WO2012026005A1 - 内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置及び拡散燃焼開始時期制御装置 - Google Patents

内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置及び拡散燃焼開始時期制御装置 Download PDF

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diffusion combustion
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長谷川　亮
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トヨタ自動車株式会社
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    • F02D2250/00—Engine control related to specific problems or objectives
    • F02D2250/31—Control of the fuel pressure

Definitions

  • the present invention relates to a device that estimates the diffusion combustion start timing of a compression ignition type internal combustion engine represented by a diesel engine, and a device that controls the diffusion combustion start timing using the estimation result of the diffusion combustion start timing. .
  • combustion of a diesel engine mounted on an automobile or the like is mainly formed by premixed combustion and diffusion combustion. Specifically, when fuel injection from the injector into the combustion chamber is started, first, a combustible mixture is generated by vaporization and diffusion of fuel (ignition delay period). Next, this combustible air-fuel mixture self-ignites almost simultaneously in several places in the combustion chamber, and the combustion proceeds rapidly (premixed combustion). Then, the fuel injection is continued into the combustion chamber whose temperature has been sufficiently raised by the premixed combustion, or the diffusion combustion is performed by starting the fuel injection after a predetermined interval (fuel injection stop period). Thereafter, since unburned fuel exists even after the fuel injection is completed, heat generation is continued for a while (afterburn period).
  • Patent Documents 1 to 3 have been proposed as conventional techniques related to the control of the combustion start timing of the air-fuel mixture.
  • the predicted ignition timing is obtained using an ignition timing prediction model using parameters such as fuel injection timing, intake oxygen concentration, and engine speed as arguments.
  • the control of the combustion start timing of the air-fuel mixture so far is to stabilize the combustion in the combustion chamber by optimizing the ignition timing of the premixed combustion. Met.
  • the ignition timing and the amount of combustion vary greatly depending on the state quantity such as temperature, pressure, oxygen concentration, etc. in the combustion chamber.
  • it is difficult to properly control the ignition timing and accordingly, there is a possibility that the start timing of diffusion combustion that greatly affects the exhaust emission cannot be obtained properly.
  • control of the ignition timing of premixed combustion has limited controllability in terms of combustion stability and exhaust emission.
  • the ignition delay amount of the premixed combustion largely fluctuates according to the change in the state quantity in the combustion chamber (the change in the state quantity due to the environmental change or the operation transient), or the combustion quantity ( The amount of heat generated) is likely to fluctuate greatly, and its controllability tends to deteriorate.
  • the ignition delay of premixed combustion varies greatly, and the combustion amount fluctuates greatly even when the ignitability of the air-fuel mixture deteriorates due to engine operation at high altitude or the use of low cetane number fuel. Is more likely to do.
  • the inventor of the present invention can estimate the start timing of diffusion combustion with high accuracy in view of this point, the inventor of the present invention is useful for significant improvement in combustion stability and exhaust emission as compared with the case of controlling the ignition timing of premixed combustion. It was noted that it was possible.
  • diffusion combustion fuel is injected when the temperature in the combustion chamber reaches an ignitable temperature (for example, 1000 K), and combustion is started at the same time as the fuel injection timing.
  • an ignitable temperature for example, 1000 K
  • diffusion combustion is not started during the period from when the fuel injected into the combustion chamber evaporates to produce a combustible mixture. This period varies depending on the fuel evaporation rate.
  • the diffusion combustion start timing depends on the fuel evaporation rate in the combustion chamber. For this reason, the inventors of the present invention have found that it is necessary to estimate the diffusion combustion start time in consideration of this, and to control the diffusion combustion start time based on this.
  • the present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a diffusion combustion start timing estimation device for an internal combustion engine that can accurately estimate the diffusion combustion start timing in a compression ignition type internal combustion engine. Another object of the present invention is to provide a diffusion combustion start timing control device that controls the diffusion combustion start timing using the estimation result of the diffusion combustion start timing.
  • the solution principle of the present invention taken to achieve the above object is to calculate the evaporation rate and oxidation rate of the fuel injected into the combustion chamber, that is, when the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate coincide, that is, The time when the fuel oxidation rate catches up with the fuel evaporation rate is estimated as the start time of diffusion combustion. If the estimated diffusion combustion start time deviates from the appropriate time, control (such as fuel evaporation rate correction control) is performed so that the diffusion combustion start time coincides with the appropriate time. Yes.
  • the present invention relates to a compression self-ignition internal combustion engine that estimates a diffusion combustion start timing at which fuel injected from a fuel injection valve starts diffusion combustion into a combustion chamber after premixed combustion of an air-fuel mixture is started.
  • the target is an engine diffusion combustion start timing estimation device.
  • This diffusion combustion start timing estimation device is provided with fuel evaporation rate calculation means, fuel oxidation rate calculation means, and diffusion combustion start timing estimation means.
  • the fuel evaporation rate calculating means corrects the evaporation rate of the fuel injected from the fuel injection valve into the combustion chamber according to at least one of an environmental condition and an operating condition with respect to a predetermined reference evaporation rate. Calculate by doing.
  • the fuel oxidation rate calculation means corrects the oxidation rate of the fuel that has generated an air-fuel mixture by evaporation in the combustion chamber according to at least one of environmental conditions and operating conditions with respect to a predetermined reference oxidation rate.
  • the diffusion combustion start timing estimating means is a state in which the fuel evaporation speed calculated by the fuel evaporation speed calculating means and the fuel oxidation speed calculated by the fuel oxidation speed calculating means are different from each other. The point in time when the mixture becomes is estimated as the diffusion combustion start time of the air-fuel mixture.
  • the fuel evaporation rate calculated by the fuel evaporation rate calculating unit and the fuel oxidation rate calculated by the fuel oxidation rate calculating unit are different from each other. It is estimated that the time is the diffusion combustion start timing of the air-fuel mixture, and it is possible to verify with high accuracy whether or not the estimated diffusion combustion start timing is properly obtained. That is, when the combustion start timing of the air-fuel mixture is optimized by controlling the ignition timing of the premixed combustion as in the conventional case, the ignition timing and the combustion amount of the premixed combustion are determined according to the state quantities such as the temperature, pressure, oxygen concentration, etc.
  • the amount of generated heat fluctuates greatly, and it is difficult to properly control the ignition timing, and the controllability is limited in terms of combustion stability and exhaust emission.
  • the controllability is improved and the exhaust emission is improved. You can plan. Further, the fuel evaporation rate is calculated by performing correction according to the environmental condition and the operating condition with respect to the predetermined reference evaporation rate, and the fuel oxidation rate is set to the environment with respect to the predetermined reference oxidation rate. Calculation is performed by performing correction according to the conditions and operating conditions.
  • sensors for example, an in-cylinder pressure sensor
  • the configuration of the fuel evaporation rate calculation means is actually compared to the map value of the fuel evaporation rate steady map representing the fuel evaporation rate for each crank angle created assuming that the cylinder is at the reference pressure and the reference temperature.
  • the fuel evaporation rate is calculated by multiplying the correction coefficient corresponding to the in-cylinder pressure and the in-cylinder temperature.
  • the fuel oxidation rate calculation means specifically, a map of a fuel oxidation rate steady map representing the fuel oxidation rate for each crank angle created assuming that the cylinder has a reference pressure, a reference temperature and a reference oxygen concentration.
  • the fuel oxidation rate is calculated by multiplying the value by a correction coefficient corresponding to the actual in-cylinder pressure, in-cylinder temperature, and in-cylinder oxygen concentration.
  • the fuel evaporation rate at the time when the fuel is injected into the combustion chamber from the fuel injection valve is set to “0”, and the diffusion combustion start timing defined based on the in-cylinder pressure change in the combustion stroke. This is created by linear approximation assuming that the fuel oxidation rate increases at a constant acceleration from the time when the fuel is injected up to the fuel oxidation rate equal to the fuel evaporation rate on the steady evaporation rate map.
  • a fuel oxidation rate steady map is obtained by linearly approximating the fuel oxidation rate at which the acceleration changes as the crank angle advances (as if the fuel is oxidized at a constant acceleration). This makes it easy to create a steady map for the fuel oxidation rate.
  • the configuration of the diffusion combustion start timing control device that controls the diffusion combustion start timing estimated by the diffusion combustion start timing estimation device of any one of the above-described solutions is as follows. That is, the deviation of the estimated diffusion combustion start timing is calculated with respect to the target diffusion combustion start timing, and based on this deviation, the estimated diffusion combustion start timing matches the target diffusion combustion start timing.
  • the diffusion combustion start timing correcting means for performing the diffusion combustion start timing correction operation is provided.
  • the diffusion combustion start timing correction means performs the diffusion combustion start timing correction operation by changing a control parameter that makes the evaporation rate of the fuel injected into the combustion chamber variable.
  • the fuel evaporation rate is made variable according to the deviation between the target fuel evaporation rate at which the target diffusion combustion start timing is obtained and the actual fuel evaporation rate corresponding to the estimated diffusion combustion start timing.
  • the correction operation of the diffusion combustion start time is performed by changing the parameter.
  • the control parameter for varying the evaporation rate of the fuel injected into the combustion chamber is the fuel injection pressure, and the estimated diffusion combustion start timing is advanced with respect to the target diffusion combustion start timing.
  • the fuel injection pressure is set higher as the deviation is larger.
  • the fuel injection pressure is set higher as the deviation is larger.
  • the particle size of the fuel injected from the fuel injection valve becomes small, and as a result, the fuel evaporation rate increases.
  • the estimated diffusion combustion start timing is on the advance side with respect to the target diffusion combustion start timing, the larger the deviation, the higher the fuel injection pressure is set to increase the fuel evaporation rate, The timing at which the fuel oxidation rate reaches the fuel evaporation rate is shifted to the retard side. As a result, the diffusion combustion start timing can be approached to the target diffusion combustion start timing.
  • a swirl flow velocity in the combustion chamber can also be mentioned.
  • the swirl flow rate is set higher as the deviation increases.
  • the swirl flow rate is set higher as the deviation is larger.
  • the swirl flow rate is set high, the fuel evaporation rate in the combustion chamber will increase. Therefore, when the estimated diffusion combustion start timing is on the advance side with respect to the target diffusion combustion start timing, the larger the deviation, the higher the swirl flow rate is set to increase the fuel evaporation rate, The timing at which the oxidation rate reaches the fuel evaporation rate is shifted to the retard side. As a result, the diffusion combustion start timing can be approached to the target diffusion combustion start timing.
  • the above estimation for the target diffusion combustion start timing is performed.
  • the diffused combustion start timing is on the advance side
  • the larger the deviation is the higher the fuel injection pressure is set, and even if this fuel injection pressure is corrected to the correction limit.
  • the swirl flow rate is set higher as the deviation increases.
  • the actual fuel evaporation rate is lower than the target fuel evaporation rate, the larger the deviation, the higher the fuel injection pressure is set. Even if this fuel injection pressure is corrected to the correction limit, the target fuel evaporation rate is not increased.
  • the swirl flow rate is set higher as the deviation increases.
  • the controllable range of the diffusion combustion start timing is expanded, and the target diffusion combustion start timing can be obtained.
  • the control parameter for changing the evaporation rate of the fuel injected into the combustion chamber may be the valve timing of the intake valve.
  • the valve timing at which the intake valve opens is set to the retard side as the deviation increases.
  • the valve timing at which the intake valve opens is set to the retard side as the deviation increases.
  • the evaporation rate and the oxidation rate of the fuel injected into the combustion chamber are calculated, and the time when the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate coincide, that is, the time when the fuel oxidation rate catches up with the fuel evaporation rate is diffused. It is estimated that it is the start time of combustion. When the estimated diffusion combustion start time deviates from the appropriate time, control is performed so that the diffusion combustion start time coincides with the appropriate time. For this reason, the start timing of diffusion combustion that greatly affects the exhaust emission is directly estimated, and a correction operation for this is possible, so that controllability is improved and exhaust emission can be improved.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an engine and a control system thereof according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral part.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of an intake / exhaust system and a combustion chamber for explaining the outline of the combustion mode in the combustion chamber.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the combustion chamber and its surroundings during fuel injection.
  • FIG. 6 is a plan view of the combustion chamber during fuel injection.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an engine and a control system thereof according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral part.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of an intake /
  • FIG. 7 is a waveform diagram showing changes in the heat generation rate (heat generation amount per unit rotation angle of the crankshaft) and changes in the fuel injection rate (fuel injection amount per unit rotation angle of the crankshaft) during the expansion stroke. It is.
  • FIG. 8 is a flowchart showing the procedure of the diffusion combustion start timing estimation operation.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining the evaporation state of the fuel injected from the injector and the change in each fuel state region.
  • FIG. 10A is a diagram showing the diffusion combustion start timing on the fuel evaporation rate map
  • FIG. 10B is a diagram showing the relationship between the diffusion combustion start timing, the fuel evaporation rate, and the fuel oxidation rate. is there.
  • FIG. 11 is a map for obtaining a correction coefficient for calculating the fuel oxidation rate.
  • FIG. 11 (a) is a temperature correction coefficient map
  • FIG. 11 (b) is a pressure correction coefficient map
  • FIG. 11 (c) is oxygen. It is a figure which shows a density
  • FIG. 12A is a diagram showing the relationship between the crank angle of the engine, the fuel evaporation rate, and the fuel oxidation rate when the fuel evaporation rate is lower than the reference evaporation rate
  • FIG. It is a figure which shows the relationship between the crank angle of an engine, a fuel evaporation rate, and a fuel oxidation rate when an evaporation rate is higher than a reference
  • FIG. 13 is a flowchart showing the procedure of the diffusion combustion start timing control operation.
  • FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the diffusion combustion start timing, the fuel evaporation rate, and the fuel oxidation rate when the actual fuel evaporation rate deviates from the target fuel evaporation rate.
  • FIG. 15 is a view showing an operation amount setting map showing the relationship between the swirl amount and the swirl control valve operation amount.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine 1 and its control system according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is sectional drawing which shows the combustion chamber 3 of a diesel engine, and its peripheral part.
  • 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 at which the exhaust A / F becomes the target A / F) by the addition control operation by the ECU 100.
  • the 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 (intake 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 intake system 6 is provided with a swirl control valve 66 for making the swirl flow (horizontal swirl flow) in the combustion chamber 3 variable (see FIG. 2).
  • a swirl control valve 66 for making the swirl flow (horizontal swirl flow) in the combustion chamber 3 variable (see FIG. 2).
  • the intake port 15a two systems of a normal port and a swirl port are provided for each cylinder, and a normal valve 15a shown in FIG. A swirl control valve 66 is disposed.
  • An actuator (not shown) is connected to the swirl control valve 66, and the flow rate of air passing through the normal port 15a can be changed according to the opening of the swirl control valve 66 adjusted by driving the actuator. Yes.
  • the larger the opening of the swirl control valve 66 the greater the amount of air taken into the cylinder from the normal port 15a. For this reason, the swirl generated by the swirl port (not shown in FIG.
  • the exhaust system 7 includes an exhaust manifold 72 connected to the 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. Further, a maniverter (exhaust gas purification device) 77 provided with 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
  • potassium (K), sodium (Na), lithium (Li), cesium (Cs), etc. are provided on this carrier.
  • Alkali metal, alkaline earth such as barium (Ba) and calcium (Ca)
  • rare earth such as lanthanum (La) and yttrium (Y)
  • noble metal such as platinum (Pt) are supported. ing.
  • 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 concave dimension is small in the central portion (on the cylinder center line P), and the concave dimension is increased toward the outer peripheral side. That is, as shown in FIG. 2, when the piston 13 is in the vicinity of the compression top dead center, the combustion chamber 3 formed by the cavity 13b is a narrow space having a relatively small volume at the center portion, and is directed toward the outer peripheral side. Thus, the space is gradually enlarged (expanded space).
  • 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 the intake port 15a for introducing air into the combustion chamber 3 and the exhaust port 71 for exhausting exhaust gas from the combustion chamber 3, and intake air for opening and closing the intake port 15a.
  • An exhaust valve 17 that opens and closes the valve 16 and the exhaust port 71 is 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 EGR passage 8, the EGR valve 81, the EGR cooler 82, and the like constitute an EGR device (exhaust gas recirculation device).
  • 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.
  • the supply interface 21, the injector 23, the fuel addition valve 26, the throttle valve 62, the swirl control valve 66, the EGR valve 81, and the like are connected to the output interface 106.
  • an actuator (not shown) provided in the variable nozzle vane mechanism of the turbocharger 5 is also connected to the output interface 106.
  • the ECU 100 executes various controls of the engine 1 based on outputs from the various sensors described above, calculated values obtained by arithmetic expressions using the output values, or various maps stored in the ROM 102. .
  • the ECU 100 executes pilot injection (sub-injection) and main injection (main injection) as the fuel injection control of the injector 23.
  • the pilot injection is an operation for injecting a small amount of fuel in advance prior to the main injection from the injector 23.
  • the pilot injection is an injection operation for suppressing the ignition delay of fuel due to the main injection and leading to stable diffusion combustion, and is also referred to as sub-injection.
  • the pilot 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. 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 (for example, 1000 K). In this way, the ignitability of the fuel injected by the main injection is ensured satisfactorily.
  • the main injection is an injection operation (torque generation fuel supply operation) for generating torque of the engine 1.
  • the injection amount in the main injection is basically determined so as to obtain the required torque according to the operation state such as the engine speed, the accelerator operation amount, the coolant temperature, the intake air temperature, and the like. 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). As the accelerator opening becomes larger, the required torque value of the engine 1 is higher, and accordingly, the fuel injection amount in the main injection is also set higher.
  • After injection is an injection operation for increasing the exhaust gas temperature. Specifically, after injection is performed at a timing at which most of the combustion energy of the supplied fuel is obtained as thermal energy of the exhaust gas without being converted into torque of the engine 1.
  • 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 ECU 100 controls the opening degree of the EGR valve 81 according to the operating state of the engine 1 and adjusts the exhaust gas recirculation amount (EGR amount) toward the intake manifold 63.
  • the EGR amount is set according to an EGR map stored in advance in the ROM 102.
  • this EGR map is a map for determining the EGR amount (EGR rate) using the engine speed and the engine load as parameters.
  • This EGR map is created in advance by experiments, simulations, or the like. That is, by applying the engine speed calculated based on the detection value of the crank position sensor 40 and the opening of the throttle valve 62 (corresponding to the engine load) detected by the throttle opening sensor 42 to the EGR map. An EGR amount (opening degree of the EGR valve 81) is obtained.
  • the ECU 100 executes the opening degree control of the swirl control valve 66.
  • the opening degree of the swirl control valve 66 the amount of movement of the fuel spray injected into the combustion chamber 3 per unit time (or per unit crank rotation angle) in the circumferential direction in the cylinder is changed. Is called.
  • the opening degree of the swirl control valve 66 is also changed when the fuel evaporation rate control is executed. Details of the opening control of the swirl control valve 66 in the fuel evaporation rate control will be described later.
  • the fuel injection pressure when executing the fuel injection is determined by the internal pressure of the common rail 22.
  • 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.
  • the target rail pressure is set according to a fuel pressure setting map stored in the ROM 102, for example. That is, by determining the fuel pressure according to this fuel pressure setting map, the valve opening period (injection rate waveform) of the injector 23 is controlled, and the fuel injection amount during the valve opening period can be defined.
  • the target rail pressure is changed according to the target fuel evaporation rate when the fuel evaporation rate control is executed. Details of the operation of changing the target rail pressure in the fuel evaporation rate control will be described later.
  • the fuel pressure is adjusted between 30 MPa and 200 MPa according to the engine load and the like. That is, as a control range of the fuel pressure, the lower limit value is 30 MPa and the upper limit value is 200 MPa.
  • 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, obtains the amount of depression of the accelerator pedal (accelerator opening) based on the detection value of the accelerator opening sensor 47, The total fuel injection amount (the sum of the injection amount in pilot injection and the injection amount in main injection) is determined based on the engine speed and the accelerator opening.
  • FIG. 4 gas (air) is sucked into one cylinder of the engine 1 through the intake manifold 63 and the intake port 15 a, and combustion is performed by fuel injection from the injector 23 into the combustion chamber 3.
  • FIG. 6 is a diagram schematically showing how the subsequent gas is discharged to the exhaust manifold 72 through the exhaust port 71.
  • the gas sucked into the cylinder includes fresh air sucked from the intake pipe 64 through the throttle valve 62 and from the EGR passage 8 when the EGR valve 81 is opened.
  • Inhaled EGR gas is included.
  • the ratio of the amount of EGR gas to the sum of the amount of fresh air (mass) to be sucked and the amount of mass of EGR (mass) to be sucked is appropriately controlled by the ECU 100 according to the operating state. It changes according to the opening degree of 81.
  • the fresh air and EGR gas sucked into the cylinder in this way are sucked into the cylinder as the piston 13 (not shown in FIG. 4) descends via the intake valve 16 which is opened in the intake stroke. It becomes in-cylinder gas.
  • This in-cylinder gas is sealed in the cylinder by closing the intake valve 16 when the valve is determined according to the operating state of the engine 1 (in-cylinder gas confinement state), and in the subsequent compression stroke
  • the piston 13 is compressed as the piston 13 moves up.
  • the injector 23 is opened for a predetermined time by the injection amount control by the ECU 100 described above, so that the fuel is directly injected into the combustion chamber 3.
  • the pilot injection is performed before the piston 13 reaches the top dead center, and after the fuel injection is temporarily stopped, the piston 13 reaches the vicinity of the top dead center after a predetermined interval. Main injection will be executed.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the combustion chamber 3 and its peripheral portion at the time of fuel injection
  • FIG. 6 is a plan view of the combustion chamber 3 at the time of fuel injection (a view showing the upper surface of the piston 13).
  • the injector 23 of the engine 1 according to the present embodiment is provided with eight injection holes at equal intervals in the circumferential direction, and fuel is injected equally from these injection holes. It has become so.
  • the number of nozzle holes is not limited to eight.
  • the fuel sprays A, A,... Injected from each nozzle hole diffuse in a substantially conical shape. Further, since fuel injection from each nozzle hole (particularly main injection) is performed when the piston 13 reaches the vicinity of compression top dead center, as shown in FIG. Will diffuse in the cavity 13b.
  • the fuel sprays A, A,... Injected from the respective injection holes formed in the injector 23 are mixed with the in-cylinder gas with the passage of time and become air-fuel mixtures in the cylinder. It diffuses in a conical shape and burns by self-ignition. That is, each of the fuel sprays A, A,... Forms a substantially conical combustion field together with the in-cylinder gas, and combustion is started in each of the combustion fields (eight combustion fields in this embodiment). It will be.
  • the energy generated by this combustion is kinetic energy for pushing down the piston 13 toward the bottom dead center (energy serving as engine output), thermal energy for raising the temperature in the combustion chamber 3, cylinder block 11 and cylinder head 15 It becomes the heat energy radiated to the outside (for example, cooling water) through.
  • the in-cylinder gas after combustion is exhausted to the exhaust port 71 and the exhaust manifold 72 as the piston 13 moves up through the exhaust valve 17 that opens in the exhaust stroke, and becomes exhaust gas.
  • the waveform shown in the upper part of FIG. 7 is represented by an ideal heat generation rate waveform (Euro6) related to combustion of fuel injected in pilot injection and main injection, with the horizontal axis representing the crank angle and the vertical axis representing the heat generation rate.
  • Euro6 ideal heat generation rate waveform
  • TDC in the figure indicates the crank angle position corresponding to the compression top dead center of the piston 13.
  • the waveform shown in the lower part of FIG. 7 shows the waveform of the injection rate of fuel injected from the injector 23 (fuel injection amount per unit rotation angle of the crankshaft).
  • a relatively large pilot injection amount is set (for example, the injection amount in pilot injection) Combustion by increasing the premixed combustion amount and setting the EGR rate high by setting the injection amount in the pilot injection to about 30% with respect to the total fuel injection amount that is the sum of the injection amount in the main injection
  • the temperature is kept low so that the amount of NOx generated can be suppressed.
  • the heat generation rate waveform shown in FIG. 7 indicates that the combustion of the fuel injected by the main injection (diffusion combustion) is the compression top dead center (TDC) of the piston 13 in order to facilitate understanding of the change in the heat generation rate.
  • TDC compression top dead center
  • the two-dot chain line in FIG. 7 shows a part of the change in the heat generation rate due to the combustion of the fuel injected by the pilot injection (the second half portion of the heat generation rate waveform by the pilot injection).
  • the alternate long and short dash line indicates a part of the change in the heat generation rate due to the combustion of the fuel injected by the main injection (the first half portion of the heat generation rate waveform by the main injection). That is, the base end portion of the heat generation rate waveform indicated by the one-dot chain line (intersection with the crank angle axis having the heat generation rate “0”) is the diffusion combustion start time.
  • the heat generation rate has a maximum value (peak value) at a predetermined piston position after the compression top dead center of the piston 13 (for example, 10 degrees after compression top dead center (ATDC 10 °)). Further, the combustion of the fuel injected in the main injection ends at a predetermined piston position after compression top dead center (for example, at 25 degrees after compression top dead center (ATDC 25 °)). Yes. If the air-fuel mixture is combusted in such a state of changing the heat generation rate, the engine 1 can be operated with high thermal efficiency. These values are not limited to this, and can be set as appropriate.
  • the combustion of the fuel injected by the pilot injection has a heat generation rate of a predetermined amount (for example, 30 [J / ° CA]) at the compression top dead center (TDC) of the piston 13, and thus the main injection.
  • a predetermined amount for example, 30 [J / ° CA]
  • the temperature in the combustion chamber reaches or exceeds the ignition possible temperature of the air-fuel mixture (for example, 1000 K), and stable diffusion combustion of the fuel injected in the main injection is realized.
  • pilot injection may be performed a plurality of times. In this case, the in-cylinder temperature can be further increased to ensure good ignitability of fuel injected by main injection.
  • the cylinder is sufficiently preheated by pilot injection.
  • the fuel injected by the main injection is exposed to a temperature environment equal to or higher than the self-ignition temperature after the injection, the thermal decomposition proceeds, and the diffusion combustion is started. Become.
  • the operation of estimating the diffusion combustion start time is performed when the combustion state of the air-fuel mixture generated by the fuel injected in the main injection is a so-called low-temperature oxidation reaction combustion state (the fuel oxidation rate is lower than the fuel evaporation rate).
  • the timing at which the combustion state is changed to the diffusion combustion state is estimated.
  • the outline of the procedure for estimating the diffusion combustion start time will be described with reference to the flowchart of FIG.
  • the operation for estimating the diffusion combustion start timing shown in this flowchart is executed by starting main injection in the cylinder that has reached the combustion stroke, and until the information on the diffusion combustion start timing in that cylinder is acquired (diffusion combustion).
  • the routine in FIG. 8 is repeated until the start timing estimation is completed, and once the diffusion combustion start timing information is acquired, the routine ends once (the estimation operation of the diffusion combustion start timing of the target cylinder ends).
  • the main injection in the cylinder that reaches the next combustion stroke is started, the diffusion combustion start timing in that cylinder is estimated, and the above routine is repeated again until information on the diffusion combustion start timing is acquired,
  • the operation for estimating the diffusion combustion start timing for the cylinder ends.
  • the diffusion combustion start time is estimated for each combustion stroke.
  • the crank angle position (the crank angle position where the crank angle corresponding to the compression top dead center of the piston 13 is “0 ° CA”) reaches the execution position of the diffusion combustion start timing estimation operation. It is determined whether or not (step ST1).
  • This execution position is set, for example, for each crank angle position when the main injection is injected from the injector 23 and for each crank angle position advanced by a predetermined rotation angle (for example, 1 ° CA) from the crank angle position. Yes. That is, every time the crank angle advances by a predetermined rotation angle after the main injection is injected, a YES determination is made in step ST1, and information on the diffusion combustion start timing is acquired (YES is determined in step ST4 described later, and diffusion combustion starts).
  • the routine is repeated until the time is estimated. Specifically, as the operation for determining whether or not the crank angle position has reached the execution position of the diffusion combustion start timing estimation operation, specifically, the current engine speed (the engine speed obtained immediately before the main injection is executed). The time required for the crank angle to advance by a predetermined rotation angle (for example, 1 ° CA) is calculated based on the number of times, and YES is determined in step ST1 for each elapsed timing of the crank angle, and the diffusion combustion start timing estimation described below is performed. The operation will be executed. Note that the operation for determining whether or not the crank angle position has reached the execution position of the diffusion combustion start timing estimation operation is not limited to this.
  • step ST2 If YES in step ST1 because the crank angle position has reached the execution position of the diffusion combustion start timing estimation operation, the process proceeds to step ST2, and the fuel evaporation rate at that time is calculated (step ST2).
  • the fuel evaporation rate is an amount (mass) that evaporates per unit time of injected combustion. Details of the fuel evaporation rate calculation operation will be described later.
  • the oxidation rate of the evaporated fuel is calculated (step ST3).
  • the oxidation rate is a rate at which the fuel spray evaporated in the combustion chamber 3 causes a chemical reaction (oxidation reaction) with oxygen in the combustion chamber 3 and burns, and an oxidation reaction occurs per unit time ( The amount (mass) of fuel that contributed to combustion. Details of the operation for calculating the fuel oxidation rate will also be described later.
  • step ST4 it is determined whether or not the fuel evaporation rate calculated in this way matches the fuel oxidation rate.
  • the fuel injected into the combustion chamber 3 is burned (oxidation reaction) after receiving the heat in the combustion chamber 3 and evaporates. Therefore, at the initial stage when the fuel is injected from the injector 23, the fuel oxidation rate is high.
  • the fuel evaporation rate is lower than the fuel evaporation rate. After that, the evaporation of the fuel proceeds, and the evaporation rate is rapidly increased by exposing the evaporated fuel to a high temperature environment. In other words, the oxidation rate approaches the evaporation rate.
  • step ST4 the diffusion combustion of the air-fuel mixture has not yet started and the process is returned as it is. That is, the combustion state of the fuel injected in the main injection is returned as being the combustion state of the low temperature oxidation reaction.
  • the diffusion combustion start timing estimation operation is stopped (NO determination in step ST1) until the crank angle reaches the execution position of the next diffusion combustion start timing estimation operation (YES determination in step ST1). During this period, the diffusion combustion start timing estimation operation is stopped).
  • the fuel evaporation rate calculation operation (step ST2), the fuel oxidation rate calculation operation (step ST3), and the comparison operation (step ST4) between the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate match the evaporation rate. Until it does, it repeats for every predetermined period (in the case of this embodiment, whenever a crank angle advances only a predetermined rotation angle).
  • step ST4 If the oxidation rate matches the evaporation rate and YES is determined in step ST4, it is determined that diffusion combustion of the air-fuel mixture has started, and the process proceeds to step ST5, where the current crank angle position is output as the diffusion combustion start timing. Thereby, the diffusion combustion start time in the current combustion stroke is estimated.
  • FIG. 9 is a diagram schematically showing the evaporation state of the fuel injected from the injector 23 and the change in each fuel state region.
  • the fuel injected from one injection hole of the injector 23 will be described.
  • the fuel injection regions shown in FIG. 9 are diagram schematically showing the evaporation state of the fuel injected from the injector 23 and the change in each fuel state region.
  • the fuel injected from one injection hole of the injector 23 will be described.
  • the region indicated by the solid line (the region inside the solid line) is a droplet region where fuel droplets are present (the fuel droplets are present in the air), and the broken line
  • the area indicated by is an evaporative fuel area where evaporative fuel evaporated from the droplet area exists (air and evaporative fuel coexist), and the temperature of the evaporative fuel area is predetermined.
  • the ignition possible temperature for example, 1000 K
  • diffusion combustion of the air-fuel mixture is started in that region.
  • substantially the entire fuel injection region is the droplet region.
  • the temperature of the droplet region is, for example, about 350K, and diffusion combustion is not yet performed.
  • the droplet fuel in the droplet region (the droplet fuel existing at the outer edge of the droplet region) is converted into the amount of heat in the cylinder.
  • evaporation starts and an evaporated fuel region is generated outside the droplet region.
  • the temperature of the evaporated fuel region is about 600K, for example, and diffusion combustion is not yet performed, but combustion by so-called low-temperature oxidation reaction is started, which contributes to an increase in the temperature of the reaction field.
  • This fuel evaporation rate calculation operation reads a map value (reference evaporation rate in the present invention) at the current crank angle position on a fuel evaporation rate steady map prepared in advance, and the engine 1 uses the map value for the map value. This is performed by multiplying a correction coefficient according to environmental conditions, operating conditions, etc. (fuel evaporation rate calculating operation by the fuel evaporation rate calculating means).
  • a fuel evaporation rate steady state map is created by calculating the fuel evaporation rate (dm v / dt) and mapping the calculated fuel evaporation rate for each crank angle.
  • the fuel evaporation rate steady map created here is a steady map (a map representing the fuel evaporation rate for each crank angle) created using the in-cylinder pressure and the in-cylinder temperature as a reference pressure and a reference temperature. These reference pressure and reference temperature values can be set arbitrarily.
  • a correction coefficient corresponding to the environmental conditions, operating conditions, etc. of the engine 1 (a correction coefficient corresponding to the actually measured or estimated in-cylinder pressure and the actually measured or estimated in-cylinder temperature).
  • the evaporation rate for each crank angle is calculated by multiplying the corresponding correction coefficient (the following equation (3)).
  • a correction coefficient corresponding to the actually measured engine speed may be used.
  • Fuel evaporation rate Map value on fuel evaporation rate steady map x In-cylinder pressure correction coefficient x In-cylinder temperature correction coefficient (3)
  • the swirl speed V sw and the squish speed V sq in the above formula (2) are values determined according to the engine shape (particularly the shape of the combustion chamber 3) and the engine speed. Further, the swirl speed V sw in this case is, for example, a swirl speed around the outer peripheral edge in the combustion chamber 3.
  • the constant A is a value determined in advance for each type of engine 1 through experiments or the like.
  • the kinematic viscosity coefficient of the air-fuel mixture is a value that depends on temperature.
  • the fuel evaporation rate steady map created as described above is stored in the ROM 102 in advance, and correction coefficients (in-cylinder pressure and cylinder) according to environmental conditions and driving conditions during actual driving of the automobile are stored.
  • the fuel evaporation rate at the current crank angle position is calculated by multiplying and correcting the evaporation rate value acquired from the steady evaporation rate map by a correction coefficient set according to the internal temperature. (Operation of step ST2).
  • the in-cylinder pressure correction coefficient and the in-cylinder temperature correction coefficient are acquired from a two-dimensional map created in advance by experiments, simulations, or the like.
  • step ST3 calculation of fuel oxidation rate
  • step ST3 calculation of the fuel oxidation rate
  • This fuel oxidation rate calculation operation is executed at the same timing as the fuel evaporation rate calculation operation described above.
  • the fuel oxidation rate calculation operation reads a map value (reference oxidation rate in the present invention) at a current crank angle position on a fuel oxidation rate steady map prepared in advance, and the engine value is read from the map value. This is performed by multiplying the correction coefficient according to the environmental conditions, operating conditions, etc. 1 (the following equation (4): fuel oxidation rate calculation operation by the fuel oxidation rate calculation means).
  • Fuel oxidation rate map value on fuel oxidation rate steady map ⁇ cylinder temperature correction coefficient ⁇ cylinder pressure correction coefficient ⁇ cylinder oxygen concentration correction coefficient (4)
  • a method of creating the oxidation rate steady map for obtaining the oxidation rate steady map value for each crank angle will be described below.
  • the in-cylinder pressure during the combustion process in the combustion chamber is measured by a pressure sensor (a chimometer), and the resulting change in the in-cylinder pressure is measured by the heat in the combustion chamber 3.
  • a pressure sensor a chimometer
  • the combustion waveform (diffusion combustion waveform) of the fuel injected in the main injection is obtained as shown by the alternate long and short dash line in the figure, and the starting point (intersection with the crank angle axis) of this waveform (diffusion combustion waveform) is diffused It is defined as the combustion start time.
  • the diffusion combustion start timing fuel evaporation rate at the start of diffusion combustion
  • the fuel evaporation rate (point X) and the fuel oxidation rate at the start of diffusion combustion are “0” (FIG. 10).
  • a straight line connecting point Y) in (a) is defined as an oxidation rate steady map (see FIG. 10B).
  • the fuel oxidation rate is a cubic curve, and an approximation of this is obtained as a steady oxidation rate map.
  • the relationship between the oxidation rate steady map obtained in this way and the heat release rate waveform shown in FIG. 7 will be described.
  • the start timing of the main injection (in FIG. 7, it is advanced from the compression top dead center (TDC) of the piston 13).
  • the corner side) corresponds to the point Y in FIG. 10
  • the diffusion combustion start timing (in FIG. 7, the compression top dead center (TDC) of the piston 13) corresponds to the point X in FIG.
  • the oxidation rate for each crank angle can be obtained by multiplying the values on the oxidation rate steady map thus defined by the in-cylinder temperature correction coefficient, the in-cylinder pressure correction coefficient, and the in-cylinder oxygen concentration correction coefficient. .
  • These in-cylinder temperature correction coefficient, in-cylinder pressure correction coefficient, and in-cylinder oxygen concentration correction coefficient are obtained from the correction map shown in FIG.
  • FIG. 11A is an in-cylinder temperature correction map.
  • the map value at the reference temperature is A1
  • the map value at the actual in-cylinder temperature is A2
  • the in-cylinder temperature correction coefficient is “ A2 / A1 ".
  • FIG. 11B is an in-cylinder pressure correction map.
  • the map value at the reference pressure is B1 and the map value at the actual in-cylinder pressure is B2, the in-cylinder pressure correction coefficient.
  • FIG. 11C is an in-cylinder oxygen concentration correction map in which the map value at a predetermined reference oxygen concentration is C1, and the map value at the actual in-cylinder oxygen concentration is C2.
  • the in-cylinder oxygen concentration correction coefficient is “C2 / C1”.
  • an oxidation rate steady map representing the oxidation rate change in the reference state is created based on the diffusion combustion start time obtained by experiment and the evaporation rate steady map obtained by the calculation operation of the fuel evaporation rate.
  • the fuel oxidation rate at the current crank angle position is calculated by multiplying each correction coefficient (in-cylinder temperature correction coefficient, in-cylinder pressure correction coefficient, in-cylinder oxygen concentration correction coefficient). (Operation of step ST3).
  • the diffusion combustion start timing is defined as the time when the fuel oxidation rate coincides with the fuel evaporation rate (the fuel oxidation rate has caught up with the fuel evaporation rate). For this reason, the fuel evaporation rate for each crank angle described above is compared with the corresponding fuel oxidation rate for each crank angle. If the fuel oxidation rate is still lower than the fuel evaporation rate, diffusion is performed. It is determined that combustion has not started, and it is determined that diffusion combustion has started when the fuel oxidation rate coincides with the fuel evaporation rate (crank angle position at the coincidence time) (diffusion combustion start timing estimation) The operation of estimating the diffusion combustion start time by means).
  • the start timing of the main injection (crank angle position at which the main injection is started) is stored in advance, and the crank rotation angle from the crank angle position to the estimated position of the diffusion combustion start timing is obtained, and thereby diffusion combustion is performed.
  • the crank angle position at the start time is calculated.
  • the actual fuel evaporation rate fluctuates by the correction amount of the in-cylinder pressure and the in-cylinder temperature with respect to the fuel evaporation rate on the evaporation rate steady map obtained by the fuel evaporation rate calculation operation described above. .
  • the actual fuel oxidation rate is corrected for the in-cylinder temperature, the in-cylinder pressure, and the in-cylinder oxygen concentration with respect to the fuel oxidation rate on the oxidation rate steady map obtained by the above-described fuel oxidation rate calculation operation. Fluctuates by minutes. It is estimated that the crank angle at the time when the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate changing in this way coincide with each other is the diffusion combustion start timing in the combustion stroke. For example, in the case shown in FIG.
  • the actual fuel evaporation rate is lower than the fuel evaporation rate in the fuel evaporation rate steady map, and the fuel evaporation when the diffusion combustion start timing shifts to the advance side.
  • the change in speed and fuel oxidation rate is shown.
  • the actual fuel evaporation rate is higher than the fuel evaporation rate in the fuel evaporation rate steady map, and the fuel when the diffusion combustion start timing shifts to the retarded side. It shows changes in evaporation rate and fuel oxidation rate.
  • the calculation operation of the fuel evaporation rate and the calculation operation of the fuel oxidation rate are finished when the estimation is completed.
  • the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate are calculated over the entire period of the preset period (crank opening range), and the fuel evaporation rate and the fuel oxidation rate are compared for each crank angle.
  • the diffusion combustion start time may be estimated.
  • the fuel evaporates every predetermined period (for example, every 1 ° CA in the crank angle) from the start timing of main injection, which is generally considered to reach the diffusion combustion start time, to the crank angle position of 10 ° CA after compression top dead center.
  • the diffusion combustion start time is estimated by calculating the speed and the fuel oxidation speed.
  • the diffusion combustion start timing control (correction of the diffusion combustion start timing by the diffusion combustion start timing correction means), which is another feature of the present embodiment, will be described.
  • the diffusion combustion start timing is controlled by the target diffusion combustion start timing (for example, the crank angle position corresponding to the compression top dead center (TDC) of the piston 13: hereinafter, target diffusion). This is performed when there is a deviation from the combustion start time). Specifically, if the estimated diffusion combustion start time is deviated from the target diffusion combustion start time, diffusion combustion is performed in the cylinder that reaches the combustion stroke next to the cylinder for which the diffusion combustion start time is estimated. The start time is adjusted according to the amount of the deviation so that the diffusion combustion start time approaches the target diffusion combustion start time.
  • TDC compression top dead center
  • the diffusion combustion start timing is controlled as feedback control for the cylinder that reaches the next combustion stroke.
  • the above-described diffusion combustion start timing estimation operation is performed until the target diffusion combustion start timing or a position delayed by a predetermined amount from the target diffusion combustion start timing (for example, as described above, it is executed until the crank angle position of 10 ° CA after the compression top dead center, which is generally considered to reach the diffusion combustion start time. That is, the actual fuel evaporation rate at least at the target diffusion combustion start timing is obtained.
  • the target diffusion combustion start timing (crank angle position)
  • the fuel evaporation rate calculated by the above-described estimation operation (hereinafter referred to as the actual fuel evaporation rate)
  • the fuel evaporation rate steady map at the target diffusion combustion start timing is calculated (step ST11).
  • the fuel evaporation rate steady map is defined as the target evaporation rate, and the actual evaporation rate at the target diffusion combustion start timing is the evaporation rate on the evaporation rate steady map ( If it is lower than the target evaporation rate, the deviation at the target diffusion combustion start timing (for example, compression top dead center (TDC) of the piston 13) is obtained as “ ⁇ dm v / dt” in the figure.
  • TDC compression top dead center
  • a fuel injection pressure corresponding to the deviation between the actual fuel evaporation rate and the target fuel evaporation rate is set (step ST12).
  • the fuel injection pressure set here is set higher as the deviation is larger. That is, when the estimated diffusion combustion start timing is on the advance side with respect to the target diffusion combustion start timing, the fuel injection pressure is set higher as the deviation is larger. This is because when the fuel injection pressure is set high, the particle size of the fuel in the droplet region becomes small and the fuel evaporation rate becomes high.
  • the relationship between the fuel injection pressure and the fuel particle size (droplet particle size Dd) is given by the following equation (5).
  • step ST13 After the fuel injection pressure is thus set and the fuel injection is executed, it is determined in step ST13 whether or not the actual fuel evaporation rate matches the target evaporation rate.
  • step ST13 If the actual fuel evaporation rate matches the target evaporation rate, YES is determined in step ST13, and the current fuel injection pressure is maintained. On the other hand, if the actual fuel evaporation rate does not coincide with the target evaporation rate and NO is determined in step ST13, the process proceeds to step ST14, and the intake operation amount is adjusted. That is, the actual fuel evaporation rate cannot be matched with the target evaporation rate only by adjusting the fuel injection pressure. When the adjustment amount of the fuel injection pressure reaches a limit value (the upper limit value or the lower limit value), The fuel evaporation rate is adjusted by adjusting the intake operation amount. Specifically, the opening degree of the swirl control valve 66 is adjusted.
  • the swirl flow rate is set higher as the deviation increases. Conversely, if the actual fuel evaporation rate is higher than the target evaporation rate, the larger the deviation, the larger the opening of the swirl control valve 66 and the lower the swirl flow rate. As a result, the fuel evaporation rate is adjusted so that the actual fuel evaporation rate approaches the target evaporation rate.
  • the adjustment of the swirl flow velocity is performed according to the swirl flow velocity adjustment map shown in FIG.
  • This swirl flow rate adjustment map defines the relationship between the required swirl flow rate and the operation amount of the swirl control valve 66 for obtaining the swirl flow rate.
  • An operation amount of the swirl control valve 66 can be obtained by obtaining a necessary swirl flow rate and fitting it to the swirl flow rate adjustment map.
  • the opening timing of the intake valve 16 may be adjusted by a VVT (Variable Valve Timing) mechanism. That is, when the actual fuel evaporation rate is lower than the target evaporation rate, the intake flow rate is set higher by retarding the valve opening timing of the intake valve 16 as the deviation is larger. That is, when the estimated diffusion combustion start timing is on the advance side with respect to the target diffusion combustion start timing, the valve opening timing of the intake valve 16 is retarded and the intake flow velocity is increased as the deviation increases. Set high.
  • VVT Very Valve Timing
  • the manipulator 77 includes the NSR catalyst 75 and the DPNR catalyst 76, but may include an NSR catalyst 75 and a DPF (Diesel Particle Filter).
  • the present invention can be applied to a diesel engine that performs split main injection.
  • the present invention can be applied to control for optimizing the diffusion combustion start time in a common rail in-cylinder direct injection multi-cylinder diesel engine mounted on an automobile.

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Abstract

　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度及び酸化速度を算出し、これら燃料蒸発速度と燃料酸化速度とが乖離している状態から一致する状態になった時点を拡散燃焼開始時期と推定する。この推定された拡散燃焼開始時期が適正時期から乖離している場合には、その拡散燃焼開始時期を適正時期に一致させるように燃料噴射圧力の調整及びスワールコントロールバルブの開度調整を行う。

Description

内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置及び拡散燃焼開始時期制御装置
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される圧縮自着火式内燃機関の拡散燃焼開始時期を推定する装置、及び、その拡散燃焼開始時期の推定結果を利用して拡散燃焼開始時期を制御する装置に係る。
　自動車等に搭載されるディーゼルエンジンの燃焼は、主として予混合燃焼及び拡散燃焼により成り立つことが知られている。具体的には、インジェクタから燃焼室内への燃料噴射が開始されると、先ず、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）。そして、この予混合燃焼によって十分に温度上昇した燃焼室内に対し、燃料噴射が継続され、または、所定のインターバル（燃料噴射停止期間）を経て燃料噴射が開始されることで拡散燃焼が行われる。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、近年、自動車の排気エミッション規制の強化（Ｅｕｒｏ６等）に伴い、環境変化や運転過渡等に起因して燃焼室内の圧力、温度、熱伝達状態等が変化する状況になっても、混合気の燃焼開始時期を適正に維持することでＮＯｘ等の有害物質の発生量を規制範囲内に抑えることが要求されている。
　混合気の燃焼開始時期の制御に関する従来技術として、下記の特許文献１～特許文献３が提案されている。
　特許文献１及び特許文献２では、燃料噴射時期、吸気酸素濃度、エンジン回転速度等のパラメータを引数として使用した着火時期予測モデルを用いて予測着火時期を求めるようにしている。
　また、特許文献３では、パイロット噴射が行われないと仮定したときの、主噴射による燃料の着火時期における筒内温度を予測し、この予測された筒内温度に基づいてパイロット噴射の形態を設定して、主噴射による燃料の着火を適正に設定するようにしている。
特開２００７－９２５８３号公報 特開２００８－２６１３１２号公報 特開２００１－２５４６４５号公報
　上記各特許文献にも開示されているように、これまでの混合気の燃焼開始時期の制御は、予混合燃焼の着火時期を適正化することで、燃焼室内での燃焼の安定化を図るものであった。
　ところが、上記予混合燃焼は、燃焼室内の温度、圧力、酸素濃度等の状態量によって、その着火時期や燃焼量（発生熱量）が大きく変動するため、特に環境が変化したり運転過渡時などにあっては、その着火時期を適正に制御することが難しく、それに伴って、排気エミッションを大きく左右する拡散燃焼の開始時期も適正に得られなくなる可能性がある。このため、予混合燃焼の着火時期の制御は、燃焼安定性や排気エミッションの面で制御性に限界があった。
　特に、排気エミッション規制の強化に対応するべく予混合燃焼用の燃料噴射量（所謂パイロット噴射量）を多くしたりＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ　Ｇａｓ　Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）量を多くしたりする（燃焼温度を低く抑えてＮＯｘの発生量を抑制する）状況では、燃焼室内の状態量の変化（上記環境変化や運転過渡に起因する状態量の変化）に応じて予混合燃焼の着火遅れ量が大きく変動したり、燃焼量（発生熱量）が大きく変動する可能性が高く、その制御性は益々悪化していく傾向にある。また、高地でのエンジン運転時や低セタン価燃料の使用によって混合気の着火性が悪化している状況においても同様に、予混合燃焼の着火遅れ量が大きく変動したり、燃焼量が大きく変動する可能性が高くなる。
　本発明の発明者は、この点に鑑み、拡散燃焼の開始時期を高い精度で推定できれば、予混合燃焼の着火時期を制御する場合に比べて、燃焼安定性や排気エミッションの大幅な改善に役立てることが可能であることに着目した。
　一般に、拡散燃焼は、燃焼室内温度が着火可能温度（例えば１０００Ｋ）に達した状態で燃料が噴射されることで、この燃料噴射タイミングと同時に燃焼が開始されるものとされていた。ところが、実際には、たとえ燃焼室内温度が着火可能温度に達していたとしても、燃焼室内に噴射された燃料が蒸発して可燃混合気を生成するまでの期間中、拡散燃焼は開始されない。そして、この期間は燃料の蒸発速度に応じて変動する。つまり、拡散燃焼開始時期は、燃焼室内での燃料蒸発速度によって左右される。このため、これを考慮して拡散燃焼開始時期を推定し、それに基づいて拡散燃焼開始時期を制御する必要があることを本発明の発明者は見出した。
　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、圧縮自着火式内燃機関における拡散燃焼開始時期を高い精度で推定可能とする内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置、及び、その拡散燃焼開始時期の推定結果を利用して拡散燃焼開始時期を制御する拡散燃焼開始時期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、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度及び酸化速度を算出し、これら燃料蒸発速度と燃料酸化速度とが一致した時点、つまり、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に追い付いた時点を拡散燃焼の開始時期であると推定するようにしている。また、この推定された拡散燃焼開始時期が適正時期から乖離している場合には、その拡散燃焼開始時期を適正時期に一致させるような制御（燃料蒸発速度の補正制御等）を行うようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、混合気の予混合燃焼が開始された後に燃焼室内に対して燃料噴射弁から噴射された燃料が拡散燃焼を開始する拡散燃焼開始時期を推定する圧縮自着火式内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置を対象とする。この拡散燃焼開始時期推定装置に対し、燃料蒸発速度算出手段、燃料酸化速度算出手段、拡散燃焼開始時期推定手段を備えさせている。燃料蒸発速度算出手段は、上記燃料噴射弁から燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を、予め規定された基準蒸発速度に対して環境条件及び運転条件のうち少なくとも何れか一方に応じた補正を行うことによって算出する。燃料酸化速度算出手段は、上記燃焼室内での蒸発によって混合気を生成した燃料の酸化速度を、予め規定された基準酸化速度に対して環境条件及び運転条件のうち少なくとも何れか一方に応じた補正を行うことによって算出する。拡散燃焼開始時期推定手段は、上記燃料蒸発速度算出手段によって算出された燃料蒸発速度と上記燃料酸化速度算出手段によって算出された燃料酸化速度とが乖離している状態から、これら両者が一致する状態となった時点を混合気の拡散燃焼開始時期として推定する。
　この特定事項により、上記燃料蒸発速度算出手段によって算出された燃料蒸発速度と上記燃料酸化速度算出手段によって算出された燃料酸化速度とが乖離している状態から、これら両者が一致する状態となった時点が混合気の拡散燃焼開始時期であると推定され、この推定された拡散燃焼開始時期が適正に得られているか否かを高い精度で検証することが可能になる。つまり、従来の如く予混合燃焼の着火時期の制御によって混合気の燃焼開始時期の適正化を図る場合、燃焼室内の温度、圧力、酸素濃度等の状態量によって予混合燃焼の着火時期や燃焼量（発生熱量）が大きく変動してしまい、その着火時期を適正に制御することが難しく、燃焼安定性や排気エミッションの面で制御性に限界があった。これに対し、本解決手段によれば、排気エミッションを大きく左右する拡散燃焼の開始時期を直接的に推定し、これに対する補正動作が可能になるため、制御性が改善され、排気エミッションの改善を図ることができる。更には、燃料蒸発速度を、予め規定された基準蒸発速度に対して環境条件や運転条件に応じた補正を行うことによって算出し、燃料酸化速度を、予め規定された基準酸化速度に対して環境条件や運転条件に応じた補正を行うことによって算出するようにしている。つまり、これら基準蒸発速度及び基準酸化速度を内燃機関の実験段階において取得することが可能であるため、これら基準蒸発速度及び基準酸化速度を取得するためのセンサ類（例えば筒内圧センサ）を内燃機関（実機）に搭載しておく必要がなくなり、内燃機関の構成の簡素化及びコストの低廉化を図ることができる。
　上記燃料蒸発速度算出手段の構成として具体的には、筒内を基準圧力及び基準温度と仮定して作成したクランク角度毎の燃料蒸発速度を表す燃料蒸発速度定常マップのマップ値に対して、実際の筒内圧力及び筒内温度に応じた補正係数を乗算することにより燃料蒸発速度を算出するようにしている。
　また、上記燃料酸化速度算出手段の構成として具体的には、筒内を基準圧力、基準温度及び基準酸素濃度と仮定して作成したクランク角度毎の燃料酸化速度を表す燃料酸化速度定常マップのマップ値に対して、実際の筒内圧力、筒内温度及び筒内酸素濃度に応じた補正係数を乗算することにより燃料酸化速度を算出するようにしている。
　これらの特定事項により、実際の燃料蒸発速度及び燃料酸化速度を高い精度で算出でき、推定される拡散燃焼開始時期も高い精度で得ることが可能になる。また、マップから読み出したマップ値に対して補正係数を乗算するといった比較的簡素な演算により燃料蒸発速度や燃料酸化速度を算出できるため、これらの算出タイミング（算出タイミング間のインターバル）の短縮化を図ることができて、これによっても高い精度での拡散燃焼開始時期の推定が可能になる。
　上記燃料酸化速度定常マップは、上記燃料噴射弁から燃焼室内に燃料が噴射された時点での燃料蒸発速度を「０」とし、燃焼行程における筒内圧力変化に基づいて規定した拡散燃焼開始時期での蒸発速度定常マップ上の燃料蒸発速度に等しい燃料酸化速度まで、上記燃料が噴射された時点から燃料酸化速度が一定加速度で上昇していくと仮定した直線近似により作成されたものである。
　これによれば、実際にはクランク角度が進むに従って加速度が変化していく燃料酸化速度を直線近似して（一定の加速度で燃料が酸化していくと扱うようにして）燃料酸化速度定常マップを作成することにより、燃料酸化速度定常マップの作成が容易になる。
　上述した各解決手段のうち何れか一つの内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置によって推定される拡散燃焼開始時期を制御する拡散燃焼開始時期制御装置の構成としては以下のものが挙げられる。つまり、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期の偏差を算出し、この偏差に基づき、上記推定される拡散燃焼開始時期が目標とする拡散燃焼開始時期に一致するように拡散燃焼開始時期の補正動作を行う拡散燃焼開始時期補正手段を備えさせたものである。
　この拡散燃焼開始時期補正手段の構成として具体的には、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータを変更することにより拡散燃焼開始時期の補正動作を行うようにしている。または、上記目標とする拡散燃焼開始時期が得られる目標燃料蒸発速度と、上記推定された拡散燃焼開始時期に対応する実燃料蒸発速度との偏差に応じて、燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータを変更することにより拡散燃焼開始時期の補正動作を行うようにしている。
　より具体的には、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃料噴射圧力であって、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定するものである。または、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定するものである。
　燃料噴射圧力を高く設定した場合、燃料噴射弁から噴射される燃料の粒径は小さくなり、その結果、燃料蒸発速度は上昇することになる。このため、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定して燃料蒸発速度を高め、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に達するタイミングを遅角側に移行させる。これにより、拡散燃焼開始時期を目標とする拡散燃焼開始時期に近付けることが可能になる。
　また、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータとしては、燃焼室内におけるスワール流速も挙げられる。この場合、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定するようにする。または、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定するようにする。
　スワール流速を高く設定した場合、燃焼室内での燃料蒸発速度は上昇することになる。このため、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定して燃料蒸発速度を高め、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に達するタイミングを遅角側に移行させる。これにより、拡散燃焼開始時期を目標とする拡散燃焼開始時期に近付けることが可能になる。
　また、上記燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータとして燃料噴射圧力及びスワール流速を併用する場合の動作として具体的には、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定し、この燃料噴射圧力を補正限界まで補正しても目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定するようにする。または、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定し、この燃料噴射圧力を補正限界まで補正しても目標燃料蒸発速度に対して実燃料蒸発速度が低い場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定するようにする。
　このようにして複数の制御パラメータにより燃料蒸発速度を可変とすることで拡散燃焼開始時期の制御可能範囲が拡大し、目標とする拡散燃焼開始時期を得ることができる。
　上記燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータとしては吸気バルブのバルブタイミングとしてもよい。この場合、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど吸気バルブが開放するバルブタイミングを遅角側に設定することになる。または、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど吸気バルブが開放するバルブタイミングを遅角側に設定することになる。
　本発明では、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度及び酸化速度を算出し、これら燃料蒸発速度と燃料酸化速度とが一致した時点、つまり、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に追い付いた時点を拡散燃焼の開始時期であると推定するようにしている。また、この推定された拡散燃焼開始時期が適正時期から乖離している場合には、その拡散燃焼開始時期を適正時期に一致させるような制御を行うようにしている。このため、排気エミッションを大きく左右する拡散燃焼の開始時期を直接的に推定し、これに対する補正動作が可能になるため、制御性が改善され、排気エミッションの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及びその制御系統の概略構成を示す図である。 図２は、ディーゼルエンジンの燃焼室及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、燃焼室内での燃焼形態の概略を説明するための吸排気系及び燃焼室の模式図である。 図５は、燃料噴射時における燃焼室及びその周辺部を示す断面図である。 図６は、燃料噴射時における燃焼室の平面図である。 図７は、膨張行程時の熱発生率（クランクシャフトの単位回転角度当たりの熱発生量）の変化及び燃料噴射率（クランクシャフトの単位回転角度当たりの燃料噴射量）の変化をそれぞれ示す波形図である。 図８は、拡散燃焼開始時期推定動作の手順を示すフローチャート図である。 図９は、インジェクタから噴射された燃料の蒸発状態及び各燃料状態領域の変化を説明するための図である。 図１０（ａ）は、燃料蒸発速度マップ上における拡散燃焼開始時期を示す図であり、図１０（ｂ）は、拡散燃焼開始時期と、燃料蒸発速度及び燃料酸化速度との関係を示す図である。 図１１は、燃料酸化速度を算出するための補正係数を求めるマップであって、図１１（ａ）は温度補正係数マップ、図１１（ｂ）は圧力補正係数マップ、図１１（ｃ）は酸素濃度補正係数マップを示す図である。 図１２（ａ）は、燃料蒸発速度が基準蒸発速度よりも低い場合における、エンジンのクランク角度と、燃料蒸発速度及び燃料酸化速度との関係を示す図であり、図１２（ｂ）は、燃料蒸発速度が基準蒸発速度よりも高い場合における、エンジンのクランク角度と、燃料蒸発速度及び燃料酸化速度との関係を示す図である。 図１３は、拡散燃焼開始時期制御動作の手順を示すフローチャート図である。 図１４は、実燃料蒸発速度が目標燃料蒸発速度に対して乖離している場合における拡散燃焼開始時期と、燃料蒸発速度及び燃料酸化速度との関係を示す図である。 図１５は、スワール量とスワールコントロールバルブ操作量との関係を示す操作量設定マップを示す図である。
　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及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及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、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（吸気絞り弁）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。
　また、この吸気系６には、燃焼室３内でのスワール流（水平方向の旋回流）を可変とするためのスワールコントロールバルブ６６が備えられている（図２参照）。具体的に、上記吸気ポート１５ａとしては、ノーマルポート及びスワールポートの２系統が各気筒毎に備えられており、そのうち図２に示されているノーマルポート１５ａに、開度調整可能なバタフライバルブで成るスワールコントロールバルブ６６が配置されている。このスワールコントロールバルブ６６には図示しないアクチュエータが連繋されており、このアクチュエータの駆動によって調整されるスワールコントロールバルブ６６の開度に応じてノーマルポート１５ａを通過する空気の流量が変更できるようになっている。そして、スワールコントロールバルブ６６の開度が大きいほど、ノーマルポート１５ａから気筒内に吸入される空気量が増加する。このため、スワールポート（図２では図示省略）により発生したスワールは相対的に弱まり、気筒内は低スワール（スワール流速が低い状態）となる。逆に、スワールコントロールバルブ６６の開度が小さいほど、ノーマルポート１５ａから気筒内に吸入される空気量が減少する。このため、スワールポートにより発生したスワールは相対的に強められ、気筒内は高スワール（スワール流速が高い状態）となる。
　排気系７は、シリンダヘッド１５に形成された上記排気ポート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及び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及び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及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。
　尚、このキャビティ１３ｂの形状としては、その中央部分（シリンダ中心線Ｐ上）では凹陥寸法が小さく、外周側に向かうに従って凹陥寸法が大きくなっている。つまり、図２に示すようにピストン１３が圧縮上死点付近にある際、このキャビティ１３ｂによって形成される燃焼室３としては、中央部分では比較的容積の小さい狭小空間とされ、外周側に向かって次第に空間が拡大される（拡大空間とされる）構成となっている。
　上記ピストン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へ空気を導入する上記吸気ポート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及び排気ポート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及び排気バルブ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及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。これらＥＧＲ通路８、ＥＧＲバルブ８１、ＥＧＲクーラ８２等によってＥＧＲ装置（排気還流装置）が構成されている。
　－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及びバックアップ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及びバックアップ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及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、及び、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、上記サプライポンプ２１、インジェクタ２３、燃料添加弁２６、スロットルバルブ６２、スワールコントロールバルブ６６、及び、ＥＧＲバルブ８１などが接続されている。また、出力インターフェース１０６には、その他に、上記ターボチャージャ５の可変ノズルベーン機構に備えられたアクチュエータ（図示省略）も接続されている。
　そして、ＥＣＵ１００は、上記した各種センサからの出力、その出力値を利用する演算式により求められた演算値、または、上記ＲＯＭ１０２に記憶された各種マップに基づいて、エンジン１の各種制御を実行する。
　例えば、ＥＣＵ１００は、インジェクタ２３の燃料噴射制御として、パイロット噴射（副噴射）とメイン噴射（主噴射）とを実行する。
　上記パイロット噴射は、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動作である。また、このパイロット噴射は、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パイロット噴射は、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。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（例えば１０００Ｋ）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。
　上記メイン噴射は、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。このメイン噴射での噴射量は、基本的には、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、要求トルクが得られるように決定される。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、それに応じてメイン噴射での燃料噴射量としても多く設定されることになる。
　尚、上述したパイロット噴射及びメイン噴射の他に、アフタ噴射やポスト噴射が必要に応じて行われる。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。具体的には、供給された燃料の燃焼エネルギがエンジン１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は実行される。また、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。
　また、ＥＣＵ１００は、エンジン１の運転状態に応じてＥＧＲバルブ８１の開度を制御し、吸気マニホールド６３に向けての排気還流量（ＥＧＲ量）を調整する。このＥＧＲ量は、上記ＲＯＭ１０２に予め記憶されたＥＧＲマップに従って設定される。具体的に、このＥＧＲマップは、エンジン回転数及びエンジン負荷をパラメータとしてＥＧＲ量（ＥＧＲ率）を決定するためのマップである。尚、このＥＧＲマップは、予め実験やシミュレーション等によって作成されたものとなっている。つまり、上記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たエンジン回転数及びスロットル開度センサ４２によって検出されたスロットルバルブ６２の開度（エンジン負荷に相当）とをＥＧＲマップに当て嵌めることでＥＧＲ量（ＥＧＲバルブ８１の開度）が得られるようになっている。
　更に、ＥＣＵ１００は、上記スワールコントロールバルブ６６の開度制御を実行する。このスワールコントロールバルブ６６の開度制御としては、燃焼室３内に噴射された燃料の噴霧の単位時間当たり（または単位クランク回転角度当たり）における気筒内の周方向の移動量を変更するように行われる。
　また、後述するように、燃料蒸発速度制御の実行時にもスワールコントロールバルブ６６の開度は変更される。この燃料蒸発速度制御におけるスワールコントロールバルブ６６の開度制御の詳細については後述する。
　－燃料噴射圧－
　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、及び、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及びエンジン回転数に基づいて設定される。尚、この目標レール圧は例えば上記ＲＯＭ１０２に記憶された燃圧設定マップに従って設定される。つまり、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）が制御され、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る。
　また、後述するように、燃料蒸発速度制御の実行時には目標とする燃料蒸発速度に応じて目標レール圧が変更される。この燃料蒸発速度制御における目標レール圧の変更動作の詳細については後述する。
　尚、本実施形態では、エンジン負荷等に応じて燃料圧力が３０ＭＰａ～２００ＭＰａの間で調整されるようになっている。つまり、燃料圧力の制御範囲として、下限値が３０ＭＰａであり、上限値が２００ＭＰａとなっている。
　上記パイロット噴射やメイン噴射などの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及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及びアクセル開度に基づいて総燃料噴射量（パイロット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。
　－燃焼形態の概略説明－
　次に、本実施形態に係るエンジン１における燃焼室３内での燃焼形態の概略について説明する。
　図４は、エンジン１の一つの気筒に対して吸気マニホールド６３及び吸気ポート１５ａを経てガス（空気）が吸入され、燃焼室３内へインジェクタ２３からの燃料噴射によって燃焼が行われると共に、その燃焼後のガスが排気ポート７１を経て排気マニホールド７２へ排出される様子を模式的に示した図である。
　この図４に示すように、気筒内に吸入されるガスには、吸気管６４からスロットルバルブ６２を介して吸入された新気と、上記ＥＧＲバルブ８１が開弁された場合にＥＧＲ通路８から吸入されるＥＧＲガスとが含まれる。吸入される新気量（質量）と吸入されるＥＧＲガス量（質量）との和に対するＥＧＲガス量の割合（即ち、ＥＧＲ率）は、運転状態に応じて上記ＥＣＵ１００により適宜制御されるＥＧＲバルブ８１の開度に応じて変化する。
　このようにして気筒内に吸入された新気及びＥＧＲガスは、吸気行程において開弁している吸気バルブ１６を介し、ピストン１３（図４では図示省略）の下降に伴って気筒内に吸入されて筒内ガスとなる。この筒内ガスは、エンジン１の運転状態に応じて決定されるバルブ閉弁時にて吸気バルブ１６が閉弁することにより筒内に密閉され（筒内ガスの閉じ込め状態）、その後の圧縮行程においてピストン１３の上昇に伴って圧縮される。そして、ピストン１３が上死点近傍に達すると、上述したＥＣＵ１００による噴射量制御によって所定時間だけインジェクタ２３が開弁されることで燃料を燃焼室３内に直接噴射する。具体的には、ピストン１３が上死点に達する前に上記パイロット噴射が実行され、燃料噴射が一旦停止された後、所定のインターバルを経て、ピストン１３が上死点近傍に達した時点で上記メイン噴射が実行されることになる。
　図５は、この燃料噴射時における燃焼室３及びその周辺部を示す断面図であり、図６は、この燃料噴射時における燃焼室３の平面図（ピストン１３の上面を示す図）である。図６に示すように、本実施形態に係るエンジン１のインジェクタ２３には、周方向に亘って等間隔に８個の噴孔が設けられており、これら噴孔からそれぞれ均等に燃料が噴射されるようになっている。尚、この噴孔数としては８個に限るものではない。
　そして、この各噴孔から噴射された燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は略円錐状に拡散していく。また、各噴孔からの燃料噴射（特に、メイン噴射）は、ピストン１３が圧縮上死点近傍に達した時点で行われるため、図５に示すように、各燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は上記キャビティ１３ｂ内で拡散していくことになる。
　このように、インジェクタ２３に形成されている各噴孔から噴射された燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は、時間の経過に伴って筒内ガスと混ざり合いながら混合気となって筒内においてそれぞれ円錐状に拡散していき、自己着火によって燃焼する。つまり、この各燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は、それぞれ筒内ガスと共に略円錐状の燃焼場を形成し、その燃焼場（本実施形態では８箇所の燃焼場）でそれぞれ燃焼が開始されることになる。
　そして、この燃焼により発生したエネルギは、ピストン１３を下死点に向かって押し下げるための運動エネルギ（エンジン出力となるエネルギ）、燃焼室３内を温度上昇させる熱エネルギ、シリンダブロック１１やシリンダヘッド１５を経て外部（例えば冷却水）に放熱される熱エネルギとなる。
　そして、燃焼後の筒内ガスは、排気行程において開弁する排気バルブ１７を介し、ピストン１３の上昇に伴って排気ポート７１及び排気マニホールド７２へ排出されて排ガスとなる。
　－熱発生率波形－
　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。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。
　図７の上段に示す波形は、横軸をクランク角度、縦軸を熱発生率とし、パイロット噴射及びメイン噴射それぞれで噴射された燃料の燃焼に係る理想的な熱発生率波形（Ｅｕｒｏ６に代表されるような高い排気エミッション規制に対応可能な熱発生率波形）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。また、図７の下段に示す波形は、インジェクタ２３から噴射される燃料の噴射率（クランクシャフトの単位回転角度当たりの燃料噴射量）波形を示している。
　これら熱発生率波形及び燃料噴射率波形に示すように、本実施形態では、高い排気エミッション規制に対応するために、パイロット噴射量を比較的多く設定して（例えば、パイロット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に対してパイロット噴射での噴射量を３０％程度に設定して）予混合燃焼量を増大させ且つＥＧＲ率を高く設定することで燃焼温度を低く抑えてＮＯｘの発生量を抑制できるようにしている。
　尚、この図７に示す熱発生率波形は、熱発生率の変化の理解を容易にするために、メイン噴射で噴射された燃料の燃焼（拡散燃焼）がピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）において開始された場合を例示している。尚、この図７における二点鎖線はパイロット噴射で噴射された燃料の燃焼による熱発生率の変化の一部（パイロット噴射による熱発生率波形の後半部分）を示している。また、一点鎖線はメイン噴射で噴射された燃料の燃焼による熱発生率の変化の一部（メイン噴射による熱発生率波形の前半部分）を示している。つまり、この一点鎖線で示す熱発生率波形の基端部（熱発生率「０」であるクランク角度軸との交点）が拡散燃焼開始時期となっている。
　この図７に示す熱発生率波形では、ピストン１３の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度（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度（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、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。これら値はこれに限定されるものではなく、適宜設定可能である。
　尚、上記パイロット噴射で噴射された燃料の燃焼ではピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）において所定量（例えば３０［Ｊ／°ＣＡ］）の熱発生率となっており、これにより、メイン噴射の噴射タイミングにあっては、燃焼室内温度が混合気の着火可能温度（例えば１０００Ｋ）以上に達しており、メイン噴射で噴射された燃料の安定した拡散燃焼が実現されることになる。これらの値も、これに限定されるものではない。また、複数回のパイロット噴射を行う場合もあり、この場合には気筒内温度をよりいっそう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することができる。
　以上のようにして本実施形態では、パイロット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、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、その噴射後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、拡散燃焼が開始されることになる。
　－拡散燃焼開始時期の推定動作－
　次に、本実施形態の特徴の一つである拡散燃焼開始時期の推定動作について説明する。この拡散燃焼開始時期の推定動作は、上記メイン噴射で噴射された燃料により生成された混合気による燃焼状態が所謂低温酸化反応の燃焼状態（燃料蒸発速度に比べて燃料酸化速度が低い状態での燃焼）から拡散燃焼状態に移行したタイミング（そのタイミングでのクランクシャフトの回転角度位置）を推定するものである。
　この拡散燃焼開始時期の推定動作の手順の概略について図８のフローチャートを用いて説明する。このフローチャートに示す拡散燃焼開始時期の推定動作は、燃焼行程を迎えた気筒でのメイン噴射が開始されることで実行され、その気筒での拡散燃焼開始時期の情報が取得されるまで（拡散燃焼開始時期の推定が完了するまで）図８のルーチンを繰り返し、拡散燃焼開始時期の情報が取得された時点で一旦終了する（対象としていた気筒の拡散燃焼開始時期の推定動作については終了する）。その後、次に燃焼行程を迎える気筒でのメイン噴射が開始されることで、その気筒での拡散燃焼開始時期の推定を行い、拡散燃焼開始時期の情報が取得されるまで上記ルーチンを再び繰り返し、拡散燃焼開始時期の情報が取得された時点で、その気筒に対する拡散燃焼開始時期の推定動作については終了する。このような動作を燃焼行程を迎えた気筒に対して順次行っていくことで、各燃焼行程毎に拡散燃焼開始時期が推定されることになる。以下、具体的な動作手順について説明する。
　先ず、クランクシャフトの回転に伴い、そのクランク角度位置（ピストン１３の圧縮上死点に対応するクランク角度を「０°ＣＡ」としたクランク角度位置）が拡散燃焼開始時期推定動作の実行位置に達したか否かを判定する（ステップＳＴ１）。この実行位置は、例えば、インジェクタ２３からメイン噴射が噴射された時点でのクランク角度位置、及び、そのクランク角度位置から所定回転角度（例えば１°ＣＡ）だけ進んだクランク角度位置毎に設定されている。つまり、メイン噴射が噴射されてからクランク角度が所定回転角度だけ進む毎にステップＳＴ１でＹＥＳ判定され、拡散燃焼開始時期の情報が取得されるまで（後述するステップＳＴ４でＹＥＳ判定されて拡散燃焼開始時期が推定されるまで）、そのルーチンを繰り返すことになる。尚、クランク角度位置が上記拡散燃焼開始時期推定動作の実行位置に達したか否かの判定動作として具体的には、現在のエンジン回転数（メイン噴射が実行される直前に求められたエンジン回転数）に基づいてクランク角度が所定回転角度（例えば１°ＣＡ）だけ進むのに要する時間を算出し、その時間の経過タイミング毎に上記ステップＳＴ１でＹＥＳ判定され、以下に述べる拡散燃焼開始時期推定動作が実行されることになる。尚、クランク角度位置が拡散燃焼開始時期推定動作の実行位置に達したか否かの判定動作は、これに限られるものではない。
　クランク角度位置が拡散燃焼開始時期推定動作の実行位置に達したことによりステップＳＴ１でＹＥＳ判定されると、ステップＳＴ２に移り、その際における燃料の蒸発速度を算出する（ステップＳＴ２）。この燃料蒸発速度とは、噴射された燃焼の単位時間当たりに蒸発する量（質量）である。この燃料蒸発速度の算出動作の詳細については後述する。
　また、この蒸発した燃料の酸化速度を算出する（ステップＳＴ３）。この酸化速度とは、上記燃焼室３内で蒸発した燃料噴霧が燃焼室３内の酸素と化学反応（酸化反応）を起こして燃焼する速度であって、単位時間当たりに酸化反応を起こした（燃焼に寄与した）燃料の量（質量）である。この燃料酸化速度の算出動作の詳細についても後述する。
　そして、このようにして算出した燃料蒸発速度と燃料酸化速度とが一致したか否かを判定する（ステップＳＴ４）。燃焼室３内に噴射された燃料は、燃焼室３内の熱を受けて蒸発した後、燃焼（酸化反応）することになるので、インジェクタ２３から燃料が噴射された初期時には、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に対して低くなっており、その後、燃料の蒸発が進み、その蒸発燃料が高温環境下に晒されることで酸化速度が急速に高まっていく。つまり、酸化速度が蒸発速度に近付いていくことになる。未だ酸化速度が蒸発速度に一致しておらずステップＳＴ４でＮＯ判定された場合には混合気の拡散燃焼は未だ開始されていないとしてそのままリターンされる。即ち、メイン噴射で噴射された燃料の燃焼状態は上記低温酸化反応の燃焼状態であるとしてリターンされる。この場合、クランク角度が次回の拡散燃焼開始時期推定動作の実行位置に達するまで（ステップＳＴ１でＹＥＳ判定されるまで）、拡散燃焼開始時期推定動作が停止されることになる（ステップＳＴ１でＮＯ判定されている期間中は拡散燃焼開始時期推定動作が停止されることになる）。
　以上のような燃料蒸発速度の算出動作（ステップＳＴ２）、燃料酸化速度の算出動作（ステップＳＴ３）、燃料蒸発速度と燃料酸化速度との比較動作（ステップＳＴ４）が、酸化速度が蒸発速度に一致するまで、所定期間毎に（本実施形態の場合にはクランク角度が所定回転角度だけ進む毎に）繰り返される。
　そして、酸化速度が蒸発速度に一致し、ステップＳＴ４でＹＥＳ判定された場合には混合気の拡散燃焼が開始されたとしてステップＳＴ５に移り、現在のクランク角度位置を拡散燃焼開始時期として出力する。これにより、今回の燃焼行程における拡散燃焼開始時期が推定されたことになる。
　ここで、燃焼室３内における燃料の蒸発及び酸化の状態について図９を用いて説明する。図９は、インジェクタ２３から噴射された燃料の蒸発状態及び各燃料状態領域の変化を模式的に示した図である。ここではインジェクタ２３の１つの噴孔から噴射された燃料について説明する。尚、図９に示す各燃料噴射領域のうち実線で示す領域（実線の内側の領域）は燃料の液滴が存在する（空気中に燃料の液滴が存在する）液滴領域であり、破線で示す領域（実線と破線との間の領域）は上記液滴領域から蒸発した蒸発燃料が存在する（空気と蒸発燃料とが混在する）蒸発燃料領域であり、この蒸発燃料領域の温度が所定の着火可能温度（例えば１０００Ｋ）に達すると、その領域で混合気の拡散燃焼が開始されることになる。
　先ず、図９（ａ）に示す燃料噴射の開始初期時には、燃料噴射領域の略全域が上記液滴領域となっている。この液滴領域の温度は例えば３５０Ｋ程度であって、未だ拡散燃焼は行われていない状態である。
　燃料噴射が進行し、図９（ｂ）に示す状態になると、液滴領域にあった液滴燃料の一部（液滴領域の外縁部に存在していた液滴燃料）が筒内の熱量を受けることで蒸発を開始し、この液滴領域の外側に蒸発燃料領域を生成していく。この状態での蒸発燃料領域の温度は例えば６００Ｋ程度であって、未だ拡散燃焼は行われていないが、所謂低温酸化反応による燃焼が開始され、この反応場の温度上昇に寄与することになる。この状態では、燃料の蒸発速度（液滴領域から蒸発燃料領域に移行する燃料の単位時間当たりの質量）は比較的高いものの、その酸化速度（蒸発燃料領域において燃焼に寄与する燃料の単位時間当たりの質量）は蒸発速度に比べて低くなっている。
　更に燃料噴射が進行して、図９（ｃ）に示す状態になると、液滴領域の外縁部に存在している液滴燃料の蒸発が進み、また、上記低温酸化反応による燃焼も進むことになるので、この液滴領域の外側に生成される蒸発燃料領域が拡大し、この状態での蒸発燃料領域の温度は例えば１０００Ｋに達する。これにより、この蒸発燃料領域に存在している燃料（混合気）は拡散燃焼を開始することになる。そして、この状態では、燃料の酸化速度が燃料の蒸発速度に一致した状態となっている。つまり、上記液滴領域から蒸発燃料領域に移行する燃料の単位時間当たりの質量と、蒸発燃料領域に存在する燃料のうち燃焼に寄与する燃料の単位時間当たりの質量とが一致した状態となる。
　以下、上述した拡散燃焼開始時期の推定動作において実行される燃料蒸発速度の算出動作、燃料酸化速度の算出動作、これら燃料蒸発速度と燃料酸化速度との比較動作について具体的に説明する。
　（燃料蒸発速度の算出動作）
　先ず、燃料蒸発速度の算出動作（図８に示したフローチャートのステップＳＴ２の動作）について説明する。この燃料蒸発速度の算出動作は、予め作成された燃料蒸発速度定常マップ上における現在のクランク角度位置でのマップ値（本発明でいう基準蒸発速度）を読み取り、そのマップ値に対してエンジン１の環境条件や運転条件等に応じた補正係数を乗算することにより行われる（燃料蒸発速度算出手段による燃料蒸発速度の算出動作）。
　具体的には、例えばエンジン１の性能実験装置での実験によって、燃焼行程においてエンジン１のクランク角度毎（例えばクランク角度が１°ＣＡ進む毎）に下記の式（１）及び式（２）によって燃料蒸発速度（ｄｍv／ｄｔ）を算出し、その算出された各クランク角度毎の燃料蒸発速度をマップ化することで燃料蒸発速度定常マップを作成する。ここで作成される燃料蒸発速度定常マップは、筒内圧力及び筒内温度を予め規定した基準圧力及び基準温度として作成された定常マップ（クランク角度毎の燃料蒸発速度を表すマップ）である。これら基準圧力及び基準温度の値は任意に設定可能である。そして、この燃料蒸発速度定常マップに対して、エンジン１の環境条件や運転条件等に応じた補正係数（実測または推定された筒内圧力に応じた補正係数及び実測または推定された筒内温度に応じた補正係数）を乗算することでクランク角度毎の蒸発速度を算出する（下記の式（３））。尚、この補正係数としては、上記筒内圧力に応じた補正係数及び筒内温度に応じた補正係数に加えて、実測されたエンジン回転数に応じた補正係数を使用してもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　燃料蒸発速度＝燃料蒸発速度定常マップ上のマップ値
　　　　　　　　×筒内圧力補正係数×筒内温度補正係数　…（３）
　上記式（２）におけるスワール速度Ｖswやスキッシュ速度Ｖsqは、エンジン形状（特に燃焼室３の形状）及びエンジン回転数に応じて決定される値である。また、この場合のスワール速度Ｖswは、例えば燃焼室３内における外周縁部周辺でのスワール速度である。また、定数Ａはエンジン１の種類毎に予め実験等によって決定された値である。更に、混合気の動粘性係数は温度に依存する値である。
　より具体的には、上述の如く作成した燃料蒸発速度定常マップを上記ＲＯＭ１０２に予め記憶させておき、自動車の実際の運転中における環境条件や運転条件等に応じた補正係数（筒内圧力や筒内温度に応じて設定された補正係数）を、上記蒸発速度定常マップから取得した蒸発速度値に対して乗算して補正することで現在のクランク角度位置での燃料蒸発速度を算出することになる（上記ステップＳＴ２の動作）。
　尚、上記筒内圧力補正係数及び筒内温度補正係数は、実験やシミュレーション等によって予め作成された２次元マップより取得される。
　（燃料酸化速度の算出）
　次に、燃料酸化速度の算出（図８に示したフローチャートのステップＳＴ３の動作）について説明する。この燃料酸化速度の算出動作は、上述した燃料蒸発速度の算出動作と同タイミングで実行される。また、この燃料酸化速度の算出動作は、予め作成された燃料酸化速度定常マップ上における現在のクランク角度位置でのマップ値（本発明でいう基準酸化速度）を読み取り、そのマップ値に対してエンジン１の環境条件や運転条件等に応じた補正係数を乗算することにより行われる（下記の式（４）：燃料酸化速度算出手段による燃料酸化速度の算出動作）。
　燃料酸化速度＝燃料酸化速度定常マップ上のマップ値×筒内温度補正係数
　　　　　　　　×筒内圧力補正係数×筒内酸素濃度補正係数　…（４）
　上記クランク角度毎の酸化速度定常マップ値を取得するための上記酸化速度定常マップの作成手法について以下に説明する。エンジンの性能実験装置での実験において、燃焼室内での燃焼工程時における筒内圧力を圧力センサ（指圧計）によって計測し、それにより得られた筒内圧力の変化を燃焼室３内での熱発生率の変化としてみなす。これにより、例えば図７に実線で示すような熱発生率波形を得ることができる。そして、メイン噴射で噴射された燃料の燃焼波形（拡散燃焼波形）を図中の一点鎖線で示すようにして求め、この波形（拡散燃焼波形）の開始点（クランク角度軸との交点）を拡散燃焼開始時期として規定する。
　そして、図１０（ａ）に示すように、上記燃料の蒸発速度の算出動作によって得られた蒸発速度定常マップ上での拡散燃焼開始時期（拡散燃焼開始時点での燃料の蒸発速度）を求め（図１０（ａ）における点Ｘ）、図１０（ｂ）に示すように、この拡散燃焼開始時点での燃料の蒸発速度（点Ｘ）と燃料の酸化速度が「０」である点（図１０（ａ）における点Ｙ）とを結ぶ直線を酸化速度定常マップとする（図１０（ｂ）を参照）。実際には、図１０（ｂ）に破線で示すように、燃料酸化速度は３次曲線となるが、これを直線近似したものを酸化速度定常マップとして求めている。
　このようにして求められた酸化速度定常マップと上記図７に示す熱発生率波形との関係について説明すると、メイン噴射の開始タイミング（図７ではピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）よりも進角側）が図１０における点Ｙに対応し、拡散燃焼開始時期が（図７ではピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ））が図１０における点Ｘに対応することになる。
　このようして規定した酸化速度定常マップ上での値に対し、筒内温度補正係数、筒内圧力補正係数、筒内酸素濃度補正係数をそれぞれ乗算することでクランク角度毎の酸化速度が得られる。これら筒内温度補正係数、筒内圧力補正係数、筒内酸素濃度補正係数は、図１１に示す補正マップにより得られる。図１１（ａ）は筒内温度補正マップであって、上記基準温度でのマップ値がＡ１であり、実際の筒内温度におけるマップ値がＡ２である場合には、筒内温度補正係数は「Ａ２／Ａ１」となる。また、図１１（ｂ）は筒内圧力補正マップであって、上記基準圧力でのマップ値がＢ１であり、実際の筒内圧力におけるマップ値がＢ２である場合には、筒内圧力補正係数は「Ｂ２／Ｂ１」となる。更に、図１１（ｃ）は筒内酸素濃度補正マップであって、予め規定された基準酸素濃度でのマップ値がＣ１であり、実際の筒内酸素濃度におけるマップ値がＣ２である場合には、筒内酸素濃度補正係数は「Ｃ２／Ｃ１」となる。
　つまり、実験により求められた拡散燃焼開始時期と上記燃料蒸発速度の算出動作によって得られた蒸発速度定常マップとに基づいて基準状態での酸化速度変化を表す酸化速度定常マップを作成し、これに対して各補正係数（筒内温度補正係数、筒内圧力補正係数、筒内酸素濃度補正係数）をそれぞれ乗算して補正することで現在のクランク角度位置での燃料酸化速度を算出することになる（上記ステップＳＴ３の動作）。
　（拡散燃焼開始時期の推定）
　上述した如く、拡散燃焼開始時期は、上記燃料酸化速度が燃料蒸発速度に一致した（燃料酸化速度が燃料蒸発速度に追い付いた）時点として規定している。このため、上述したクランク角度毎の燃料蒸発速度と、それに対応したクランク角度毎の燃料酸化速度とを比較していき、燃料蒸発速度に対して燃料酸化速度の方が未だ低い場合には、拡散燃焼は開始されていないと判断し、燃料酸化速度が燃料蒸発速度に一致した時点（一致した時点でのクランク角度位置）で拡散燃焼が開始されたと判断するようにしている（拡散燃焼開始時期推定手段による拡散燃焼開始時期の推定動作）。この際、予めメイン噴射の開始タイミング（メイン噴射が開始されたクランク角度位置）を記憶しておき、そのクランク角度位置から拡散燃焼開始時期の推定位置までのクランク回転角度を求め、それによって拡散燃焼開始時期でのクランク角度位置を算出することになる。
　より詳しくは、上述した燃料蒸発速度の算出動作によって得られた蒸発速度定常マップ上の燃料蒸発速度に対して、実際の燃料蒸発速度は筒内圧力及び筒内温度の補正分だけ変動している。また、同様に、上述した燃料酸化速度の算出動作によって得られた酸化速度定常マップ上の燃料酸化速度に対して、実際の燃料酸化速度は筒内温度、筒内圧力及び筒内酸素濃度の補正分だけ変動している。このように変動している燃料蒸発速度と燃料酸化速度とが一致する時点でのクランク角度が、その燃焼行程における拡散燃焼開始時期であると推定されることになる。例えば、図１２（ａ）に示すものでは、実際の燃料蒸発速度が上記燃料蒸発速度定常マップにおける燃料蒸発速度よりも低くなっており、拡散燃焼開始時期が進角側に移行した場合における燃料蒸発速度及び燃料酸化速度の変化を示している。逆に、図１２（ｂ）に示すものでは、実際の燃料蒸発速度が上記燃料蒸発速度定常マップにおける燃料蒸発速度よりも高くなっており、拡散燃焼開始時期が遅角側に移行した場合における燃料蒸発速度及び燃料酸化速度の変化を示している。
　尚、上述した拡散燃焼開始時期の推定動作では、この推定が完了した時点で燃料蒸発速度の算出動作及び燃料酸化速度の算出動作を終了するようにしていた。これに限らず、予め設定された期間（クランク開度範囲）の全期間に亘って燃料蒸発速度及び燃料酸化速度を算出しておき、各クランク角度毎に燃料蒸発速度と燃料酸化速度とを比較して拡散燃焼開始時期を推定するようにしてもよい。例えば、一般に拡散燃焼開始時期を迎えると考えられているメイン噴射の開始タイミングから圧縮上死点後１０°ＣＡのクランク角度位置まで、所定期間毎（例えばクランク角度で１°ＣＡ毎）に燃料蒸発速度及び燃料酸化速度を算出して拡散燃焼開始時期を推定する場合などが挙げられる。
　－拡散燃焼開始時期の制御－
　次に、本実施形態のもう一つの特徴である拡散燃焼開始時期の制御（拡散燃焼開始時期補正手段による拡散燃焼開始時期の補正）について説明する。この拡散燃焼開始時期の制御は、上述した如く推定された拡散燃焼開始時期が目標とする拡散燃焼開始時期（例えばピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）に対応するクランク角度位置：以下、目標拡散燃焼開始時期と呼ぶ）に対して乖離している場合に行われる。具体的には、推定された拡散燃焼開始時期が目標拡散燃焼開始時期に対して乖離している場合、この拡散燃焼開始時期の推定を行った気筒の次に燃焼行程を迎える気筒での拡散燃焼開始時期を、この乖離の量に応じて調整し、拡散燃焼開始時期を目標拡散燃焼開始時期に近付けるようにする。つまり、次に燃焼行程を迎える気筒に対してのフィードバック制御として拡散燃焼開始時期の制御を行う。また、この拡散燃焼開始時期の制御を実行する場合、上述した拡散燃焼開始時期の推定動作を上記目標拡散燃焼開始時期まで、または、その目標拡散燃焼開始時期から所定量だけ遅角した位置まで（例えば、上述した如く、一般に拡散燃焼開始時期を迎えると考えられている圧縮上死点後１０°ＣＡのクランク角度位置まで）実行することになる。つまり、少なくとも目標拡散燃焼開始時期での実燃料蒸発速度が求められるようにする。
　この拡散燃焼開始時期の制御の概略について図１３のフローチャートを用いて説明する。先ず、目標拡散燃焼開始時期（クランク角度位置）において、上述した推定動作により算出された燃料蒸発速度（以下、実燃料蒸発速度と呼ぶ）と、目標拡散燃焼開始時期において、上記燃料蒸発速度定常マップのマップ値（以下、目標蒸発速度と呼ぶ）との偏差を算出する（ステップＳＴ１１）。
　この偏差の算出動作について図１４を用いて具体的に説明すると、燃料蒸発速度定常マップを目標蒸発速度として規定し、目標拡散燃焼開始時期での実蒸発速度が蒸発速度定常マップ上の蒸発速度（目標蒸発速度）よりも低い場合、目標とする拡散燃焼開始時期（例えばピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ））での偏差が図中の「Δｄｍv／ｄｔ」として求められる。つまり、この偏差「Δｄｍv／ｄｔ」分だけ燃料蒸発速度を上昇させれば燃焼室３内における燃料蒸発速度を目標蒸発速度まで高めることで、拡散燃焼開始時期を目標拡散燃焼開始時期に一致させることが可能になる。
　そして、上記実燃料蒸発速度と目標燃料蒸発速度との偏差に応じた燃料噴射圧力を設定する（ステップＳＴ１２）。ここで設定される燃料噴射圧力は、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に比べて低い場合には、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定する。つまり、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定することになる。これは、燃料噴射圧力を高く設定した場合、上記液滴領域における燃料の粒径が小さくなり、燃料蒸発速度が高くなるためである。尚、燃料噴射圧力と燃料の粒径（液滴粒径Ｄｄ）との関係は以下の式（５）によって与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　このため、この式（５）を上記式（１）に代入することで燃料噴射圧力を変更した後の燃料蒸発速度を求めることが可能となる。逆に、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に比べて高い場合には、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を低く設定する。これら燃料噴射圧力の調整は、ＥＣＵ１００によるサプライポンプ２１の燃料吐出量の調量制御により行われる。
　このようにして燃料噴射圧力を設定して燃料噴射を実行した後、ステップＳＴ１３において、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に一致したか否かを判定する。
　実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に一致した場合には、ステップＳＴ１３でＹＥＳ判定され、現在の燃料噴射圧力を維持する。一方、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に一致しておらず、ステップＳＴ１３でＮＯ判定された場合には、ステップＳＴ１４に移り、吸気操作量の調整を行う。つまり、上記燃料噴射圧力の調整のみでは実燃料蒸発速度を目標蒸発速度に一致させることができず、この燃料噴射圧力の調整量が限界値（上記上限値または下限値）に達した場合に、吸気操作量の調整によって燃料蒸発速度を調整するようにする。具体的には、上記スワールコントロールバルブ６６の開度調整を行う。つまり、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に比べて低い場合には、その偏差が大きいほどスワールコントロールバルブ６６の開度を小さくしてスワール流速を高く設定する。即ち、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定することになる。逆に、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に比べて高い場合には、その偏差が大きいほどスワールコントロールバルブ６６の開度を大きくしてスワール流速を低く設定する。これにより、燃料蒸発速度を調整し、実燃料蒸発速度を目標蒸発速度に近付けるようにする。
　このスワール流速の調整は、図１５に示すスワール流速調整マップに従って行われる。このスワール流速調整マップは、必要なスワール流速と、そのスワール流速を得るためのスワールコントロールバルブ６６の操作量との関係を規定するものであり、実燃料蒸発速度を目標蒸発速度に一致させるために必要なスワール流速を求め、それをスワール流速調整マップに当て嵌めることでスワールコントロールバルブ６６の操作量を求めることができる。
　－他の実施形態－
　以上説明した実施形態では、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、水平対向型エンジン等の別）についても特に限定されるものではない。
　また、燃料蒸発速度の調整動作として上述したスワール流速の調整に代えて、または、それに加えてＶＶＴ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｖａｌｖｅ　Ｔｉｍｉｎｇ）機構による吸気バルブ１６の開弁時期の調整を行うようにしてもよい。つまり、実燃料蒸発速度が目標蒸発速度に比べて低い場合には、その偏差が大きいほど吸気バルブ１６の開弁時期を遅角させて吸気流速を高く設定するものである。つまり、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほど吸気バルブ１６の開弁時期を遅角させて吸気流速を高く設定するものである。
　また、上記実施形態では、マニバータ７７として、ＮＳＲ触媒７５及びＤＰＮＲ触媒７６を備えたものとしたが、ＮＳＲ触媒７５及びＤＰＦ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ　Ｆｉｌｔｅｒ）を備えたものとしてもよい。
　また、本発明は、分割メイン噴射を実行するディーゼルエンジンに対しても適用が可能である。
　また、上述した実施形態では、通電期間においてのみ全開の開弁状態となることにより燃料噴射率を変更するピエゾインジェクタ２３を適用したエンジンについて説明したが、本発明は、可変噴射率インジェクタを適用したエンジンへの適用も可能である。
　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拡散燃焼開始時期の適正化を図るための制御に適用可能である。
１　　　　エンジン（内燃機関）
３　　　　燃焼室
２１　　　サプライポンプ
２３　　　インジェクタ（燃料噴射弁）
６６　　　スワールコントロールバルブ

Claims (15)

  1. 　混合気の予混合燃焼が開始された後に燃焼室内に対して燃料噴射弁から噴射された燃料が拡散燃焼を開始する拡散燃焼開始時期を推定する圧縮自着火式内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置であって、
    　上記燃料噴射弁から燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を、予め規定された基準蒸発速度に対して環境条件及び運転条件のうち少なくとも何れか一方に応じた補正を行うことによって算出する燃料蒸発速度算出手段と、
    　上記燃焼室内での蒸発によって混合気を生成した燃料の酸化速度を、予め規定された基準酸化速度に対して環境条件及び運転条件のうち少なくとも何れか一方に応じた補正を行うことによって算出する燃料酸化速度算出手段と、
    　上記燃料蒸発速度算出手段によって算出された燃料蒸発速度と上記燃料酸化速度算出手段によって算出された燃料酸化速度とが乖離している状態から、これら両者が一致する状態となった時点を混合気の拡散燃焼開始時期として推定する拡散燃焼開始時期推定手段とを備えていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置において、
    　上記燃料蒸発速度算出手段は、筒内を基準圧力及び基準温度と仮定して作成したクランク角度毎の燃料蒸発速度を表す燃料蒸発速度定常マップのマップ値に対して、実際の筒内圧力及び筒内温度に応じた補正係数を乗算することにより燃料蒸発速度を算出するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置。
  3. 　請求項２記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置において、
    　上記燃料酸化速度算出手段は、筒内を基準圧力、基準温度及び基準酸素濃度と仮定して作成したクランク角度毎の燃料酸化速度を表す燃料酸化速度定常マップのマップ値に対して、実際の筒内圧力、筒内温度及び筒内酸素濃度に応じた補正係数を乗算することにより燃料酸化速度を算出するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置。
  4. 　請求項３記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置において、
    　上記燃料酸化速度定常マップは、上記燃料噴射弁から燃焼室内に燃料が噴射された時点での燃料蒸発速度を「０」とし、燃焼行程における筒内圧力変化に基づいて規定した拡散燃焼開始時期での蒸発速度定常マップ上の燃料蒸発速度に等しい燃料酸化速度まで、上記燃料が噴射された時点から燃料酸化速度が一定加速度で上昇していくと仮定した直線近似により作成されたものであることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置。
  5. 　上記請求項１～４のうち何れか一つに記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置によって推定される拡散燃焼開始時期を制御する拡散燃焼開始時期制御装置であって、
    　目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期の偏差を算出し、この偏差に基づき、上記推定される拡散燃焼開始時期が目標とする拡散燃焼開始時期に一致するように拡散燃焼開始時期の補正動作を行う拡散燃焼開始時期補正手段を備えていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  6. 　請求項５記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　上記拡散燃焼開始時期補正手段は、燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータを変更することにより拡散燃焼開始時期の補正動作を行う構成とされていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  7. 　請求項５記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　上記拡散燃焼開始時期補正手段は、上記目標とする拡散燃焼開始時期が得られる目標燃料蒸発速度と、上記推定された拡散燃焼開始時期に対応する実燃料蒸発速度との偏差に応じて、燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータを変更することにより拡散燃焼開始時期の補正動作を行う構成とされていることを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  8. 　請求項６記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃料噴射圧力であって、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  9. 　請求項７記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃料噴射圧力であって、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  10. 　請求項６記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃焼室内におけるスワール流速であって、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  11. 　請求項７記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃焼室内におけるスワール流速であって、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  12. 　請求項６記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃料噴射圧力及び燃焼室内におけるスワール流速であって、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定し、この燃料噴射圧力を補正限界まで補正しても目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  13. 　請求項７記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは燃料噴射圧力及び燃焼室内におけるスワール流速であって、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど燃料噴射圧力を高く設定し、この燃料噴射圧力を補正限界まで補正しても目標燃料蒸発速度に対して実燃料蒸発速度が低い場合には、その偏差が大きいほどスワール流速を高く設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  14. 　請求項６記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは吸気バルブのバルブタイミングであって、目標とする拡散燃焼開始時期に対して上記推定された拡散燃焼開始時期が進角側にある場合、その偏差が大きいほど吸気バルブが開放するバルブタイミングを遅角側に設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
  15. 　請求項７記載の内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置において、
    　燃焼室内に噴射された燃料の蒸発速度を可変とする制御パラメータは吸気バルブのバルブタイミングであって、上記目標燃料蒸発速度に対して上記実燃料蒸発速度が低い場合、その偏差が大きいほど吸気バルブが開放するバルブタイミングを遅角側に設定することを特徴とする内燃機関の拡散燃焼開始時期制御装置。
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