target value of the fuel pressure supplied from the common rail 22 to the injector 23, that is, the target rail pressure, increases as the engine load (engine load) increases and the engine speed (engine speed) increases. It will be expensive. That is, when the engine load is high, the amount of air sucked into the combustion chamber 3 is large. Therefore, a large amount of fuel must be injected from the injector 23 into the combustion chamber 3, and therefore the injection from the injector 23 is performed. The pressure needs to be high.
  • the target rail pressure is generally set based on the engine load and the engine speed. A specific method for setting the target value of the fuel pressure will be described later.
  • the optimum values vary depending on the temperature conditions of the engine 1 and the intake air.
  • the ECU 100 adjusts the fuel discharge amount of the supply pump 21 so that the common rail pressure becomes equal to the target rail pressure set based on the engine operating state, that is, the fuel injection pressure matches the target injection pressure. To measure. Further, the ECU 100 determines the fuel injection amount and the fuel injection form based on the engine operating state. Specifically, the ECU 100 calculates the engine rotation speed based on the detection value of the crank position sensor 40 and obtains the depression amount (accelerator opening) to the accelerator pedal based on the detection value of the accelerator opening sensor 47. The total fuel injection amount (the sum of the injection amount in the pre-injection and the injection amount in the main injection) is determined based on the engine speed and the accelerator opening.
  • Base target pressure setting method In the diesel engine 1, it is important to simultaneously satisfy various requirements such as improvement of exhaust emission by reducing the amount of NOx generated, reduction of combustion noise during the combustion stroke, and sufficient securing of engine torque.
  • the inventor of the present invention can appropriately control the change state of the heat generation rate in the cylinder during the combustion stroke (change state represented by the heat generation rate waveform) as a method for simultaneously satisfying these requirements. Focusing on the effectiveness, we found a target fuel pressure setting method as described below as a method for controlling the change state of the heat generation rate.
  • the solid line in FIG. 4 shows an ideal heat generation rate waveform related to combustion of fuel injected by main injection, with the horizontal axis representing the crank angle and the vertical axis representing the heat generation rate.
  • FIG. 4 shows a heat release rate waveform when one main injection (the first divided main injection when a plurality of divided main injections are performed) is performed for easy understanding.
  • TDC in the figure indicates the crank angle position corresponding to the compression top dead center of the piston 13.
  • combustion of fuel injected by main injection is started from the compression top dead center (TDC) of the piston 13, and a predetermined piston position after the compression top dead center (for example, compression top dead center).
  • the heat generation rate reaches a maximum value (peak value) at 10 ° (at the time of ATDC 10 °), and a predetermined piston position after compression top dead center (for example, 25 ° after compression top dead center (ATDC 25 °)).
  • the combustion of the fuel injected in the main injection ends at the time). In order to end the combustion by this time, in the present embodiment, the fuel injection in the main injection is ended by 22 ° (ATDC 22 °) after the compression top dead center. If combustion of the air-fuel mixture is performed in such a state of change in heat generation rate, for example, 50% of the air-fuel mixture in the cylinder burns at 10 ° (ATDC 10 °) after compression top dead center. Completed status. That is, about 50% of the total heat generation amount in the expansion stroke is generated by ATDC 10 °, and the engine 1 can be operated with high thermal efficiency.
  • the waveform shown with a dashed-dotted line in FIG. 4 has shown the heat release rate waveform which concerns on combustion of the fuel injected by the said pre-injection.
  • the stable sequential combustion of the fuel injected by the main injection is realized.
  • the amount of heat of 10 [J] is generated by the combustion of the fuel injected by the pre-injection.
  • This value is not limited to this.
  • it is appropriately set according to the total fuel injection amount.
  • pilot injection is also performed prior to the pre-injection, thereby sufficiently increasing the in-cylinder temperature and ensuring good ignitability of the fuel injected in the main injection.
  • the waveform indicated by a two-dot chain line ⁇ in FIG. 4 is a heat generation rate waveform when the fuel injection pressure is set higher than an appropriate value, and both the combustion speed and the peak value are too high, and the combustion This is a state in which there is concern about an increase in sound and an increase in NOx generation.
  • the waveform indicated by the two-dot chain line ⁇ in FIG. 4 is a heat release rate waveform when the fuel injection pressure is set lower than the appropriate value, and the timing at which the combustion speed is low and the peak appears is greatly retarded. There is a concern that sufficient engine torque cannot be ensured by shifting to.
  • the target fuel pressure setting method is a technical idea that the combustion efficiency is improved by optimizing the change state of the heat generation rate (optimization of the heat generation rate waveform). It is based on. And in order to implement
  • FIG. 5 is a fuel pressure setting map that is referred to when determining the target fuel pressure in the present embodiment.
  • This fuel pressure setting map is stored in the ROM 102, for example.
  • the horizontal axis is the engine speed
  • the vertical axis is the engine torque.
  • Tmax in FIG. 5 indicates a maximum torque line.
  • an equal fuel injection pressure line (equal fuel injection pressure region) indicated by A to L in the figure is an equal power line (such as an output (power) obtained from the rotation speed and torque of the engine 1 (etc. Assigned to the output area. That is, in this fuel pressure setting map, the equal power line and the equal fuel injection pressure line are set to substantially coincide.
  • valve opening period injection rate waveform
  • the fuel injection quantity during the valve opening period can be defined. Control can be simplified and optimized.
  • a curve A in FIG. 5 is a line with an engine output of 10 kW, and a line with 30 MPa is allocated as the fuel injection pressure.
  • the curve B is a line with an engine output of 20 kW, and a line of 45 MPa is allocated to this as a fuel injection pressure.
  • Curve C is a line with an engine output of 30 kW, and a line of 60 MPa is allocated to this as a fuel injection pressure.
  • Curve D is a line with an engine output of 40 kW, and a line of 75 MPa is allocated to this as fuel injection pressure.
  • Curve E is a line with an engine output of 50 kW, and a line of 90 MPa is allocated to this as fuel injection pressure.
  • Curve F is a line with an engine output of 60 kW, and a line of 105 MPa is assigned to this as the fuel injection pressure.
  • a curve G is a line with an engine output of 70 kW, and a line of 120 MPa is assigned to this as a fuel injection pressure.
  • a curve H is a line having an engine output of 80 kW, and a line of 135 MPa is allocated as the fuel injection pressure.
  • Curve I is a line with an engine output of 90 kW, and a line of 150 MPa is allocated as the fuel injection pressure.
  • Curve J is a line with an engine output of 100 kW, and a line of 165 MPa is allocated to this as the fuel injection pressure.
  • a curve K is a line with an engine output of 110 kW, and a line of 180 MPa is assigned to this as a fuel injection pressure.
  • a curve L is a line having an engine output of 120 kW, and a line of 200 MPa is allocated as the fuel injection pressure.
  • each of the lines A to L is set so that the ratio of the change amount of the fuel injection pressure to the change amount of the engine output becomes smaller as the engine speed is in the low rotation region. That is, the interval between the lines is set wider in the low rotation region than in the high rotation region. The intervals between the lines may be set evenly.
  • the fuel injection pressure is not changed. Maintain the proper value of the fuel injection pressure set up to. In other words, the fuel injection pressure is not changed when the engine operating state changes along the equal fuel injection pressure line (corresponding to the equal power line), and the combustion mode with the ideal heat release rate waveform described above is used. To continue. In this case, it is possible to continuously satisfy various requests such as improvement of exhaust emission by reducing the amount of NOx generated, reduction of combustion noise during the expansion stroke, and sufficient securing of engine torque.
  • the fuel pressure setting map in the present embodiment there is a unique correlation between the output (power) of the engine 1 and the fuel injection pressure (common rail pressure), and the engine speed and engine torque are
  • fuel injection can be performed at an appropriate fuel pressure accordingly, and conversely, the engine output does not change even if the engine speed or engine torque changes
  • the fuel pressure is not changed from the proper value that has been set. This makes it possible to bring the heat generation rate change state closer to the ideal state over the entire engine operation region.
  • valve opening period of the injector 23 may be specified, and controllability can be improved.
  • this fuel pressure setting map having a unique correlation between the output (power) of the engine 1 and the fuel injection pressure (common rail pressure) is a systematic fuel pressure common to various engines. Since a setting method is constructed, it is possible to simplify the creation of a fuel pressure setting map for setting an appropriate fuel injection pressure according to the operating state of the engine 1.
  • the total main injection amount required for the main injection (from the total fuel injection amount for obtaining the required torque is The injection amount obtained by subtracting the injection amount in the pre-injection) is secured.
  • the feature of this embodiment is that the fuel injected in each divided main injection is set by setting the injection period in each divided main injection (the injection amount per divided main injection is correlated). The point is that the supply area of (spray) is switched.
  • segmentation main injection is demonstrated.
  • FIG. 6 shows the change in the heat generation rate and the fuel injection pattern in the cylinder during the execution period of the pre-injection and the main injection in the present embodiment, respectively.
  • FIG. 6 shows a case where three divided main injections are executed.
  • FIG. 7 shows a combustion field that is a region in which fuel is injected in the combustion chamber 3 (for example, in the combustion chamber 3 (more specifically, in the cavity 13b) in the case of the injector 23 having ten injection holes).
  • Is a map (generally called a ⁇ T map) showing changes in gas temperature at each of the 10 combustion fields in FIG.
  • the change of the combustion field environment (gas temperature and equivalence ratio of the combustion field) in each of the combustion field of the fuel and the fuel injected by the third divided main injection is indicated by arrows.
  • the smoke generation region is a region where the combustion field gas temperature is relatively high and the combustion field equivalent ratio is rich. Further, when the combustion field environment reaches the NOx generation region, NOx is generated in the exhaust gas. This NOx generation region is a region where the combustion field gas temperature is relatively high and the combustion field equivalent ratio is on the lean side.
  • the pre-injection is executed on the advance side with respect to the compression top dead center (TDC) of the piston 13 (the pre-injection start timing is set on the advance side with respect to the compression top dead center of the piston 13). End timing is set).
  • the main injection is executed by being divided into the first divided main injection, the second divided main injection, and the third divided main injection.
  • the first divided main injection is the most advanced main injection among the divided main injections.
  • the second divided main injection is a main injection that is retarded from the first divided main injection, and is set to be smaller than the injection amount in the first divided main injection.
  • the third divided main injection is a main injection that is more retarded than the second divided main injection, and is set to an injection amount substantially equal to the second divided main injection. The injection period for defining the injection amount of these divided main injections will be described later.
  • a predetermined interval is provided between the first divided main injection and the second divided main injection, and between the second divided main injection and the third divided main injection. That is, after executing the first divided main injection, the fuel injection is temporarily stopped (the injector 23 is shut off), and after a predetermined interval, the second divided main injection is started. Further, after the second divided main injection is executed, the fuel injection is temporarily stopped (the injector 23 is shut off), and after a predetermined interval, the third divided main injection is started.
  • This interval is set, for example, as the shortest valve closing period determined by the performance of the injector 23 (the shortest period from when the injector 23 is closed until the valve opening is started: 200 ⁇ s, for example). The interval of this divided main injection is not limited to the above value.
  • the first divided main injection starts the injection slightly on the advance side with respect to the compression top dead center (TDC) of the piston 13 and ends the injection on the retard side with respect to the compression top dead center of the piston 13.
  • TDC compression top dead center
  • the injection period of the first divided main injection is such that after the main injection is started, the evaporation rate of the fuel injected in the first divided main injection is the same as that in the combustion field where the fuel is supplied.
  • the first divided main injection is set as a period of time, and the main injection is temporarily stopped at this timing. That is, during the execution of the first divided main injection, the injection period is set so that the fuel evaporation rate in the combustion field does not become higher than the oxygen supply rate.
  • the inventor of the present invention analyzed in detail the state of smoke generation in the combustion field where the fuel injected by the main injection burns. Until now, it was thought that the presence or absence of smoke was determined by the relationship between the “fuel amount” and the “oxygen amount” existing in the combustion field, that is, the “fuel amount existing in the combustion field” "The amount of oxygen” was found to be incorrect when it was thought that smoke would be generated when the oxygen amount became insufficient. This will be specifically described below.
  • the fuel in the main injection is continuously supplied to the combustion field where the temperature has increased. For this reason, the fuel continuously supplied to this combustion field undergoes thermal decomposition as the temperature of the combustion field increases, and the fuel evaporation rate also increases.
  • the fuel evaporation rate is low, so that the amount of combustible mixture generated can be suppressed.
  • oxygen shortage in the combustion field hardly occurs and smoke is hardly generated.
  • the supplied fuel receives thermal energy from the combustion field and continuously thermally decomposes, and the combustion field is further heated by the combustion. For this reason, the fuel evaporation rate is increased at an accelerated rate, oxygen deficiency is likely to occur, and smoke is likely to be generated.
  • the inventor of the present invention greatly determines whether or not smoke is generated due to the main injection depending on the “fuel evaporation rate” and the “oxygen supply rate” in the combustion field in the combustion chamber (combustion). It was not influenced by the “fuel amount” and “oxygen amount” present in the field.
  • the “evaporation rate of the fuel” is an amount of vaporized fuel per unit time when the fuel injected into the combustion field is vaporized to such an extent that a combustible mixture can be formed, and the temperature of the combustion field. Is determined by the thermal decomposition rate of the fuel, which varies depending on
  • the “oxygen supply rate” is the amount of oxygen that contributes to the combustion of fuel per unit time in the combustion field, and is a value that depends on the oxygen density in the combustion field.
  • the state in which the fuel evaporation rate is higher than the oxygen supply rate means that the amount of combustion actually occurs in the combustion field compared to the amount of oxygen required to burn most of the vaporized fuel present in the combustion field. Therefore, it means a state that leads to a situation where the amount of oxygen supplied is insufficient.
  • the fuel evaporation rate is supplied to the oxygen in any of the 10 combustion fields in the combustion chamber 3.
  • the period during which the first divided main injection ends is set so as not to exceed the speed.
  • the fuel injection pressure (common rail pressure) is uniquely determined with respect to the output (power) of the engine 1 in accordance with the fuel pressure setting map. Therefore, during the injection period (the valve opening period of the injector 23). Depending on the setting, the fuel injection amount injected during the injection period of the first divided main injection is also determined. As a result, the end timing of the first divided main injection is defined as the fuel injection amount of the first divided main injection so that the fuel evaporation rate in the combustion field does not become higher than the oxygen supply rate. It will be prescribed.
  • the fuel evaporation rate in the combustion field does not become higher than the oxygen supply rate, which is caused by the fuel injected in the first divided main injection. Smoke will not occur.
  • the presence or absence of smoke due to the main injection greatly depends on the “fuel evaporation rate” and the “oxygen supply rate” in the combustion field in the cylinder. That is, when the “fuel evaporation rate” in the combustion field becomes larger than the “oxygen supply rate”, oxygen shortage (oxygen deficiency) occurs in this combustion field, and incomplete combustion of the air-fuel mixture occurs in the cylinder, resulting in smoke. Will occur.
  • the fuel evaporation rate in the combustion field does not become higher than the oxygen supply rate during the injection period of the first divided main injection, so that incomplete combustion due to lack of oxygen does not occur. Smoke resulting from split main injection does not occur.
  • FIG. 8 shows a change between the “fuel evaporation rate” and the “oxygen supply rate” after the start of combustion in the combustion field.
  • the amount of evaporation of the fuel that receives the thermal energy gradually increases, and the combustible mixture generated by the evaporated fuel is increased.
  • the temperature of the combustion field rises at an accelerated rate due to combustion.
  • the fuel evaporation rate also increases at an accelerated rate.
  • the oxygen consumption for generating a combustible mixture also increases at an accelerated rate, and the relative amount of oxygen with respect to the evaporated fuel gradually decreases. The supply speed will drop rapidly.
  • the fuel vaporization rate is defined to be equal to or lower than the X point so that the first divided main injection is terminated at a timing before the point at which the fuel evaporation rate and the oxygen supply rate coincide with each other.
  • the injection end timing is set so that the combustion field has a quantitative relationship between fuel and oxygen (no oxygen deficiency).
  • the following is an example of a method for obtaining the injection end timing of the first divided main injection.
  • the first divided main injection is executed by experiment or simulation.
  • a relatively large value such that smoke is generated is adopted.
  • the heat release rate waveform in that case is calculated
  • the heat generation rate increases with time.
  • the increase in the heat generation rate per unit time is maintained substantially constant. That is, the heat generation rate waveform is substantially straight.
  • the broken line in the heat release rate waveform and the injection rate waveform in FIG. 6 is a conventional fuel injection mode, and the fuel supply amount to the same combustion field is increased due to the longer injection period of the main injection.
  • the heat release rate waveform and the fuel injection pattern in a situation where the fuel evaporation rate in the combustion field is larger than the oxygen supply rate are shown.
  • this heat release rate waveform when the fuel evaporation rate in the combustion field is larger than the oxygen supply rate, the peak value of the heat release rate also increases, and smoke is caused by the lack of oxygen in the combustion field. It is generated and the combustion noise is remarkably loud.
  • an upper limit is set for the fuel injection amount (the fuel injection amount determined by the injection period) in the first divided main injection (an upper limit such that the “fuel evaporation rate” is not larger than the “oxygen supply rate”). ing. Therefore, the total main injection amount required by the main injection (an injection amount obtained by subtracting the injection amount in the pre-injection from the total fuel injection amount for obtaining the required torque) is ensured only by the first divided main injection. It becomes difficult. For this reason, the second divided main injection and the third divided main injection are executed.
  • the shortage of the injection amount in the first divided main injection is compensated by the second divided main injection and the third divided main injection with respect to the total main injection amount required in the main injection. Further, the injection amounts in the second divided main injection and the third divided main injection are also set so that the combustion field environment does not reach the smoke generation region as shown in FIG. 7 (this second divided main injection). The details of the situation where smoke does not occur in the third divided main injection will be described later).
  • the opening area of the injection hole is correlated with the flight distance of fuel (spray) injected from the injection hole.
  • the size of the droplet of fuel injected from the injection hole is also large, so that the kinetic energy is also large (the penetration force is large). Yes. For this reason, the flight distance of this fuel droplet becomes long.
  • the size of the droplet of fuel injected from the injection hole is also small, so the kinetic energy is small (penetration force is small). ing. For this reason, the flight distance of this fuel droplet is also short.
  • valve opening period of the injector 23 when the valve opening period of the injector 23 is set to be relatively long (in other words, when the injection amount per one divided main injection is set to be relatively large), the needle is in the last retracted position. Since the opening area of the injection hole is maximized, the flight distance of the fuel droplets in this case becomes long. That is, most of the fuel injected from the injector 23 can fly up to the vicinity of the outer peripheral end of the cavity 13b.
  • valve opening period of the injector 23 when the valve opening period of the injector 23 is set to be relatively short (in other words, when the injection amount per divided main injection is set to be relatively small), the needle moves to the last retracted position. Since the opening area of the injection hole is small, the flight distance of the fuel droplet in this case is shortened. That is, most of the fuel injected from the injector 23 can fly only to the vicinity of the center of the cavity 13b.
  • the injection period in the first divided main injection by setting the injection period in the first divided main injection to be long, the flight distance is increased for the fuel injected in the first divided main injection, and the second divided main injection is performed.
  • the injection period in the injection and the third divided main injection By setting the injection period in the injection and the third divided main injection to be short, the flight distance is shortened for the fuel injected in the second divided main injection and the third divided main injection (divided). Execution operation of divided main injection by main injection control means).
  • the injection period is set so that the fuel injected in the second divided main injection and the third divided main injection does not overlap with the combustion field of the fuel injected in the first divided main injection. Become.
  • the fuel injected in the first split main injection is generated in the second split main injection and the third split main injection using oxygen in the vicinity of the outer peripheral end of the cavity 13b.
  • an air-fuel mixture is generated using oxygen near the center of the cavity 13b.
  • the fuel injected by the first divided main injection reaches the vicinity of the outer peripheral end of the cavity 13b because of its high penetration force.
  • the fuel injected by the second divided main injection after the execution of the first divided main injection has a low penetration force, it does not reach the vicinity of the outer peripheral end of the cavity 13b. For this reason, the fuel of two division
  • the fuel of the second divided main injection is changed into a region where oxygen is sufficiently present (a region different from the combustion field of the fuel of the first divided main injection and a region lower than the smoke generation temperature: the fuel evaporation rate is
  • the fuel can be injected toward a combustion field that is smaller than the oxygen supply rate.
  • the injection interval between the second divided main injection and the third divided main injection is the amount of fuel injected in the second divided main injection. It is set as a period in which the fuel injected by the third divided main injection does not overlap with the combustion field. That is, since the injection periods of the second divided main injection and the third divided main injection are substantially the same, the flight distance of the fuel is substantially the same, but the swirl flow generated in the cylinder is effectively used. This prevents the combustion fields from overlapping each other. This will be specifically described below.
  • the fuel injected by the second divided main injection flows in the circumferential direction in the cylinder (specifically, in the cavity 13b) by this swirl flow. That is, as time elapses in the expansion stroke, the combustion field of the fuel injected in the second divided main injection flows from the position facing the injection hole of the injector 23 (position immediately after injection) in the circumferential direction along the swirl flow. It will be done.
  • the fuel that has been injected in the second divided main injection that has been executed in advance is the time at which the subsequent third divided main injection is executed.
  • This combustion field has already flowed in the circumferential direction in the cylinder, and the fuels of the two divided main injections injected from the same injection hole do not overlap.
  • the combustion field of the fuel of the second divided main injection injected from the upstream injection hole in the swirl flow direction flows toward the position facing the downstream injection hole in the swirl flow direction.
  • the fuel of the third divided main injection is made not to overlap the combustion field of the fuel of the second divided main injection, The fuel can be injected toward a region where oxygen is sufficiently present (a region different from the fuel combustion field of the second divided main injection: a combustion field where the fuel evaporation rate is smaller than the oxygen supply rate).
  • FIG. 9 is a plan view showing the state of the spray and the combustion field in the cylinder when the first divided main injection, the second divided main injection, and the third divided main injection are performed.
  • the spray and combustion field of the fuel injected in the first divided main injection are indicated by reference numeral F1
  • the spray and combustion field of the fuel injected by the second divided main injection are indicated by reference F2
  • the third split The spray and combustion field of the fuel injected by the main injection are indicated by a symbol F3.
  • FIG. 9A shows the state of the spray F1 immediately after the execution of the first divided main injection.
  • FIG. 9B shows a state of the sprays F1 and F2 immediately after execution of the second divided main injection, and shows a state in which the combustion field F1 of the fuel of the first divided main injection is flowed in the circumferential direction by the swirl flow.
  • FIG. 9C shows the states of the sprays F1, F2, and F3 immediately after the execution of the third divided main injection.
  • the combustion field F1 of the fuel in the first divided main injection and the combustion of the fuel in the second divided main injection The state where the field F2 is caused to flow in the circumferential direction by the swirl flow is shown.
  • the inner peripheral side (FIG. 9B) with respect to the combustion field F1 of the fuel injected by the first divided main injection.
  • the combustion field F2 of the fuel injected by the second divided main injection is formed in the area inside the two-dot chain line in FIG.
  • the combustion field F3 of the fuel injected by the third divided main injection is injected by the combustion field F1 of the fuel injected by the first divided main injection and the second divided main injection.
  • the combustion field F2 of the generated fuel (combustion field where the combustion field moves to the outer circumferential side as time elapses and which moves in the circumferential direction by the swirl flow) It is formed in the area inside the dotted line).
  • the fuel injected in the second divided main injection and the fuel injected in the third divided main injection are regions where a relatively large amount of oxygen remains (the oxygen supply rate is higher than the fuel evaporation rate).
  • the fuel injected in each main injection can be burned in a region where a sufficient amount of oxygen is secured. For this reason, oxygen shortage does not occur in the combustion field, and incomplete combustion of the air-fuel mixture in each combustion field is prevented, so that the generation of smoke can be avoided.
  • FIG. 7 is a map showing changes in the gas temperature of the combustion field and the equivalence ratio of the combustion field.
  • the injection amount of the first divided main injection in this case is set as an amount that does not allow the combustion field environment to reach the smoke generation region as described above.
  • the second divided main injection is started (point B in FIG. 7). Since the combustion field of the fuel injected by the second divided main injection is different from the combustion field of the fuel injected by the first divided main injection, the arrows in FIG. 7 are not continuous. With the execution of the second divided main injection, the equivalent ratio of the combustion field shifts to the rich side, and the combustion field gas temperature rises due to the combustion of the fuel.
  • the injection amount of the second divided main injection in this case is also set as an amount that does not allow the combustion field environment to reach the smoke generation region as described above.
  • the third divided main injection is started (point C in FIG. 7). Also in this case, since the combustion field of the fuel injected by the third divided main injection is different from the combustion field of the fuel injected by the second divided main injection, the arrows in FIG. 7 are not continuous. With the execution of the third divided main injection, the equivalent ratio of the combustion field shifts to the rich side, and the combustion field gas temperature rises due to the combustion of the fuel.
  • the injection amount of the third divided main injection in this case is also set as an amount that does not allow the combustion field environment to reach the smoke generation region as described above.
  • the second divided main injection and the third divided main injection are divided so that the total fuel injection amount for obtaining the required torque can be secured as the whole main injection while shortening the flight distance of the fuel in each.
  • the fuel injection form
  • the generation of smoke due to the execution of the main injection while securing the required total main injection amount and obtaining sufficient engine torque. Can be suppressed, and exhaust emission can be improved.
  • FIG. 10 shows the change in the heat generation rate in the cylinder and the fuel injection pattern during the execution period of the pre-injection and main injection in the present embodiment, respectively.
  • the main injection is executed by being divided into the first divided main injection, the second divided main injection, and the third divided main injection.
  • the first divided main injection is the most advanced main injection among the divided main injections.
  • the second divided main injection is a main injection that is retarded from the first divided main injection, and is set to be smaller than the injection amount in the first divided main injection.
  • the third divided main injection is a main injection that is further retarded than the second divided main injection, and is set to be smaller than the injection amount in the second divided main injection. For example, it is set to about 50% with respect to the injection amount in the second divided main injection. This value is not limited to this.
  • the injection mode of the first divided main injection is the same as that of the first embodiment. For this reason, during the injection period of the first divided main injection, the evaporation rate of the fuel in the combustion field does not become higher than the oxygen supply rate, and the smoke resulting from the fuel injected in the first divided main injection is Does not occur.
  • the second divided main injection is performed by setting the injection period in the second divided main injection to be shorter than the injection period in the first divided main injection.
  • the flight distance of the injected fuel is made shorter than the flight distance of the fuel injected in the first divided main injection.
  • the flight distance of the fuel injected in the third divided main injection is the second divided main injection. It is made shorter than the flight distance of the injected fuel. That is, the injection period is set so that the fuel injected in the second divided main injection does not overlap the combustion field of the fuel injected in the first divided main injection. The injection period is set so that the fuel injected in the third divided main injection does not overlap the combustion field of the fuel injected in the second divided main injection. Thereby, the combustion field of the fuel injected in the second divided main injection is located on the inner peripheral side with respect to the combustion field of the fuel injected in the first divided main injection. Further, the combustion field of fuel injected in the third divided main injection is located on the inner peripheral side with respect to the combustion field of fuel injected in the second divided main injection.
  • an air-fuel mixture is generated using oxygen present in the region inside the combustion field of the fuel injected by the first split main injection.
  • an air-fuel mixture is generated using oxygen present in a region further inside than the combustion field of the fuel injected by the second divided main injection.
  • FIG. 11 is a plan view showing the state of the spray and the combustion field in the cylinder when the first divided main injection, the second divided main injection, and the third divided main injection are performed in the present embodiment.
  • the spray and combustion field of the fuel injected by the first divided main injection are indicated by reference numeral F1
  • the spray and combustion field of the fuel injected by the second split main injection are indicated by reference F2
  • the third split is performed.
  • the fuel spray and combustion field injected in the main injection are indicated by reference numeral F3.
  • FIG. 11A shows the state of the spray F1 immediately after the execution of the first divided main injection.
  • FIG. 11B shows the state of the sprays F1 and F2 immediately after the execution of the second divided main injection, and the combustion field F1 of the fuel of the first divided main injection is moved to the outer peripheral side by the penetration force. Is shown.
  • FIG. 11C shows the states of the sprays F1, F2, and F3 immediately after execution of the third divided main injection.
  • the field F2 has shown the state which moved to the outer peripheral side by the penetration force, respectively.
  • the second division is performed on the inner peripheral side (the region inside the two-dot chain line I in FIG. 11B) with respect to the combustion field F1 of the fuel injected in the first divided main injection.
  • a combustion field F2 for fuel injected by main injection is formed.
  • the combustion field F3 of the fuel injected by the third divided main injection is injected by the combustion field F1 of the fuel injected by the first divided main injection and the second divided main injection. It is formed on the inner peripheral side (region inside the two-dot chain line II in FIG. 11C) with respect to each of the burned fuel combustion fields F2.
  • the fuel injected in the second divided main injection and the fuel injected in the third divided main injection are regions where a relatively large amount of oxygen remains (the oxygen supply rate is higher than the fuel evaporation rate).
  • the fuel injected in each main injection can be burned in a region where a sufficient amount of oxygen is secured. For this reason, oxygen shortage does not occur in the combustion field, and incomplete combustion of the air-fuel mixture in each combustion field is prevented, so that the generation of smoke can be avoided.
  • the interval of each divided main injection is the shortest valve closing period determined by the performance of the injector 23 (the shortest period from when the injector 23 is closed until the valve is opened: 200 ⁇ s, for example) ) Is set.
  • the interval of this divided main injection is not limited to the above value.
  • the generation of smoke due to the execution of the main injection is ensured while securing the required total main injection amount and obtaining sufficient engine torque. It is possible to suppress and improve exhaust emission.
  • the NSR catalyst 75 and the DPNR catalyst 76 are provided as the manipulator 77, but the NSR catalyst 75 and a DPF (Diesel Particle Filter) may be provided.
  • DPF Diesel Particle Filter
  • the number of divisions of the main injection is three.
  • the present invention can also be applied to cases where the number of divisions is two or four or more.
  • the fuel injection amount is set so that the fuel evaporation rate in the combustion field does not become larger than the oxygen supply rate.
  • the fuels injected in each divided main injection are not overlapped with each other.
  • these fuels are partially separated as long as the generation of smoke can be suppressed. It is also a category of technical idea to overlap.
  • segmentation main injection shall be substantially the same, and the area
  • fuel was supplied by the third divided main injection.
  • the present invention is not limited to this, and the region between the combustion fields of the first divided main injection that flows in the circumferential direction by swirl flow with the injection amounts of the first divided main injection and the second divided main injection being substantially the same.
  • the fuel is supplied by the second divided main injection, and the fuel injection amount in the third divided main injection to be executed thereafter is set small to shorten the fuel flight distance. Also good.
  • the present invention can be applied to fuel injection control when a main injection is divided into a plurality of divided main injections and executed in a common rail in-cylinder direct injection multi-cylinder diesel engine mounted on an automobile. .

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Abstract

　コモンレール式ディーゼルエンジンに対し、メイン噴射を第１～第３の分割メイン噴射に分割して実行する。第１分割メイン噴射では、インジェクタ（２３）の開弁期間を長く設定し、燃料の飛行距離を長くしてキャビティの外周側の酸素との間で混合気を生成させ、第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射では、インジェクタ（２３）の開弁期間を短く設定し、燃料の飛行距離を短くしてキャビティの内周側の酸素との間で混合気を生成させる。これにより、燃焼場での酸素不足を回避し、スモークの発生を防止する。

Description

内燃機関の燃料噴射制御装置
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される内燃機関の燃料噴射制御装置に係る。特に、本発明は、燃料噴射弁からの主噴射（以下、メイン噴射と呼ぶ場合もある）を複数回の分割主噴射に分割して実行する際における噴射形態の最適化を図る対策に関する。
　従来から周知のように、自動車用エンジン等として使用されるディーゼルエンジンでは、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等に応じて、燃料噴射弁（以下、インジェクタと呼ぶ場合もある）からの燃料噴射タイミングや燃料噴射量を調整する燃料噴射制御が行われている。
　上記ディーゼルエンジンの燃焼は、予混合燃焼と拡散燃焼とにより成り立っている。インジェクタからの燃料噴射が開始されると、まず燃料の気化拡散により可燃混合気が生成される（着火遅れ期間）。次に、この可燃混合気が燃焼室の数ヶ所でほぼ同時に自己着火し、急速に燃焼が進む（予混合燃焼）。さらに、燃焼室内への燃料噴射が継続され、燃焼が継続的に行われる（拡散燃焼）。その後、燃料噴射が終了した後にも未燃燃料が存在するため、しばらくの間、熱発生が続けられる（後燃え期間）。
　ところで、上記ディーゼルエンジンの膨張（燃焼）行程において、燃焼室内で混合気の不完全燃焼が生じた場合、排気ガス中にスモークが発生し、排気エミッションの悪化を招いてしまう。このスモークの発生量を低減する対策として、例えば下記の特許文献１や特許文献２には、メイン噴射の後にアフタ噴射を実施し、このアフタ噴射で噴射した燃料と共にスモークを再燃焼させることが開示されている。
特開２００２－２４２７４４号公報 特開２００５－２３３１６３号公報 特開２００１－５５９５０号公報
　ところで、上述したようなスモーク低減のための燃料噴射タイミングおよび燃料噴射量は、試行錯誤で適合（エンジンの種類毎に、それに適した噴射パターンを構築すること）を実施して取得していた。
　また、これまで、上記スモークの発生状況についての解析は十分になされておらず、複数回の燃料噴射（パイロット噴射やメイン噴射やアフタ噴射など）を実施した場合に、何れの燃料噴射に起因してスモークが発生しているのかも不明確であった。
　このため、上記試行錯誤でメイン噴射やアフタ噴射を実行していき、スモーク低減が図れる燃料噴射タイミング（例えばメイン噴射の遅角量）および燃料噴射量（例えばアフタ噴射での噴射量）を適合値として取得しているに過ぎなかった。
　このように、排気ガス中のスモーク量を低減するための噴射形態として、種々のエンジンに共通した体系的な燃料噴射制御手法は未だ構築されていないのが実情であった。
　そこで、本発明の発明者は、このスモークの発生状況についての解析を行った。以下、具体的に説明する。スモークは、燃焼場において酸素量が不足している状況において発生しており、メイン噴射で噴射された燃料の燃焼によってスモークが発生する場合、その燃焼場では、既に酸素量が不足した状況となっている。
　一例として、エンジンの高トルク・高回転時などのように要求燃料噴射量が比較的多い場合であって、燃圧が十分に得られていない状況では、メイン噴射での噴射期間が長くなり、気筒内で発生しているスワール流に沿って周方向に移動する噴霧（燃焼場）が、スワール流下流側の噴射孔に対向する位置まで流れた時点で、未だメイン噴射が継続されている可能性がある。この場合、噴射孔から新たに噴射される燃料が上記燃焼場に重畳されてしまってこの燃焼場に酸素不足が生じ、スモークが発生してしまうことになる。
　このため、この燃焼場（スモークが発生している燃焼場）に対して更に燃料を供給する上記アフタ噴射を行っても、このスモークを再燃焼させることは不可能であることを本発明の発明者は見出した。つまり、アフタ噴射によってスモークを再燃焼させて消失させるといったこれまでの定説には誤りがあり、実際には、アフタ噴射の実行に伴うエンジントルクの増加分だけメイン噴射での噴射量を減少させていることが、結果的に、メイン噴射に起因するスモークの発生を抑制していることを、実験およびシミュレーションによって確認した。そして、一旦発生したスモークを消失させることは殆ど不可能であり、このスモークを発生させないような燃料噴射形態を構築することが排気ガス中のスモーク量を低減する最も適切な手法であるとの結論に至った。
　尚、上述したような状況であってもメイン噴射１回当たりの噴射量を大幅に低減させれば燃焼場での酸素不足が生じることはなく、スモークの発生は抑制されると考えることができる。この技術的思想に基づくものとして特許文献３がある。この特許文献３には、メイン噴射を複数回の分割メイン噴射に分割して噴射することが開示されている。
　しかし、単にメイン噴射を分割させるのみでは、スモークの発生を確実に防止することはできない。何故なら、２回目以降の分割メイン噴射が、酸素濃度の低い領域（例えば１回目の分割メイン噴射で噴射された燃焼場）に噴射されてしまうと、この２回目以降の分割メイン噴射に起因するスモークの発生が懸念される状況となってしまうからである。つまり、この特許文献３には、「主噴射の分割制御により燃焼状態を大幅に改善できるので、スモークの急増も防止できる。」と記載されているが、単にメイン噴射を分割したのみでは上記２回目以降の分割メイン噴射の噴射形態を最適化したことにはならず、スモークの発生が懸念される状況であることに変わりはない。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、主噴射（メイン噴射）を分割して実行可能とする圧縮自着火式の内燃機関に対し、排気ガス中のスモークの発生量を低減可能な燃料噴射制御装置を提供することにある。
　－課題の解決原理－
　上記の目的を達成するために講じられた本発明の解決原理は、主噴射を複数の分割主噴射により実行する場合に、各分割主噴射それぞれで噴射される燃料の噴射領域を燃焼室内の外周側領域と内周側領域とで切り換えることにより、十分な酸素濃度が確保されている燃焼場に対して燃料供給を行い、その燃焼場でのスモークの発生を抑制できるようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、燃焼室内に臨む噴射孔を有する燃料噴射弁を備え、この燃料噴射弁の噴射パターンとして主噴射を複数回の分割主噴射として実行可能な圧縮自着火式の内燃機関の燃料噴射制御装置を前提とする。この内燃機関の燃料噴射制御装置に対し、上記分割主噴射の実行時、各分割主噴射それぞれにおける燃料の飛行距離を異ならせることで、各分割主噴射それぞれで噴射された燃料の各燃焼場を燃料噴射弁からの距離が互いに異なる領域に設定する分割主噴射制御手段を備えさせている。
　この特定事項により、主噴射の実行時には、先ず、先行する分割主噴射が行われた後に、後続する分割主噴射が実行される。そして、先行する分割主噴射で噴射された燃料の飛行距離と後続する分割主噴射で噴射された燃料の飛行距離とは異なっているため、これら燃料により生成される燃焼場も、燃料噴射弁から遠い領域の燃焼場と燃料噴射弁に近い領域の燃焼場とに分けられることになる。このため、何れの燃焼場においても、十分な酸素量が得られている領域に対して燃料が供給されることになり、各燃焼場で酸素量が不足してしまうといったことが回避され、分割主噴射に起因するスモークの発生を抑制することができる。
　この場合の各分割主噴射における燃料噴射量としては、先行して実行される分割主噴射での燃料噴射量を、その噴射された燃料の燃焼場においてスモークが発生しない量に設定する一方、上記先行する分割主噴射に後続して実行される分割主噴射での燃料噴射量を、その噴射された燃料の供給領域が上記先行する分割主噴射で噴射された燃料の燃焼場とは異なる領域となり且つその領域においてスモークが発生しない量に設定している。
　これにより、何れの分割主噴射においてもスモークの発生を抑制することができる。特に、上記後続する分割主噴射の実行時にあっては、この分割主噴射で噴射された燃料が、先行する分割主噴射で噴射された燃料の燃焼場に重なり合わないことによるスモーク抑制効果と、この後続する分割主噴射で噴射された燃料の燃焼場での酸素不足を回避することによるスモーク抑制効果とにより、スモークの発生を確実に抑制することができる。
　上記各分割主噴射それぞれで噴射された燃料の燃焼場を異ならせるための具体的な手法としては、燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を大きくすることで飛行距離を長くする分割主噴射と、燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を小さくすることで飛行距離を短くする分割主噴射とを切り換えることにより、各分割主噴射それぞれで噴射された燃料の各燃焼場を互いに異なる領域に設定するようにしている。
　この場合、飛行距離を長くする分割主噴射では燃料噴射弁の開弁期間を長く設定することで噴射孔の開口面積を大きくする一方、飛行距離を短くする分割主噴射では燃料噴射弁の開弁期間を短く設定することで噴射孔の開口面積を小さくする。
　このように、燃料噴射弁の開弁期間を制御することで燃料の飛行距離を比較的容易に変更することが可能であり、本発明の実用性の向上を図ることができる。
　また、先行する第１の分割主噴射の実施後、２回以上の分割主噴射を実行する場合に、第１の分割主噴射に後続する各分割主噴射は、噴射タイミングが遅い分割主噴射ほど、燃料の飛行距離が短くなるように燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を小さくしていくようにしている。
　これにより、噴射タイミングが遅い分割主噴射で噴射された燃料ほど、飛行距離が短くなる。つまり、主噴射を３回以上の分割主噴射で実施する場合に、各分割主噴射で噴射された燃料の燃焼場を異なる領域に設定することができる。
　また、先行する分割主噴射の噴射停止時から後続する分割主噴射の噴射開始時までのインターバルは、燃料噴射弁の最短開閉期間により設定されている。
　本発明では、主噴射を複数の分割主噴射により実行する場合に、各分割主噴射でそれぞれ噴射される燃料の飛行距離を互いに異ならせることで、それぞれの噴射領域を切り換えるようにしている。このため、十分な酸素濃度が確保されている燃焼場に対して燃料供給を行うことができ、燃焼場でのスモークの発生を抑制することができ、排気エミッションの大幅な改善を図ることができる。
図１は、実施形態に係るエンジンおよびその制御系統の概略構成図である。 図２は、ディーゼルエンジンの燃焼室およびその周辺部を示す断面図である。 図３は、ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。 図４は、膨張行程時の熱発生率の変化状態を示す波形図である。 図５は、実施形態に係る目標燃料圧力を決定する際に参照される燃圧設定マップを示す図である。 図６は、第１実施形態に係るプレ噴射およびメイン噴射の実行期間中における熱発生率の変化および燃料噴射パターンをそれぞれ示す図である。 図７は、各分割メイン噴射が実施された際の燃焼場のガス温度と当量比との変化を示すφＴマップを示す図である。 図８は、燃焼場における燃料蒸発速度および酸素供給速度の変化を示す図である。 図９は、第１実施形態において各分割メイン噴射が行われる際の気筒内における噴霧の状態を示す平面図である。 図１０は、第２実施形態における図６相当図である。 図１１は、第２実施形態における図９相当図である。
符号の説明
１　　　　　エンジン（内燃機関）
２３　　　　インジェクタ（燃料噴射弁）
３　　　　　燃焼室
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態は、自動車に搭載されたコモンレール式筒内直噴型多気筒（例えば直列４気筒）ディーゼルエンジン（圧縮自着火式内燃機関）に本発明を適用した場合について説明する。
　－エンジンの構成－
　先ず、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）の概略構成について説明する。図１は本実施形態に係るエンジン１およびその制御系統の概略構成図である。また、図２は、ディーゼルエンジンの燃焼室３およびその周辺部を示す断面図である。
　図１に示すように、本実施形態に係るエンジン１は、燃料供給系２、燃焼室３、吸気系６、排気系７等を主要部とするディーゼルエンジンシステムとして構成されている。
　燃料供給系２は、サプライポンプ２１、コモンレール２２、インジェクタ（燃料噴射弁）２３、遮断弁２４、燃料添加弁２６、機関燃料通路２７、添加燃料通路２８等を備えて構成されている。
　上記サプライポンプ２１は、燃料タンクから燃料を汲み上げ、この汲み上げた燃料を高圧にした後、機関燃料通路２７を介してコモンレール２２に供給する。コモンレール２２は、サプライポンプ２１から供給された高圧燃料を所定圧力に保持（蓄圧）する蓄圧室としての機能を有し、この蓄圧した燃料を各インジェクタ２３に分配する。インジェクタ２３は、その内部に圧電素子（ピエゾ素子）を備え、適宜開弁して燃焼室３内に燃料を噴射供給するピエゾインジェクタにより構成されている。このインジェクタ２３からの燃料噴射制御の詳細については後述する。
　また、上記サプライポンプ２１は、燃料タンクから汲み上げた燃料の一部を、添加燃料通路２８を介して燃料添加弁２６に供給する。添加燃料通路２８には、緊急時において添加燃料通路２８を遮断して燃料添加を停止するための上記遮断弁２４が備えられている。
　また、上記燃料添加弁２６は、後述するＥＣＵ１００による添加制御動作によって排気系７への燃料添加量が目標添加量（排気Ａ／Ｆが目標Ａ／Ｆとなるような添加量）となるように、また、燃料添加タイミングが所定タイミングとなるように開弁時期が制御される電子制御式の開閉弁により構成されている。つまり、この燃料添加弁２６から所望の燃料が適宜のタイミングで排気系７（排気ポート７１から排気マニホールド７２）に噴射供給される構成となっている。
　吸気系６は、シリンダヘッド１５（図２参照）に形成された吸気ポート１５ａに接続される吸気マニホールド６３を備え、この吸気マニホールド６３に、吸気通路を構成する吸気管６４が接続されている。また、この吸気通路には、上流側から順にエアクリーナ６５、エアフローメータ４３、スロットルバルブ６２が配設されている。上記エアフローメータ４３は、エアクリーナ６５を介して吸気通路に流入される空気量に応じた電気信号を出力するようになっている。
　排気系７は、シリンダヘッド１５に形成された排気ポート７１に接続される排気マニホールド７２を備え、この排気マニホールド７２に対して、排気通路を構成する排気管７３，７４が接続されている。また、この排気通路には、ＮＯｘ吸蔵触媒（ＮＳＲ触媒：ＮＯｘ　Ｓｔｏｒａｇｅ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ触媒）７５およびＤＰＮＲ触媒（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ－ＮＯｘ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ触媒）７６を備えたマニバータ（排気浄化装置）７７が配設されている。以下、これらＮＳＲ触媒７５およびＤＰＮＲ触媒７６について説明する。
　ＮＳＲ触媒７５は、吸蔵還元型ＮＯｘ触媒であって、例えばアルミナ（Ａｌ2Ｏ3）を担体とし、この担体上に例えばカリウム（Ｋ）、ナトリウム（Ｎａ）、リチウム（Ｌｉ）、セシウム（Ｃｓ）のようなアルカリ金属、バリウム（Ｂａ）、カルシウム（Ｃａ）のようなアルカリ土類、ランタン（Ｌａ）、イットリウム（Ｙ）のような希土類と、白金（Ｐｔ）のような貴金属とが担持された構成となっている。
　このＮＳＲ触媒７５は、排気中に多量の酸素が存在している状態においてはＮＯｘを吸蔵し、排気中の酸素濃度が低く、かつ還元成分（例えば燃料の未燃成分（ＨＣ））が多量に存在している状態においてはＮＯｘをＮＯ2若しくはＮＯに還元して放出する。ＮＯ2やＮＯとして放出されたＮＯｘは、排気中のＨＣやＣＯと速やかに反応することによってさらに還元されてＮ2となる。また、ＨＣやＣＯは、ＮＯ2やＮＯを還元することで、自身は酸化されてＨ2ＯやＣＯ2となる。即ち、ＮＳＲ触媒７５に導入される排気中の酸素濃度やＨＣ成分を適宜調整することにより、排気中のＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘを浄化することができるようになっている。本実施形態のものでは、この排気中の酸素濃度やＨＣ成分の調整を上記燃料添加弁２６からの燃料添加動作によって行うことが可能となっている。
　一方、ＤＰＮＲ触媒７６は、例えば多孔質セラミック構造体にＮＯｘ吸蔵還元型触媒を担持させたものであり、排気ガス中のＰＭは多孔質の壁を通過する際に捕集される。また、排気ガスの空燃比がリーンの場合、排気ガス中のＮＯｘはＮＯｘ吸蔵還元型触媒に吸蔵され、空燃比がリッチになると、吸蔵したＮＯｘは還元・放出される。さらに、ＤＰＮＲ触媒７６には、捕集したＰＭを酸化・燃焼する触媒（例えば白金等の貴金属を主成分とする酸化触媒）が担持されている。
　ここで、ディーゼルエンジンの燃焼室３およびその周辺部の構成について、図２を用いて説明する。この図２に示すように、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１１には、各気筒（４気筒）毎に円筒状のシリンダボア１２が形成されており、各シリンダボア１２の内部にはピストン１３が上下方向に摺動可能に収容されている。
　ピストン１３の頂面１３ａの上側には上記燃焼室３が形成されている。つまり、この燃焼室３は、シリンダブロック１１の上部にガスケット１４を介して取り付けられたシリンダヘッド１５の下面と、シリンダボア１２の内壁面と、ピストン１３の頂面１３ａとにより区画形成されている。そして、ピストン１３の頂面１３ａの略中央部には、キャビティ（凹陥部）１３ｂが凹設されており、このキャビティ１３ｂも燃焼室３の一部を構成している。
　このピストン１３は、コネクティングロッド１８の小端部１８ａがピストンピン１３ｃにより連結されており、このコネクティングロッド１８の大端部はエンジン出力軸であるクランクシャフトに連結されている。これにより、シリンダボア１２内でのピストン１３の往復移動がコネクティングロッド１８を介してクランクシャフトに伝達され、このクランクシャフトが回転することでエンジン出力が得られるようになっている。また、燃焼室３に向けてグロープラグ１９が配設されている。このグロープラグ１９は、エンジン１の始動直前に電流が流されることにより赤熱し、これに燃料噴霧の一部が吹きつけられることで着火・燃焼が促進される始動補助装置として機能する。
　上記シリンダヘッド１５には、燃焼室３へ空気を導入する吸気ポート１５ａと、燃焼室３から排気ガスを排出する上記排気ポート７１とがそれぞれ形成されていると共に、吸気ポート１５ａを開閉する吸気バルブ１６および排気ポート７１を開閉する排気バルブ１７が配設されている。これら吸気バルブ１６および排気バルブ１７はシリンダ中心線Ｐを挟んで対向配置されている。つまり、本エンジン１はクロスフロータイプとして構成されている。また、シリンダヘッド１５には、燃焼室３の内部へ直接的に燃料を噴射する上記インジェクタ２３が取り付けられている。このインジェクタ２３は、シリンダ中心線Ｐに沿う起立姿勢で燃焼室３の略中央上部に配設されており、上記コモンレール２２から導入される燃料を燃焼室３に向けて所定のタイミングで噴射するようになっている。
　更に、図１に示す如く、このエンジン１には、過給機（ターボチャージャ）５が設けられている。このターボチャージャ５は、タービンシャフト５１を介して連結されたタービンホイール５２およびコンプレッサホイール５３を備えている。コンプレッサホイール５３は吸気管６４内部に臨んで配置され、タービンホイール５２は排気管７３内部に臨んで配置されている。このためターボチャージャ５は、タービンホイール５２が受ける排気流（排気圧）を利用してコンプレッサホイール５３を回転させ、吸気圧を高めるといった所謂過給動作を行うようになっている。本実施形態におけるターボチャージャ５は、可変ノズル式ターボチャージャであって、タービンホイール５２側に可変ノズルベーン機構（図示省略）が設けられており、この可変ノズルベーン機構の開度を調整することにより、エンジン１の過給圧を調整することができる。
　吸気系６の吸気管６４には、ターボチャージャ５での過給によって昇温した吸入空気を強制冷却するためのインタークーラ６１が設けられている。このインタークーラ６１よりも更に下流側に設けられた上記スロットルバルブ６２は、その開度を無段階に調整することができる電子制御式の開閉弁であり、所定の条件下において吸入空気の流路面積を絞り、この吸入空気の供給量を調整（低減）する機能を有している。
　また、エンジン１には、吸気系６と排気系７とを接続する排気還流通路（ＥＧＲ通路）８が設けられている。このＥＧＲ通路８は、排気の一部を適宜吸気系６に還流させて燃焼室３へ再度供給することにより燃焼温度を低下させ、これによってＮＯｘ発生量を低減させるものである。また、このＥＧＲ通路８には、電子制御によって無段階に開閉され、同通路を流れる排気流量を自在に調整することができるＥＧＲバルブ８１と、ＥＧＲ通路８を通過（還流）する排気を冷却するためのＥＧＲクーラ８２とが設けられている。
　－センサ類－
　エンジン１の各部位には、各種センサが取り付けられており、それぞれの部位の環境条件や、エンジン１の運転状態に関する信号を出力する。
　例えば、上記エアフローメータ４３は、吸気系６内のスロットルバルブ６２上流において吸入空気の流量（吸入空気量）に応じた検出信号を出力する。吸気温センサ４９は、吸気マニホールド６３に配置され、吸入空気の温度に応じた検出信号を出力する。吸気圧センサ４８は、吸気マニホールド６３に配置され、吸入空気圧力に応じた検出信号を出力する。Ａ／Ｆ（空燃比）センサ４４は、排気系７のマニバータ７７の下流において排気中の酸素濃度に応じて連続的に変化する検出信号を出力する。排気温センサ４５は、同じく排気系７のマニバータ７７の下流において排気ガスの温度（排気温度）に応じた検出信号を出力する。レール圧センサ４１はコモンレール２２内に蓄えられている燃料の圧力に応じた検出信号を出力する。スロットル開度センサ４２はスロットルバルブ６２の開度を検出する。
　－ＥＣＵ－
　ＥＣＵ１００は、図３に示すように、ＣＰＵ１０１、ＲＯＭ１０２、ＲＡＭ１０３およびバックアップＲＡＭ１０４などを備えている。ＲＯＭ１０２は、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵ１０１は、ＲＯＭ１０２に記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。ＲＡＭ１０３は、ＣＰＵ１０１での演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリである。バックアップＲＡＭ１０４は、例えばエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。
　以上のＣＰＵ１０１、ＲＯＭ１０２、ＲＡＭ１０３およびバックアップＲＡＭ１０４は、バス１０７を介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース１０５および出力インターフェース１０６と接続されている。
　入力インターフェース１０５には、上記レール圧センサ４１、スロットル開度センサ４２、エアフローメータ４３、Ａ／Ｆセンサ４４、排気温センサ４５、吸気圧センサ４８、吸気温センサ４９が接続されている。さらに、この入力インターフェース１０５には、エンジン１の冷却水温に応じた検出信号を出力する水温センサ４６、アクセルペダルの踏み込み量に応じた検出信号を出力するアクセル開度センサ４７、および、エンジン１の出力軸（クランクシャフト）が一定角度回転する毎に検出信号（パルス）を出力するクランクポジションセンサ４０などが接続されている。一方、出力インターフェース１０６には、上記インジェクタ２３、燃料添加弁２６、スロットルバルブ６２、および、ＥＧＲバルブ８１などが接続されている。
　そして、ＥＣＵ１００は、上記した各種センサの出力に基づいて、エンジン１の各種制御を実行する。さらに、ＥＣＵ１００は、インジェクタ２３の燃料噴射制御として、後述するパイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射（主噴射）、アフタ噴射、ポスト噴射を実行する。
　－燃料噴射形態－
　以下、本実施形態における上記パイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射、アフタ噴射、ポスト噴射の各動作の概略について説明する。
　（パイロット噴射）
　パイロット噴射は、インジェクタ２３からのメイン噴射に先立ち、予め少量の燃料を噴射する噴射動作である。つまり、このパイロット噴射の実行後、燃料噴射を一旦中断し、メイン噴射が開始されるまでの間に圧縮ガス温度（気筒内温度）を十分に高めて燃料の自着火温度に到達させるようにし、これによってメイン噴射で噴射される燃料の着火性を良好に確保するようにしている。即ち、この実施形態におけるパイロット噴射の機能は、気筒内の予熱に特化したものとなっている。言い換えれば、この実施形態におけるパイロット噴射は、燃焼室３内でのガスの予熱を行うための噴射動作（予熱用燃料の供給動作）となっている。
　具体的には、噴霧の分配や局所濃度の適正化を図るために、パイロット噴射の１回当たりの噴射量をインジェクタ２３の最小限界噴射量（例えば１．５ｍｍ3）とし、噴射回数を設定することで必要な総パイロット噴射量を確保するようにしている。このようにして分割噴射されるパイロット噴射のインターバルは、インジェクタ２３の応答性（開閉動作の速さ）によって決定される。このインターバルは、例えば２００μｓに設定される。また、パイロット噴射の噴射開始タイミングとしては、例えばクランク角度で、ピストン１３の圧縮上死点前（ＢＴＤＣ）８０°以降に設定される。尚、パイロット噴射の１回当たりの噴射量や、インターバル、噴射開始タイミングは、上記値に限定されるものではない。
　（プレ噴射）
　プレ噴射は、インジェクタ２３からのメイン噴射に先立ち、予め少量の燃料を噴射する噴射動作である。プレ噴射は、メイン噴射による燃料の着火遅れを抑制し、安定した拡散燃焼に導くための噴射動作であって、副噴射とも呼ばれる。また、本実施形態におけるプレ噴射は、上述したメイン噴射による初期燃焼速度を抑制する機能ばかりでなく、気筒内温度を高める予熱機能をも有するものとなっている。
　具体的に、本実施形態では、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等の運転状態に応じて決定される要求トルクを得るための総燃料噴射量（プレ噴射での噴射量とメイン噴射での噴射量との和）に対して例えば１０％としてプレ噴射量が設定される。この総燃料噴射量に対するプレ噴射量の比率は、気筒内を予熱する際に必要となる熱量等に応じて設定される。
　この場合、上記総燃料噴射量が１５ｍｍ3未満であった場合には、プレ噴射での噴射量が、インジェクタ２３の最小限界噴射量（１．５ｍｍ3）未満となるため、プレ噴射は実行しないことになる。尚、この場合、インジェクタ２３の最小限界噴射量（１．５ｍｍ3）だけプレ噴射での燃料噴射を行うようにしてもよい。一方、プレ噴射の噴射総量としてインジェクタ２３の最小限界噴射量の２倍以上（例えば３ｍｍ3以上）が要求される場合には、複数回数のプレ噴射を実行することで、このプレ噴射で必要な総噴射量を確保するようにしている。これにより、プレ噴射の着火遅れを抑制し、メイン噴射による初期燃焼速度の抑制を確実に行って、安定した拡散燃焼に導くことができる。
　（逐次燃焼について）
　以上のようにして本実施形態では、パイロット噴射およびプレ噴射によって気筒内の予熱が十分に行われる。この予熱により、後述するメイン噴射が開始された場合、このメイン噴射で噴射された燃料は、直ちに自着火温度以上の温度環境下に晒されて熱分解が進み、噴射後は直ちに燃焼が開始されることになる。
　具体的に、ディーゼルエンジンにおける燃料の着火遅れとしては、物理的遅れと化学的遅れとがある。物理的遅れは、燃料液滴の蒸発・混合に要する時間であり、燃焼場のガス温度に左右される。一方、化学的遅れは、燃料蒸気の化学的結合分解かつ酸化発熱に要する時間である。そして、上述した如く気筒内の予熱が十分になされている状況では上記物理的遅れを最小限に抑えることができ、その結果、着火遅れも最小限に抑えられることになる。
　従って、メイン噴射によって噴射された燃料の燃焼形態としては、予混合燃焼が殆ど行われないことになる。その結果、燃料噴射タイミングを制御することがそのまま燃焼タイミングを制御することに略等しくなり、燃焼の制御性を大幅に改善することができる。つまり、これまで、ディーゼルエンジンの燃焼は、その予混合燃焼がかなりの割合を占めていたが、本実施形態では、この予混合燃焼の割合を最小限に抑えることで、燃料噴射タイミングおよび燃料噴射量を制御する（噴射率波形を制御する）ことによる熱発生率波形（着火時期および熱発生量）の制御によって燃焼の制御性を大幅に改善することが可能になる。本実施形態では、この新たな方式の燃焼形態を「逐次燃焼（燃料が噴射されて直ちに開始される燃焼）」または「制御燃焼（燃料噴射タイミングおよび燃料噴射量によって能動的に制御される燃焼）」と呼ぶこととする。
　（メイン噴射）
　メイン噴射は、エンジン１のトルク発生のための噴射動作（トルク発生用燃料の供給動作）である。本実施形態では、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等の運転状態に応じて決定される要求トルクを得るための上記総燃料噴射量から上記プレ噴射での噴射量を減算した噴射量として設定される。
　ここで、上述したプレ噴射およびメイン噴射の制御プロセスについて簡単に説明する。
　まず、エンジン１のトルク要求値に対して、上記プレ噴射での噴射量とメイン噴射での噴射量との和である総燃料噴射量が算出される。つまり、エンジン１に要求されるトルクを発生させるための量として総燃料噴射量が算出される。
　上記エンジン１のトルク要求値は、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等の運転状態、補機類等の使用状況に応じて決定される。例えば、エンジン回転数（クランクポジションセンサ４０の検出値に基づいて算出されるエンジン回転数）が高いほど、また、アクセル操作量（アクセル開度センサ４７により検出されるアクセルペダルの踏み込み量）が大きいほど（アクセル開度が大きいほど）エンジン１のトルク要求値としては高く得られる。
　このようにして総燃料噴射量が算出された後、この総燃料噴射量に対するプレ噴射での噴射量の比率（分割率）を設定する。つまり、プレ噴射量は、総燃料噴射量に対して上記分割率で分割された量として設定されることになる。この分割率（プレ噴射量）は、「メイン噴射による燃料の着火遅れの抑制」と「メイン噴射による燃焼の熱発生率のピーク値の抑制」とを両立する値として求められる。これらを抑制することで、高いエンジントルクを確保しながらも、燃焼音の低減やＮＯｘ発生量の低減を図ることが可能になる。尚、本実施形態では、上記分割率を１０％としている。
　（アフタ噴射）
　アフタ噴射は、排気ガス温度を上昇させるための噴射動作である。具体的に、本実施形態では、このアフタ噴射により供給された燃料の燃焼エネルギがエンジンのトルクに変換されることなく、その大部分が排気の熱エネルギとして得られるタイミングでアフタ噴射を実行するようにしている。また、このアフタ噴射においても、上述したパイロット噴射の場合と同様に、最小噴射率（例えば１回当たりの噴射量１．５ｍｍ3）とし、複数回数のアフタ噴射を実行することで、このアフタ噴射で必要な総アフタ噴射量を確保するようにしている。
　（ポスト噴射）
　ポスト噴射は、排気系７に燃料を直接的に導入して上記マニバータ７７の昇温を図るための噴射動作である。例えば、ＤＰＮＲ触媒７６に捕集されているＰＭの堆積量が所定量を超えた場合（例えばマニバータ７７の前後の差圧を検出することにより検知）、ポスト噴射が実行されるようになっている。
　－燃料噴射圧－
　上述した各燃料噴射を実行する際の燃料噴射圧は、コモンレール２２の内圧により決定される。このコモンレール内圧として、一般に、コモンレール２２からインジェクタ２３へ供給される燃料圧力の目標値、即ち目標レール圧は、エンジン負荷（機関負荷）が高くなるほど、および、エンジン回転数（機関回転数）が高くなるほど高いものとされる。即ち、エンジン負荷が高い場合には燃焼室３内に吸入される空気量が多いため、インジェクタ２３から燃焼室３内に向けて多量の燃料を噴射しなければならず、よってインジェクタ２３からの噴射圧力を高いものとする必要がある。また、エンジン回転数が高い場合には噴射可能な期間が短いため、単位時間当たりに噴射される燃料量を多くしなければならず、よってインジェクタ２３からの噴射圧力を高いものとする必要がある。このように、目標レール圧は一般にエンジン負荷およびエンジン回転数に基づいて設定される。この燃料圧力の目標値を設定するための具体的な手法については後述する。
　上記パイロット噴射やメイン噴射などの燃料噴射における燃料噴射パラメータについて、その最適値はエンジン１や吸入空気等の温度条件によって異なるものとなる。
　例えば、上記ＥＣＵ１００は、コモンレール圧がエンジン運転状態に基づいて設定される目標レール圧と等しくなるように、即ち燃料噴射圧が目標噴射圧と一致するように、サプライポンプ２１の燃料吐出量を調量する。また、ＥＣＵ１００はエンジン運転状態に基づいて燃料噴射量および燃料噴射形態を決定する。具体的には、ＥＣＵ１００は、クランクポジションセンサ４０の検出値に基づいてエンジン回転速度を算出するとともに、アクセル開度センサ４７の検出値に基づいてアクセルペダルへの踏み込み量（アクセル開度）を求め、このエンジン回転速度およびアクセル開度に基づいて総燃料噴射量（プレ噴射での噴射量とメイン噴射での噴射量との和）を決定する。
　－目標燃料圧力の設定手法－
　次に、本実施形態において目標燃料圧力を設定する際の技術的思想について説明する。
　（目標燃料圧力の基本設定手法）
　ディーゼルエンジン１においては、ＮＯｘ発生量を削減することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが重要である。本発明の発明者は、これら要求を連立するための手法として、燃焼行程時における気筒内での熱発生率の変化状態（熱発生率波形で表される変化状態）を適切にコントロールすることが有効であることに着目し、この熱発生率の変化状態をコントロールするための手法として以下に述べるような目標燃料圧力の設定手法を見出した。
　図４の実線は、横軸をクランク角度、縦軸を熱発生率とし、メイン噴射で噴射された燃料の燃焼に係る理想的な熱発生率波形を示している。この図４では、理解を容易にするために１回のメイン噴射（複数回の分割メイン噴射が行われる場合には第１回目の分割メイン噴射）が行われた場合の熱発生率波形を示している。図中のＴＤＣはピストン１３の圧縮上死点に対応したクランク角度位置を示している。この熱発生率波形としては、例えば、ピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）からメイン噴射で噴射された燃料の燃焼が開始され、圧縮上死点後の所定ピストン位置（例えば、圧縮上死点後１０°（ＡＴＤＣ１０°）の時点）で熱発生率が極大値（ピーク値）に達し、更に、圧縮上死点後の所定ピストン位置（例えば、圧縮上死点後２５°（ＡＴＤＣ２５°）の時点）で上記メイン噴射において噴射された燃料の燃焼が終了するようになっている。この時点までに燃焼を終了させるために、本実施形態では、圧縮上死点後２２°（ＡＴＤＣ２２°）までにメイン噴射での燃料噴射を終了させるようになっている。このような熱発生率の変化状態で混合気の燃焼を行わせるようにすれば、例えば圧縮上死点後１０°（ＡＴＤＣ１０°）の時点で気筒内の混合気のうちの５０％が燃焼を完了した状況となる。つまり、膨張行程における総熱発生量の約５０％がＡＴＤＣ１０°までに発生し、高い熱効率でエンジン１を運転させることが可能となる。
　尚、図４に一点鎖線で示す波形は、上記プレ噴射で噴射された燃料の燃焼に係る熱発生率波形を示している。これにより、メイン噴射で噴射された燃料の安定した上記逐次燃焼が実現される。例えば、このプレ噴射で噴射された燃料の燃焼によって１０［Ｊ］の熱量が発生する。この値は、これに限定されるものではなく。例えば、上記総燃料噴射量に応じて適宜設定される。また、図示していないが、プレ噴射に先立ってパイロット噴射も行われており、これにより気筒内温度を十分に高めて、メイン噴射で噴射される燃料の着火性を良好に確保している。
　また、図４に二点鎖線αで示す波形は、燃料噴射圧力が、適正値よりも高く設定された場合の熱発生率波形であり、燃焼速度およびピーク値が共に高くなりすぎており、燃焼音の増大やＮＯｘ発生量の増加が懸念される状態である。一方、図４に二点鎖線βで示す波形は、燃料噴射圧力が、適正値よりも低く設定された場合の熱発生率波形であり、燃焼速度が低く且つピークの現れるタイミングが大きく遅角側に移行していることで十分なエンジントルクが確保できないことが懸念される状態である。
　上述したように、本実施形態に係る目標燃料圧力の設定手法は、熱発生率の変化状態の適正化（熱発生率波形の適正化）を図ることで燃焼効率の向上を図るといった技術的思想に基づくものである。そして、それを実現するために後述するような燃圧設定マップに従った目標燃料圧力の設定を行っている。
　（燃圧設定マップ）
　図５は、本実施形態において目標燃料圧力を決定する際に参照される燃圧設定マップである。この燃圧設定マップは、例えば上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。また、この燃圧設定マップは、横軸がエンジン回転数であり、縦軸がエンジントルクとなっている。また、図５におけるＴｍａｘは最大トルクラインを示している。
　この燃圧設定マップの特徴として、図中にＡ～Ｌで示す等燃料噴射圧力ライン（等燃料噴射圧力領域）は、エンジン１の回転数およびトルクから求められる出力（パワー）の等パワーライン（等出力領域）に割り付けられている。つまり、この燃圧設定マップでは、等パワーラインと等燃料噴射圧力ラインとが略一致するように設定されている。
　この燃圧設定マップに従って燃料圧力を決定することで、インジェクタ２３の開弁期間（噴射率波形）を制御すれば、その開弁期間中における燃料噴射量を規定することが可能になり、燃料噴射量制御の簡素化および適正化を図ることができる。
　具体的に、図５の曲線Ａはエンジン出力が１０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として３０ＭＰａのラインが割り付けられている。以下、同様に、曲線Ｂはエンジン出力が２０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として４５ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｃはエンジン出力が３０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として６０ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｄはエンジン出力が４０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として７５ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｅはエンジン出力が５０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として９０ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｆはエンジン出力が６０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１０５ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｇはエンジン出力が７０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１２０ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｈはエンジン出力が８０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１３５ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｉはエンジン出力が９０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１５０ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｊはエンジン出力が１００ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１６５ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｋはエンジン出力が１１０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として１８０ＭＰａのラインが割り付けられている。曲線Ｌはエンジン出力が１２０ｋＷのラインであり、これに燃料噴射圧力として２００ＭＰａのラインが割り付けられている。これら各値は、これに限定されるものではなく、エンジン１の性能特性等に応じて適宜設定される。
　また、上記各ラインＡ～Ｌは、エンジン出力の変化量に対する燃料噴射圧力の変化量の割合が、エンジン回転数が低回転領域であるほど小さくなるように設定されている。つまり、高回転領域よりも低回転領域の方が、ライン間の間隔が広く設定されている。また、このライン間の間隔は均等に設定されていてもよい。
　このようにして作成された燃圧設定マップに従い、エンジン１の運転状態に適した目標燃料圧力を設定し、サプライポンプ２１の制御等を行うようになっている。
　具体的に、エンジン回転数とエンジントルクとが共に増加する場合（図５における矢印Ｉを参照）、および、エンジン回転数が一定でエンジントルクが増加する場合（図５における矢印ＩＩを参照）、並びに、エンジントルクが一定でエンジン回転数が増加する場合（図５における矢印ＩＩＩを参照）の何れにおいても燃料噴射圧力が高められる。これにより、エンジントルク（エンジン負荷）が高い場合における吸入空気量に適した燃料噴射量を確保し、また、エンジン回転数が高い場合における単位時間当たりの燃料噴射量を多くして短期間で必要燃料噴射量を確保することができる。このため、エンジン出力およびエンジン回転数に関わりなく、常に、図４に実線で示したような理想的な熱発生率波形での燃焼形態を実現することができ、ＮＯｘ発生量を削減することによる排気エミッションの改善、膨張行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが可能になる。
　一方、エンジン回転数およびエンジントルクが変化したとしても、その変化後のエンジン出力が変化していない場合（例えば図５における矢印ＩＶを参照）には、燃料噴射圧力を変化させないようにして、それまで設定されていた燃料噴射圧力の適正値を維持する。つまり、上記等燃料噴射圧力ライン（等パワーラインに一致している）に沿うようなエンジン運転状態の変化では燃料噴射圧力を変化させないようにし、上述した理想的な熱発生率波形での燃焼形態を継続させる。この場合、ＮＯｘ発生量を削減することによる排気エミッションの改善、膨張行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を継続的に連立させることができる。
　以上のように、本実施形態における燃圧設定マップでは、エンジン１の出力（パワー）と燃料噴射圧力（コモンレール圧）との間に一義的な相関を持たせ、また、エンジン回転数およびエンジントルクの少なくとも一方が変化することでエンジン出力が変化する状況では、それに応じた適正な燃料圧力での燃料噴射が行えるようにし、逆に、エンジン回転数やエンジントルクが変化してもエンジン出力が変化しない状況では、燃料圧力をそれまで設定されていた適正値から変化させないようにしている。これによって、エンジン運転領域の全域に亘って熱発生率変化状態を理想状態に近付けることが可能になる。そして、このようにして燃料圧力が規定されることにより、インジェクタ２３の開弁期間と燃料噴射との間に一義的な相関を持たせることが可能になり、必要噴射量を得るためには、その際のインジェクタ２３の開弁期間を規定すればよいことになって、制御性の向上が図れる。更に、この燃圧設定マップのように、エンジン１の出力（パワー）と燃料噴射圧力（コモンレール圧）との間に一義的な相関を持たせることは、種々のエンジンに共通した体系的な燃料圧力設定手法を構築するものとなるので、エンジン１の運転状態に応じた適切な燃料噴射圧力を設定するための燃圧設定マップの作成を簡素化することが可能である。
　－分割メイン噴射－
　本実施形態では、上記メイン噴射の噴射形態として複数回の分割メイン噴射を実行することで、このメイン噴射で必要とされる総メイン噴射量（要求トルクを得るための上記総燃料噴射量から上記プレ噴射での噴射量を減算した噴射量）を確保している。
　そして、本実施形態の特徴とするところは、各分割メイン噴射それぞれにおける噴射期間（分割メイン噴射１回当たりの噴射量に相関がある）を設定することで、各分割メイン噴射で噴射された燃料（噴霧）の供給領域を切り換えていくようにしている点にある。以下、各分割メイン噴射の噴射形態についての複数の実施形態について説明する。
　（第１実施形態）
　図６は、本実施形態におけるプレ噴射およびメイン噴射の実行期間中における気筒内での熱発生率の変化および燃料噴射パターンをそれぞれ示している。尚、この図６では３回の分割メイン噴射が実行される場合を示している。また、図７は、燃焼室３内において燃料が噴射された領域である燃焼場（例えば１０個の噴射孔を有するインジェクタ２３の場合には燃焼室３内（より具体的にはキャビティ１３ｂ内）における１０箇所の燃焼場それぞれ）でのガス温度と、その燃焼場における当量比との変化を示すマップ（一般にφＴマップと呼ばれる）である。つまり、図６に示す燃料噴射パターンでメイン噴射（各分割メイン噴射）が実行された場合における第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場、第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場、および、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場それぞれにおける燃焼場環境（燃焼場のガス温度および当量比）の変化を矢印で示している。
　この図７において、燃焼場環境がスモーク発生領域に達した場合には排気中にスモークが発生することになる。このスモーク発生領域は、燃焼場ガス温度が比較的高く且つ燃焼場の当量比がリッチ側の領域である。また、燃焼場環境がＮＯｘ発生領域に達した場合には排気中にＮＯｘが発生することになる。このＮＯｘ発生領域は、燃焼場ガス温度が比較的高く且つ燃焼場の当量比がリーン側の領域である。
　図６に示すように、プレ噴射は、ピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）よりも進角側で実行される（ピストン１３の圧縮上死点よりも進角側にプレ噴射の開始タイミングと終了タイミングとが設定される）。
　また、メイン噴射としては、上述した如く第１分割メイン噴射、第２分割メイン噴射、第３分割メイン噴射に分割して実行される。第１分割メイン噴射は、各分割メイン噴射のうち最も進角側のメイン噴射である。第２分割メイン噴射は、上記第１分割メイン噴射よりも遅角側のメイン噴射であって、この第１分割メイン噴射での噴射量よりも少量に設定されている。第３分割メイン噴射は、上記第２分割メイン噴射よりも更に遅角側のメイン噴射であって、この第２分割メイン噴射と略同等の噴射量に設定されている。これら分割メイン噴射の噴射量を規定するための噴射期間については後述する。
　これら第１分割メイン噴射と第２分割メイン噴射との間、第２分割メイン噴射と第３分割メイン噴射との間にはそれぞれ所定のインターバルが設けられる。つまり、第１分割メイン噴射を実行した後、燃料噴射を一旦停止（インジェクタ２３を遮断）し、所定のインターバルを経た後に第２分割メイン噴射が開始される。また、第２分割メイン噴射を実行した後、燃料噴射を一旦停止（インジェクタ２３を遮断）し、所定のインターバルを経た後に第３分割メイン噴射が開始される。このインターバルとしては、例えばインジェクタ２３の性能によって決定される最短閉弁期間（インジェクタ２３が閉弁してから開弁を開始するまでの最短期間：例えば２００μｓ）として設定される。この分割メイン噴射のインターバルは上記値に限定されるものではない。
　以下、各分割メイン噴射、および、これら分割メイン噴射の噴射期間について説明する。
　＜第１分割メイン噴射＞
　上記第１分割メイン噴射は、ピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）よりも僅かに進角側で噴射を開始すると共に、ピストン１３の圧縮上死点よりも遅角側で噴射を終了させる。このタイミングで第１分割メイン噴射を開始することにより、上述したように、ピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）から第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼が開始される理想的な熱発生率波形による燃焼が実現される。
　また、この第１分割メイン噴射の噴射期間としては、このメイン噴射が開始された後、この第１分割メイン噴射で噴射される燃料の蒸発速度が、その燃料が供給されている燃焼場での酸素供給速度よりも大きくなる直前に、この第１分割メイン噴射が終了する期間として設定され、このタイミングでメイン噴射は一旦停止される。つまり、この第１分割メイン噴射の実行中に、燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなることがないように噴射期間が設定される。
　ここで、上記「燃料の蒸発速度」および「酸素供給速度」について説明する。
　本発明の発明者は、メイン噴射で噴射された燃料が燃焼する燃焼場でのスモーク発生状況について詳細に解析した。そして、これまで、スモークの発生の有無は、燃焼場に存在する「燃料量」と「酸素量」との関係により決定されると考えられていたこと、即ち、燃焼場に存在する「燃料量」に対して「酸素量」が不十分な状態となった場合にスモークが発生すると考えられていたことについて誤りがあることを見出した。以下、具体的に説明する。
　メイン噴射で噴射された燃料が燃焼する燃焼場（例えば１０個の噴射孔を有するインジェクタの場合には燃焼室内における１０箇所の燃焼場それぞれ）では、混合気の燃焼に伴って急速に温度上昇が進んでおり、この温度上昇した燃焼場に対し継続してメイン噴射での燃料が供給される状況となっている。このため、この燃焼場に連続して供給される燃料は、燃焼場の温度が高いほど熱分解が進み、その燃料蒸発速度も高くなる。
　従って、温度が低い燃焼場では、多くの燃料が供給されても、その燃料蒸発速度は低いために、可燃混合気の発生量は抑えられる。その結果、燃焼場での酸素不足は生じ難く、スモークも発生し難い状態となっている。これに対し、温度が高い燃焼場では、供給される燃料が燃焼場の熱エネルギを受けて連続的に熱分解し、その燃焼によって更に燃焼場が昇温されることになる。このため、燃料蒸発速度が加速度的に高くなっていき、酸素不足が生じやすく、スモークも発生しやすい状態となっている。
　このように、スモークの発生の有無を左右するのは、燃焼場に存在している「燃料量」ではなく、この燃焼場に供給された燃料の「燃料蒸発速度」であることを、実験およびシミュレーションによって本発明の発明者は確認した。そして、燃焼場での燃焼状態を検証する場合、「燃料蒸発速度」が最も重要なファクタであるとの結論に至った。
　このようにして、本発明の発明者は、上記メイン噴射に起因するスモークの発生の有無は、燃焼室内の燃焼場における「燃料蒸発速度」と「酸素供給速度」とにより大きく左右される（燃焼場に存在する「燃料量」と「酸素量」とにより左右されるものではない）ことを見出した。
　尚、上記「燃料の蒸発速度」とは、燃焼場に噴射された燃料が可燃混合気の形成を可能にする程度まで気化される場合における単位時間当たりの気化燃料量であり、燃焼場の温度に応じて変化する燃料の熱分解速度によって決定される。また、「酸素供給速度」とは、上記燃焼場において単位時間当たりに燃料の燃焼に寄与する酸素量であって、燃焼場における酸素密度に依存する値である。そして、燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなる状態とは、燃焼場に存在する気化燃料の大部分を燃焼させるのに必要となる酸素量に比べて、実際に燃焼場において上記燃焼のために供給される酸素量が不足している状況を招く状態を意味する。
　例えば、周方向に亘って均等に１０個の噴射孔を有するインジェクタ２３を備えたエンジン１の場合には、燃焼室３内における１０箇所の燃焼場の何れにおいても、燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくならないように、上記第１分割メイン噴射が終了する期間が設定されることになる。
　また、上述した如く燃料噴射圧力（コモンレール圧）は、上記燃圧設定マップに従ってエンジン１の出力（パワー）に対して一義的に決定されているため、上記噴射期間（インジェクタ２３の開弁期間）の設定によって、上記第１分割メイン噴射の噴射期間中に噴射される燃料噴射量も決定されることになる。その結果、上記第１分割メイン噴射の終了タイミングを規定することは、上記燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなることがないような第１分割メイン噴射の燃料噴射量を規定することになる。
　このように、第１分割メイン噴射の噴射期間中には燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなることがないため、この第１分割メイン噴射で噴射された燃料に起因するスモークは発生しないことになる。
　何故なら、上述した如く、メイン噴射に起因するスモークの発生の有無は、気筒内の燃焼場における「燃料蒸発速度」と「酸素供給速度」とにより大きく左右される。つまり、燃焼場における「燃料蒸発速度」が「酸素供給速度」よりも大きくなると、この燃焼場での酸素不足（酸欠）が発生し、気筒内で混合気の不完全燃焼が生じてスモークが発生してしまう。本実施形態では、第１分割メイン噴射の噴射期間中には燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなることがないため、酸素不足による不完全燃焼は生じず、この第１分割メイン噴射に起因するスモークは発生しない。
　図８は、燃焼場において燃焼が開始されてからの「燃料蒸発速度」と「酸素供給速度」との変化を示している。
　この図８に示すように、燃焼場での燃焼開始の初期時には、燃焼場の温度が低いために燃料の蒸発量も比較的少ない。従って、熱発生量が少なく、燃焼場の温度上昇も緩慢である。このため、燃料蒸発速度も低くなっている。また、燃料の蒸発量が少ないことにより、可燃混合気を生成するために消費される酸素量（酸素消費量）も未だ少ないため、十分な酸素量が燃焼場には確保されており、酸素供給速度としては高く得られている。
　その後、可燃混合気の燃焼に伴って燃焼場の温度が上昇していくと、その熱エネルギを受けた燃料の蒸発量も次第に多くなっていき、この蒸発した燃料により生成される可燃混合気の燃焼によって燃焼場の温度が加速度的に上昇していく。これに伴って燃料蒸発速度も加速度的に上昇していく。このようにして燃料蒸発速度が上昇していくことで可燃混合気を生成するための酸素消費量も加速度的に上昇していき、蒸発燃料に対する酸素の相対量が次第に減少していくことで酸素供給速度は急速に下降していくことになる。
　そして、燃料蒸発速度と酸素供給速度とが一致した点（図８における点Ｘ）に達した後には、燃料蒸発速度が酸素供給速度よりも高くなってスモークが発生してしまうことになる。従って、本実施形態では、この燃料蒸発速度と酸素供給速度とが一致する点よりも以前のタイミングで第１分割メイン噴射を終了するように、言い換えると、燃料蒸発速度をＸ点以下に規定することで燃料と酸素の量的関係が成立（酸欠無し）している燃焼場となるように、その噴射終了タイミングを設定している。
　この第１分割メイン噴射の噴射終了タイミングを求める手法の一例としては以下のものが挙げられる。例えば実験やシミュレーションによって第１分割メイン噴射を実行する。この際の噴射量としてはスモークが発生する程度の比較的大きい値が採用される。そして、その際の熱発生率波形を求める。この場合、時間の経過と共に熱発生率が大きくなっていく。そして、酸素供給速度が燃料蒸発速度よりも大きい状況では、単位時間当たりにおける熱発生率の増加量は略一定に維持される。つまり、熱発生率波形としては略直線となる。そして、酸素供給速度と燃料蒸発速度とが略等しくなり、その後、燃料蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなると、熱発生率の増加量が変化し、単位時間当たりの熱発生率の増加量が小さくなる。つまり、熱発生率波形として変曲点が生じる。この変曲点を求めることで、これを第１分割メイン噴射の終了タイミングとして設定する。
　尚、図６における熱発生率波形および噴射率波形における破線は、従来の燃料噴射形態であって、メイン噴射の噴射期間が長くなっていることで同一燃焼場に対する燃料供給量が多くなっており、この燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなる状況での熱発生率波形および燃料噴射パターンを示している。この熱発生率波形に示すように、燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなる状況では熱発生率のピーク値も高くなり、燃焼場での酸素不足に起因してスモークが発生し、また、燃焼音も著しく大きくなっている。
　＜第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射＞
　上述したように第１分割メイン噴射での燃料噴射量（噴射期間によって決定される燃料噴射量）には上限（「燃料蒸発速度」を「酸素供給速度」よりも大きくしないといった上限）が設定されている。このため、メイン噴射で必要とされる総メイン噴射量（要求トルクを得るための上記総燃料噴射量から上記プレ噴射での噴射量を減算した噴射量）を第１分割メイン噴射のみで確保することが困難となる。このため、第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射が実行される。つまり、メイン噴射で必要とされる総メイン噴射量に対し、第１分割メイン噴射での噴射量の不足分を第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射によって補うようにしている。また、この第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射での噴射量も、図７に示すように、燃焼場環境がスモーク発生領域に達しないように設定されている（この第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射においてスモークが発生しない状況についての詳細は後述する）。
　＜噴射期間＞
　次に、上記各分割メイン噴射におけるそれぞれの噴射期間について説明する。上記インジェクタ２３では、噴射指令信号を受けて燃料噴射が開始されると、噴射孔を閉塞しているニードルが噴射孔から後退していくことで噴射孔の開口面積を次第に増大させていく。そして、ニードルが最後退位置まで移動すると噴射孔の開口面積は最大となる。ところが、このニードルが最後退位置に達するまでに噴射指令信号が解除されると（閉弁指令を受けると）、後退移動している途中でニードルは閉弁方向に向かって前進することになる。つまり、この場合、噴射孔の開口面積は最大となることなく燃料噴射を終了することになる。このため、噴射期間が長く設定されるほど噴射孔の開口面積としては大きく得られることになる。
　そして、上記噴射孔の開口面積は、その噴射孔から噴射される燃料（噴霧）の飛行距離に相関がある。つまり、噴射孔の開口面積が大きい状態で燃料が噴射された場合には、噴射孔から噴射される燃料の液滴の寸法も大きいため運動エネルギも大きく（貫徹力（ペネトレーション）が大きく）なっている。このため、この燃料の液滴の飛行距離は長くなる。一方、噴射孔の開口面積が小さい状態で燃料が噴射された場合には、この噴射孔から噴射される燃料の液滴の寸法も小さいため運動エネルギも小さく（貫徹力（ペネトレーション）が小さく）なっている。このため、この燃料の液滴の飛行距離も短い。
　そして、上述した如く、インジェクタ２３の開弁期間が比較的長く設定された場合（言い換えると、分割メイン噴射１回当たりの噴射量が比較的多く設定された場合）には、ニードルが最後退位置まで移動することになって噴射孔の開口面積は最大となるので、この場合の燃料の液滴の飛行距離は長くなる。つまり、インジェクタ２３から噴射された燃料の大部分は上記キャビティ１３ｂの外周端付近まで飛行可能な状態となる。
　一方、インジェクタ２３の開弁期間が比較的短く設定された場合（言い換えると、分割メイン噴射１回当たりの噴射量が比較的少なく設定された場合）には、ニードルが最後退位置まで移動することがなく噴射孔の開口面積は小さいため、この場合の燃料の液滴の飛行距離は短くなる。つまり、インジェクタ２３から噴射された燃料の大部分は上記キャビティ１３ｂの中央部付近までしか飛行できない状態となる。
　このように、インジェクタ２３の開弁期間によって決まる噴射孔の開口面積と、その噴射孔から噴射される燃料（噴霧）の飛行距離とには相関がある。このため、インジェクタ２３の開弁期間を調整することによって燃料の飛行距離を調整することが可能である。言い換えると、分割メイン噴射１回当たりの噴射量によって決まる噴射孔の開口面積と、その噴射孔から噴射される燃料（噴霧）の飛行距離とには相関がある。このため、分割メイン噴射１回当たりの噴射量を規定することによって燃料の飛行距離を規定することが可能である。
　そこで、本実施形態では、第１分割メイン噴射での噴射期間を長く設定することで、この第１分割メイン噴射で噴射された燃料に対しては飛行距離が長くなるようにし、第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射での噴射期間を短く設定することで、この第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射で噴射された燃料に対しては飛行距離が短くなるようにしている（分割主噴射制御手段による分割主噴射の実行動作）。これにより、第１分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射で噴射される燃料が重なり合わないように噴射期間が設定されていることになる。つまり、第１分割メイン噴射で噴射された燃料については、キャビティ１３ｂの外周端付近の酸素を利用して混合気を生成するようにし、第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射で噴射された燃料については、キャビティ１３ｂの中央部付近の酸素を利用して混合気を生成するようにしている。
　以下、より具体的に説明する。
　上述した如く、第１分割メイン噴射で噴射された燃料は、貫徹力が高いために、キャビティ１３ｂの外周端付近にまで達することになる。
　また、この第１分割メイン噴射の実行後の第２分割メイン噴射で噴射された燃料は、貫徹力が低いために、キャビティ１３ｂの外周端付近にまで達することがない。このため、同一噴孔から噴射される２つの分割メイン噴射同士（第１分割メイン噴射および第２分割メイン噴射）の燃料は重なり合うことはない。つまり、第１分割メイン噴射で噴射された燃料はキャビティ１３ｂの外周端付近で燃焼場を形成するのに対し、第２分割メイン噴射で噴射された燃料はキャビティ１３ｂの内周部分で燃焼場を形成することになるため、これら燃焼場は重なり合わない。
　このようにして、第２分割メイン噴射の燃料を、酸素が十分に存在する領域（第１分割メイン噴射の燃料の燃焼場とは異なる領域、且つスモーク生成温度よりも低い領域：燃料蒸発速度が酸素供給速度よりも小さくなっている燃焼場）に向けて噴射することができる。
　また、第２分割メイン噴射の後に実行される第３分割メイン噴射に際し、これら第２分割メイン噴射と第３分割メイン噴射との間の噴射インターバルは、第２分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して第３分割メイン噴射で噴射される燃料が重なり合うことのない期間として設定される。つまり、これら第２分割メイン噴射と第３分割メイン噴射とは噴射期間が略一致しているので燃料の飛行距離は略同一になるが、気筒内で発生しているスワール流を有効に利用することで燃焼場同士が重なり合わないようにしている。以下、具体的に説明する。
　エンジン１の吸入行程では吸気ポート１５ａから気筒内に流入する空気の流れとしては上記シリンダ中心線Ｐを回転中心とするスワール流が発生しており、このスワール流は圧縮行程および膨張行程においても継続して気筒内で生じている。
　このため、第２分割メイン噴射で噴射された燃料は、このスワール流によって気筒内（具体的にはキャビティ１３ｂ内）を周方向に流れることになる。つまり、膨張行程での時間の経過と共に、第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場はインジェクタ２３の噴射孔に対面する位置（噴射直後の位置）からスワール流に沿った周方向に流されていくことになる。
　従って、先行して実行された第２分割メイン噴射の後に、後続する第３分割メイン噴射を実行する時点にあっては、上記先行して実行された第２分割メイン噴射で噴射されていた燃料の燃焼場は既に気筒内を周方向に流れており、同一噴孔から噴射される２つの分割メイン噴射同士の燃料は重なり合うことはない。
　この場合、スワール流れ方向の上流側の噴射孔から噴射された第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場が、スワール流れ方向の下流側の噴射孔に対向する位置に向かって流れているので、後続する第３分割メイン噴射の噴射タイミングを調整することで、第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場に第３分割メイン噴射の噴射が重なり合わないようにして、第３分割メイン噴射の燃料を、酸素が十分に存在する領域（第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場とは異なる領域：燃料蒸発速度が酸素供給速度よりも小さくなっている燃焼場）に向けて噴射することができる。
　より具体的には、ピストン１３が上死点から下死点に達するまでの間に（クランク角度で１８０°移動するまでの間に）、スワール流が気筒内を周方向に１回転する場合を考える。つまり、スワール比が「２」の場合である。また、インジェクタ２３の噴孔数が「１０」である場合を考える。
　この場合、各分割メイン噴射（第２分割メイン噴射と第３分割メイン噴射）同士のインターバルを気筒内の周方向で１８°（クランク角度で９°）とすれば、第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場に第３分割メイン噴射の噴射を重なり合わせないようにすることができる。
　図９は、上記第１分割メイン噴射、第２分割メイン噴射、第３分割メイン噴射が行われる際の気筒内における噴霧および燃焼場の状態を示す平面図である。この図９では、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ１で示し、第２分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ２で示し、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ３で示している。
　また、図９（ａ）は、第１分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１の状態を示している。図９（ｂ）は、第２分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１，Ｆ２の状態を示しており、上記第１分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ１がスワール流によって周方向に流された状態を示している。図９（ｃ）は、第３分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の状態を示しており、上記第１分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ１および第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ２がそれぞれスワール流によって周方向に流された状態を示している。
　上述したように燃料の飛行距離を異ならせていることにより、図９（ｂ）に示す如く、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ１に対して内周側（図９（ｂ）における二点鎖線の内側の領域）に第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ２が形成されている。また、図９（ｃ）に示すように、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ３は、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ１および第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ２（時間の経過に従って燃焼場が外周側に移動し且つ上記スワール流によって周方向に移動している燃焼場）それぞれに対して内周側（図９（ｃ）における二点鎖線の内側の領域）に形成されている。このため、上記第２分割メイン噴射で噴射された燃料および第３分割メイン噴射で噴射された燃料は、比較的多量の酸素が残存する領域（酸素供給速度が燃料蒸発速度よりも大きくなっている燃焼場）に向けて供給されることになり、各メイン噴射で噴射された燃料を十分な酸素量が確保されている領域において燃焼させることが可能になる。このため、燃焼場での酸素不足が発生することはなく、各燃焼場での混合気の不完全燃焼が防止されて、スモークの発生を回避することができる。
　以上のようなメイン噴射実行時における燃焼場環境の変化について図７を用いて説明する。上述した如く図７は、燃焼場のガス温度と燃焼場の当量比との変化を示すマップである。
　この図７に示すように、第１分割メイン噴射が開始（図７における点Ａ）されるのに伴って、燃焼場の当量比がリッチ側に移行すると共にその燃料の燃焼によって燃焼場ガス温度が上昇していく。この場合の第１分割メイン噴射の噴射量は、上述した如く燃焼場環境がスモーク発生領域に達することのない量として設定されている。
　そして、この第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場が、図９（ｂ）に示す位置まで移動すると第２分割メイン噴射が開始（図７における点Ｂ）される。第１分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場に対し、第２分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場は異なっているので、図７における各矢印は連続しない。この第２分割メイン噴射の実行に伴い、その燃焼場の当量比がリッチ側に移行すると共にその燃料の燃焼によって燃焼場ガス温度が上昇する。この場合の第２分割メイン噴射の噴射量も、上述した如く燃焼場環境がスモーク発生領域に達することのない量として設定されている。
　そして、この第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場が、図９（ｃ）に示す位置まで移動すると第３分割メイン噴射が開始（図７における点Ｃ）される。この場合も、第２分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場に対し、第３分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場は異なっているので、図７における各矢印は連続しない。この第３分割メイン噴射の実行に伴い、その燃焼場の当量比がリッチ側に移行すると共にその燃料の燃焼によって燃焼場ガス温度が上昇する。この場合の第３分割メイン噴射の噴射量も、上述した如く燃焼場環境がスモーク発生領域に達することのない量として設定されている。
　つまり、上記第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射は、それぞれにおける燃料の飛行距離を短縮化しながらも、メイン噴射全体として、要求トルクを得るための総燃料噴射量が確保できるように分割された燃料噴射形態となっている。
　そして、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼が終了すると、当量比が低下していくと共に、それに遅れて筒内ガス温度も次第に低下していく。
　このような噴射形態では、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼が終了した後にあっても、燃焼場環境がスモーク発生領域に達することはなく、排気中におけるスモーク発生阻止機能は継続的に発揮される。
　このように、本実施形態に係る燃焼場での燃焼形態によれば、必要とされる総メイン噴射量を確保して十分なエンジントルクを得ながらも、メイン噴射の実行に起因するスモークの発生を抑制し、排気エミッションの改善を図ることができる。
　（第２実施形態）
　次に、第２実施形態について説明する。ここでは、本発明の技術的思想をより理解しやすくするために、各分割メイン噴射で噴射された燃料がスワール流の影響を殆ど受けないと仮定した上で、第２分割メイン噴射での燃料噴射量と第３分割メイン噴射での燃料噴射量とを互いに異ならせた場合について説明する。エンジン１の構成や、第２分割メイン噴射および第３分割メイン噴射での燃料噴射量以外の燃料噴射形態については上記第１実施形態と同様であるので、ここでは第１実施形態との相違点についてのみ説明する。
　図１０は、本実施形態におけるプレ噴射およびメイン噴射の実行期間中における気筒内での熱発生率の変化および燃料噴射パターンをそれぞれ示している。
　本実施形態においても、メイン噴射としては、第１分割メイン噴射、第２分割メイン噴射、第３分割メイン噴射に分割して実行される。第１分割メイン噴射は、各分割メイン噴射のうち最も進角側のメイン噴射である。第２分割メイン噴射は、上記第１分割メイン噴射よりも遅角側のメイン噴射であって、この第１分割メイン噴射での噴射量よりも少量に設定されている。第３分割メイン噴射は、上記第２分割メイン噴射よりも更に遅角側のメイン噴射であって、この第２分割メイン噴射での噴射量よりも更に少量に設定されている。例えば、第２分割メイン噴射での噴射量に対して約５０％に設定される。この値はこれに限定されるものではない。
　第１分割メイン噴射の噴射形態は上記第１実施形態のものと同様である。このため、第１分割メイン噴射の噴射期間中には燃焼場での燃料の蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくなることがなく、この第１分割メイン噴射で噴射された燃料に起因するスモークは発生しない。
　本実施形態では、上記第１実施形態の場合と同様に、第２分割メイン噴射での噴射期間を第１分割メイン噴射での噴射期間よりも短く設定することで、この第２分割メイン噴射で噴射された燃料の飛行距離が第１分割メイン噴射で噴射された燃料の飛行距離よりも短くなるようにしている。
　更に、第３分割メイン噴射での噴射期間を第２分割メイン噴射での噴射期間よりも短く設定することで、この第３分割メイン噴射で噴射された燃料の飛行距離が第２分割メイン噴射で噴射された燃料の飛行距離よりも短くなるようにしている。つまり、第１分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して第２分割メイン噴射で噴射される燃料が重なり合わないように噴射期間が設定されている。また、第２分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して第３分割メイン噴射で噴射される燃料が重なり合わないように噴射期間が設定されている。これにより、第１分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して、第２分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場が内周側に位置する。また、第２分割メイン噴射において噴射された燃料の燃焼場に対して、第３分割メイン噴射で噴射される燃料の燃焼場が内周側に位置する。
　その結果、第２分割メイン噴射で噴射された燃料については、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場よりも内側の領域に存在する酸素を利用して混合気を生成することになる。また、第３分割メイン噴射で噴射された燃料については、第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場よりも更に内側の領域に存在する酸素を利用して混合気を生成することになる。
　図１１は、本実施形態において、上記第１分割メイン噴射、第２分割メイン噴射、第３分割メイン噴射が行われる際の気筒内における噴霧および燃焼場の状態を示す平面図である。この図１１では、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ１で示し、第２分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ２で示し、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の噴霧および燃焼場を符号Ｆ３で示している。
　また、図１１（ａ）は、第１分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１の状態を示している。図１１（ｂ）は、第２分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１，Ｆ２の状態を示しており、上記第１分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ１が、その貫徹力により外周側に移動した状態を示している。図１１（ｃ）は、第３分割メイン噴射実行直後の噴霧Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の状態を示しており、上記第１分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ１および第２分割メイン噴射の燃料の燃焼場Ｆ２がそれぞれ貫徹力により外周側に移動した状態を示している。
　図１１（ｂ）に示すように、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ１に対して内周側（図１１（ｂ）における二点鎖線Ｉの内側の領域）に第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ２が形成されている。また、図１１（ｃ）に示すように、第３分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ３は、第１分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ１および第２分割メイン噴射で噴射された燃料の燃焼場Ｆ２それぞれに対して内周側（図１１（ｃ）における二点鎖線ＩＩの内側の領域）に形成されている。このため、上記第２分割メイン噴射で噴射された燃料および第３分割メイン噴射で噴射された燃料は、比較的多量の酸素が残存する領域（酸素供給速度が燃料蒸発速度よりも大きくなっている燃焼場）に向けて供給されることになり、各メイン噴射で噴射された燃料を十分な酸素量が確保されている領域において燃焼させることが可能になる。このため、燃焼場での酸素不足が発生することはなく、各燃焼場での混合気の不完全燃焼が防止されて、スモークの発生を回避することができる。
　尚、本実施形態においても、各分割メイン噴射のインターバルとしては、インジェクタ２３の性能によって決定される最短閉弁期間（インジェクタ２３が閉弁してから開弁を開始するまでの最短期間：例えば２００μｓ）として設定される。この分割メイン噴射のインターバルは上記値に限定されるものではない。
　本実施形態によっても、上述した第１実施形態の場合と同様に、必要とされる総メイン噴射量を確保して十分なエンジントルクを得ながらも、メイン噴射の実行に起因するスモークの発生を抑制し、排気エミッションの改善を図ることができる。
　－他の実施形態－
　以上説明した各実施形態では、自動車に搭載される直列４気筒ディーゼルエンジンに本発明を適用した場合について説明した。本発明は、自動車用に限らず、その他の用途に使用されるエンジンにも適用可能である。また、気筒数やエンジン形式（直列型エンジン、Ｖ型エンジン等の別）についても特に限定されるものではない。
　また、上記各実施形態では、マニバータ７７として、ＮＳＲ触媒７５およびＤＰＮＲ触媒７６を備えたものとしたが、ＮＳＲ触媒７５およびＤＰＦ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ　Ｆｉｌｔｅｒ）を備えたものとしてもよい。
　また、上記各実施形態では、メイン噴射の分割数を３分割としたが、２分割としたり４分割以上に分割した場合にも本発明は適用可能である。この場合にも、各分割メイン噴射にあっては、燃焼場における燃料蒸発速度が酸素供給速度よりも大きくならないように燃料噴射量が設定されることになる。
　また、上述した各実施形態では、各分割メイン噴射で噴射された燃料同士が重なり合わないようにしていたが、本発明は、スモークの発生を抑制できる範囲であれば、これら燃料同士が部分的に重なり合うことも技術的思想の範疇である。
　更に、上記第１実施形態では、第２分割メイン噴射と第３分割メイン噴射との噴射量を略同一とし、スワール流によって周方向に流れた第２分割メイン噴射の燃焼場同士の間の領域に対して第３分割メイン噴射による燃料供給を行うようにしていた。本発明は、これに限らず、第１分割メイン噴射と第２分割メイン噴射との噴射量を略同一とし、スワール流によって周方向に流れた第１分割メイン噴射の燃焼場同士の間の領域に対して第２分割メイン噴射による燃料供給を行うようにすると共に、その後に実行される第３分割メイン噴射での燃料噴射量を少なく設定して燃料飛行距離を短くするような燃焼噴射形態としてもよい。
　本発明は、自動車に搭載されるコモンレール式筒内直噴型多気筒ディーゼルエンジンにおいて、メイン噴射を複数回の分割メイン噴射に分割して実行する場合の燃料噴射制御に適用することが可能である。

Claims (6)

  1. 　燃焼室内に臨む噴射孔を有する燃料噴射弁を備え、この燃料噴射弁の噴射パターンとして主噴射を複数回の分割主噴射として実行可能な圧縮自着火式の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　上記分割主噴射の実行時、各分割主噴射それぞれにおける燃料の飛行距離を異ならせることで、各分割主噴射それぞれで噴射された燃料の各燃焼場を燃料噴射弁からの距離が互いに異なる領域に設定する分割主噴射制御手段を備えていることを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
  2. 　上記請求項１記載の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　上記分割主噴射制御手段は、
    　先行して実行される分割主噴射での燃料噴射量を、その噴射された燃料の燃焼場においてスモークが発生しない量に設定する一方、
    　上記先行する分割主噴射に後続して実行される分割主噴射での燃料噴射量を、その噴射された燃料の供給領域が上記先行する分割主噴射で噴射された燃料の燃焼場とは異なる領域となり且つその領域においてスモークが発生しない量に設定するものであることを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
  3. 　上記請求項１または２記載の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　上記分割主噴射制御手段は、燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を大きくすることで飛行距離を長くする分割主噴射と、燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を小さくすることで飛行距離を短くする分割主噴射とを切り換えることにより、各分割主噴射それぞれで噴射された燃料の各燃焼場を互いに異なる領域に設定するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
  4. 　上記請求項３記載の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　上記分割主噴射制御手段は、飛行距離を長くする分割主噴射では燃料噴射弁の開弁期間を長く設定することで噴射孔の開口面積を大きくする一方、飛行距離を短くする分割主噴射では燃料噴射弁の開弁期間を短く設定することで噴射孔の開口面積を小さくするよう構成されていることを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
  5. 　上記請求項３記載の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　上記分割主噴射制御手段は、先行する第１の分割主噴射の実施後、２回以上の分割主噴射を実行するようになっており、第１の分割主噴射に後続する各分割主噴射は、噴射タイミングが遅い分割主噴射ほど、燃料の飛行距離が短くなるように燃料噴射弁の噴射孔の開口面積を小さくしていくことを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
  6. 　上記請求項１～５のうち何れか一つに記載の内燃機関の燃料噴射制御装置において、
    　先行する分割主噴射の噴射停止時から後続する分割主噴射の噴射開始時までのインターバルは、燃料噴射弁の最短開閉期間により設定されていることを特徴とする内燃機関の燃料噴射制御装置。
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