WO2012098670A1 - 圧縮着火式内燃機関の制御装置および圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法 - Google Patents

圧縮着火式内燃機関の制御装置および圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法 Download PDF

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小川孝
小郷知由
岩田一康
柳瀬佳紀
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Definitions

  • the present invention relates to a control device for a compression ignition type internal combustion engine and a method for determining a smoke generation state in the compression ignition type internal combustion engine.
  • a configuration including a supercharger (turbocharger) that supercharges intake air by the energy of exhaust gas is widely adopted in order to increase its output.
  • a configuration including an exhaust gas recirculation (EGR) device that recirculates a part of exhaust gas to the intake side is widely adopted in order to reduce the amount of nitrogen oxide (NOx) discharged during combustion. ing.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • turbo lag turbocharger response delay
  • EGR exhaust gas recirculation delay when the output changes, for example, during vehicle acceleration.
  • Patent Document 1 discloses a technique for suppressing the generation of a turbo lag in such a compression ignition type internal combustion engine.
  • the internal combustion engine described in Patent Document 1 includes EGR means that can recirculate exhaust gas discharged from a plurality of cylinders partially to the intake side.
  • the EGR means recirculates the exhaust partially for a part of the plurality of cylinder groups and does not recirculate the exhaust for the other part of the plurality of cylinder groups. To control. This suppresses the occurrence of turbo lag when the load on the internal combustion engine increases.
  • Patent Document 2 discloses another technique that is considered to be related to the present invention.
  • JP 2009-174377 A Japanese Patent Laid-Open No. 08-296469
  • variable valve mechanism is mounted on a compression ignition type internal combustion engine, and attempts have been made to change and control the valve opening and closing timings of intake valves and exhaust valves in accordance with operating conditions.
  • valve timing control by the variable valve mechanism for example, the combustion temperature of the compression ignition type internal combustion engine is lowered by reducing the actual compression ratio by retarding the closing timing of the intake valve, thereby reducing the smoke. The amount of discharge can be reduced.
  • the valve closing timing of the intake valve it is possible to suppress an increase in smoke emission due to a difference between the target operating state and the actual operating state of the compression ignition type internal combustion engine.
  • the smoke generation factor in the compression ignition type internal combustion engine is extremely complicated. For example, even at the same rotation speed and load, the smoke emission amount is reduced even if the closing timing of the intake valve is retarded depending on the smoke generation state. There are cases where it is not possible (see FIG. 12).
  • the intake valve closing timing is advanced to improve the volumetric efficiency, that is, the equivalent ratio (theoretical air / fuel ratio / actual air / fuel ratio) of the compression ignition internal combustion engine is reduced. May be reduced. Therefore, in order to appropriately reduce the smoke emission amount of the compression ignition type internal combustion engine, the valve closing timing change control of the intake valve is executed according to the grasped smoke generation state while more accurately grasping the smoke generation state. Is required.
  • the smoke generation state of a compression ignition type internal combustion engine is generally discussed by the local combustion temperature and the equivalent ratio, but it is extremely difficult to grasp the local combustion temperature. Therefore, conventionally, an attempt has been made to estimate the smoke generation state using the in-cylinder temperature (compression end temperature) at the compression end of the piston (see, for example, Patent Document 2), but by an estimation method using the compression end temperature. It is difficult to accurately grasp the smoke generation state.
  • the present invention has been made in view of such a point, and in a compression ignition type internal combustion engine control apparatus and a compression ignition type internal combustion engine capable of reducing smoke emission while accurately grasping a smoke generation state It is an object to provide a method for determining a smoke generation state.
  • a control apparatus for a compression ignition internal combustion engine comprises an equivalent ratio calculation means for calculating an average value of equivalent ratios in one cycle in a combustion chamber of the compression ignition internal combustion engine, and the equivalent ratio. Calculation of the average value of the equivalence ratio by the calculating means and the maximum combustion temperature calculating means for calculating the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber in the same cycle, the calculation result of the equivalent ratio calculating means, and the calculation of the maximum combustion temperature calculating means Determination means for determining a smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine based on a result, and variable valve control means for changing a closing timing of an intake valve of the compression ignition type internal combustion engine to a desired timing, The variable valve means changes the closing timing of the intake valve based on the determination result of the determination means.
  • the smoke generation state of the compression ignition internal combustion engine can be more accurately determined from the average value of the equivalent ratio in one cycle in the combustion chamber and the maximum value of the combustion temperature. Then, it is possible to execute appropriate intake valve closing timing control for reducing the smoke discharge amount of the compression ignition internal combustion engine based on the determination result of the smoke generation state. Therefore, the amount of smoke discharged can be reduced while more accurately grasping the smoke generation state.
  • the compression ignition type internal combustion engine control apparatus of the present invention has an exhaust gas recirculation passage for communicating a part of the exhaust gas to the intake side by communicating the exhaust side and the intake side,
  • the maximum combustion temperature calculating means may extract at least the exhaust gas recirculation rate of the exhaust gas recirculation passage as a parameter, and calculate the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber in one cycle based on the parameter.
  • the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber can be appropriately calculated from parameters including at least the exhaust gas recirculation rate of the exhaust gas recirculation passage. And a smoke production
  • generation state can be judged more correctly based on the highest value of the calculated combustion temperature. Therefore, the amount of smoke discharged can be reduced while more accurately grasping the smoke generation state.
  • the maximum combustion temperature calculation means further includes an injection center of gravity obtained from a fuel injection amount and an injection timing of the compression ignition type internal combustion engine, and a compression end in the combustion chamber. At least one of temperature, rotation speed of the compression ignition type internal combustion engine, oxygen concentration in the combustion chamber, and compression end pressure in the combustion chamber is extracted as a parameter, and the combustion temperature in one cycle in the combustion chamber based on the parameter The maximum value may be calculated.
  • the maximum combustion temperature in the combustion chamber is determined from parameters including at least one of the fuel injection center of gravity, the compression end temperature in the combustion chamber, the engine speed, the oxygen concentration in the combustion chamber, and the compression end pressure in the combustion chamber. It is possible to calculate more appropriately. And a smoke production
  • the determination unit is configured such that the calculation result of the equivalence ratio calculation unit is smaller than a first threshold value and the calculation result of the maximum combustion temperature calculation unit is When it is smaller than the second threshold value, it is determined that the smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine is in the first region, and the variable valve means is configured so that the determination means is the smoke of the compression ignition type internal combustion engine.
  • the closing timing of the intake valve may be changed to the retard side.
  • the determination means is configured such that the calculation result of the equivalence ratio calculation means is equal to or greater than a first threshold value, or the calculation result of the maximum combustion temperature calculation means is the first.
  • the value is equal to or greater than two threshold values, it is determined that the smoke generation state of the compression ignition internal combustion engine is in a region other than the first region, and the variable valve means is configured so that the determination means When it is determined that the smoke generation state is in an area other than the first area, the closing timing of the intake valve may be changed to the advance side.
  • the closing timing of the intake valve is By changing to the advance side, the combustion temperature can be raised and the equivalence ratio can be lowered. Therefore, the smoke emission amount of the compression ignition type internal combustion engine can be appropriately reduced.
  • variable valve means changes the valve closing timing of the intake valve to the retard side as the rotational speed of the compression ignition type internal combustion engine increases. It may be.
  • the actual compression ratio can be appropriately reduced according to the rotational speed of the compression ignition type internal combustion engine, and the combustion temperature can be lowered. Therefore, the smoke emission amount of the compression ignition type internal combustion engine can be appropriately reduced.
  • variable valve operating means changes the valve closing timing of the intake valve to an advance side as the rotational speed of the compression ignition type internal combustion engine decreases. It may be.
  • the volumetric efficiency can be appropriately improved according to the rotational speed of the compression ignition type internal combustion engine, the combustion temperature can be raised, and the equivalence ratio can be lowered. Therefore, the smoke emission amount of the compression ignition type internal combustion engine can be appropriately reduced.
  • the present invention provides an equivalent ratio calculating step for calculating an average value of equivalent ratios in one cycle in a combustion chamber of a compression ignition internal combustion engine, and calculating the average value of equivalent ratios in the equivalent ratio calculating step in the same cycle.
  • the maximum combustion temperature calculation step for calculating the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber, the calculation result in the equivalent ratio calculation step, and the smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine based on the calculation result in the maximum combustion temperature calculation step And determining a smoke generation state in a compression ignition internal combustion engine.
  • the smoke generation state of the compression ignition internal combustion engine can be more accurately determined from the average value of the equivalent ratio in one cycle in the combustion chamber and the maximum value of the combustion temperature. And appropriate control for reducing the smoke discharge amount of the compression ignition type internal combustion engine can be executed according to the determination result of the smoke generation state.
  • the present invention it is possible to reduce the smoke emission amount while accurately grasping the smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration example of an engine system according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of one cylinder of the engine of the embodiment.
  • FIG. 3 shows the correlation between the maximum combustion temperature and equivalence ratio of the engine and the smoke generation state.
  • 4A shows the correlation between the engine equivalence ratio and the amount of smoke produced
  • FIG. 4B shows the correlation between the maximum combustion temperature and the amount of smoke produced when the engine equivalent ratio is less than 0.8.
  • FIG. 5A shows the correlation between the compression end temperature and the equivalence ratio of the engine and the smoke generation state
  • FIG. 5B shows the correlation between the in-cylinder average maximum temperature and equivalent ratio of the engine and the smoke generation state. Show.
  • FIG. 5A shows the correlation between the compression end temperature and the equivalence ratio of the engine and the smoke generation state
  • FIG. 5B shows the correlation between the in-cylinder average maximum temperature and equivalent ratio of the engine and the smoke generation state. Show
  • FIG. 6 shows an example of a method for calculating the EGR rate of the engine.
  • FIG. 7 shows a conceptual diagram of the injection center of gravity.
  • FIG. 8A shows an example of the method for calculating the injection center of gravity
  • FIG. 8B shows an example of the method for calculating the compression end temperature
  • FIG. 8C shows an example of the method for calculating the oxygen concentration.
  • FIG. 8D shows an example of a method for calculating the compression end pressure.
  • FIG. 9A shows the base timing of the closing timing of the intake valve
  • FIG. 9B shows an example of retarding control of the closing timing of the intake valve
  • FIG. 10A shows the correlation between the closing timing of the intake valve and the actual compression ratio
  • FIG. 10A shows the correlation between the closing timing of the intake valve and the actual compression ratio
  • FIG. 10B shows the correlation between the closing timing of the intake valve and the combustion zone gas temperature.
  • FIG. 11 is a flowchart showing an example of processing of the engine ECU.
  • FIG. 12 shows an example of the correlation between the closing timing of the intake valve and the smoke emission amount in a conventional compression ignition type internal combustion engine.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of an engine system 1 equipped with a control device for a compression ignition type internal combustion engine of the present invention.
  • FIG. 1 shows only a part of the configuration of the engine.
  • the engine system 1 shown in FIG. 1 includes an engine 100 that is a power source, and includes an engine ECU (Electronic Control Unit) 10 that comprehensively controls the operation of the engine 100.
  • the engine 100 includes a turbocharger 14 and an exhaust purification device 30 on the downstream side of the exhaust manifold 13, and includes an electric VVT mechanism 26 and a hydraulic VVT mechanism 27 that change valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23.
  • the engine 100 also includes an EGR passage 16 that recirculates part of the exhaust gas to the intake side.
  • the engine 100 includes various sensors such as a crank angle sensor 41, an air flow meter 44, an intake cam angle sensor 42, an intake pressure sensor 46, and an intake temperature sensor 47.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of one cylinder of the engine 100 of the embodiment.
  • the engine 100 is a four-cylinder diesel engine mounted on a vehicle, and each cylinder includes a piston that constitutes a combustion chamber.
  • the pistons of the respective combustion chambers are slidably fitted to the cylinders of the engine 100, and are connected to the crankshaft 21 that is an output shaft member via connecting rods.
  • the engine ECU 10 determines the fuel injection amount and the injection timing based on information such as the intake air amount from the air flow meter 44 and the piston position from the crank angle sensor 41 and sends a signal to the injector 17.
  • the injector 17 injects fuel into the combustion chamber at the instructed fuel injection amount and injection timing in accordance with a signal from the engine ECU 10.
  • the fuel injected from the injector 17 is atomized in the combustion chamber, and forms an air-fuel mixture with the intake air that flows into the combustion chamber when the intake valve opens.
  • the air-fuel mixture is compressed in the combustion chamber by the upward movement of the piston and ignited to burn, and expands in the combustion chamber to lower the piston.
  • the engine 100 is not limited to a four-cylinder diesel engine, and a multi-cylinder diesel engine can be applied.
  • Engine 100 is an example of a configuration of the compression ignition type internal combustion engine of the present invention.
  • a crank angle sensor 41 is provided in the vicinity of the axis of the crankshaft 21.
  • the crank angle sensor 41 is configured to detect the rotation angle of the crankshaft 21 axis, and transmits the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 acquires information related to the crank angle, such as the rotational speed and rotational angular velocity of the crankshaft 21 during operation.
  • the engine ECU 10 recognizes the output of the engine 100 by calculating the engine rotational speed and the engine torque based on the acquired rotational speed and rotational angular velocity of the crankshaft 21 axis.
  • FIG. 2 shows one intake valve and one exhaust valve.
  • An intake valve 22 is disposed at each intake port of the combustion chamber, and an intake camshaft 24 for opening and closing the intake valve 22 is disposed.
  • an exhaust valve 23 is disposed at each exhaust port of the combustion chamber, and an exhaust camshaft 25 for opening and closing the exhaust valve 23 is disposed.
  • the intake valve 22 and the exhaust valve 23 are opened and closed by the rotation of the intake camshaft 24 and the exhaust camshaft 25 to which the rotation of the crankshaft 21 is transmitted by a coupling mechanism (for example, a timing belt, a timing chain, etc.). Communicates and blocks the combustion chamber.
  • the phases of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 are expressed with reference to the crank angle.
  • the intake camshaft 24 has an electric VVT mechanism 26 which is a variable valve mechanism (hereinafter referred to as a VVT mechanism).
  • the electric VVT mechanism 26 rotates the intake camshaft 24 with an electric motor in response to an instruction from the engine ECU 10.
  • the rotational phase of the intake camshaft 24 relative to the crankshaft 21 is changed, so that the valve timing of the intake valve 22 is changed.
  • the rotational phase of the intake camshaft 24 is detected by the intake cam angle sensor 42 and output to the engine ECU 10. Accordingly, the engine ECU 10 can acquire the phase of the intake camshaft 24 and can acquire the phase of the intake valve 22. Further, the phase of the intake camshaft 24 is expressed with reference to the crank angle.
  • the electric VVT mechanism 26 is a configuration example of the variable valve operating means of the present invention.
  • the exhaust camshaft 25 has a hydraulic VVT mechanism 27.
  • the hydraulic VVT mechanism 27 rotates the exhaust camshaft 25 with an oil control valve (hereinafter referred to as OCV) according to an instruction from the engine ECU 10.
  • OCV oil control valve
  • the rotational phase of the exhaust camshaft 25 relative to the crankshaft 21 is changed, so that the valve timing of the exhaust valve 23 is changed.
  • the rotational phase of the exhaust camshaft 25 is detected by the exhaust cam angle sensor 43 and output to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 can acquire the phase of the exhaust camshaft 25 and can acquire the phase of the exhaust valve 23.
  • the phase of the exhaust camshaft 25 is expressed with reference to the crank angle.
  • the engine 100 includes a common rail type fuel injection system including an injector 17, a common rail 18, a low pressure fuel pump, a high pressure fuel pump, and the like.
  • the fuel sucked from the fuel tank by the low pressure fuel pump is discharged to the common rail 18 at a high pressure by the high pressure fuel pump and accumulated.
  • the common rail 18 is a container for accumulating high-pressure fuel supplied to the injector 17.
  • the fuel pumped from the high-pressure fuel pump is accumulated up to the pressure required for injection in the common rail 18 and supplied to the injectors 17 of the respective combustion chambers through the high-pressure piping.
  • the common rail 18 is provided with a rail pressure sensor and a pressure reducing valve.
  • the engine ECU 10 instructs to open the pressure reducing valve when the fuel pressure inside the common rail 18 output from the rail pressure sensor exceeds a specified value. Then, by discharging the fuel from the pressure reducing valve, the common rail pressure is always adjusted to be equal to or lower than a specified value.
  • the fuel discharged from the pressure reducing valve is returned to the fuel tank through the relief pipe.
  • Each injector is equipped with an injector 17.
  • the fuel supplied from the common rail 18 through the high-pressure pipe is injected and supplied to the combustion chamber in the engine cylinder by the injector 17 according to an instruction from the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 determines the fuel injection amount and the injection timing based on the intake air amount from the air flow meter 44 and the piston position information from the crank angle sensor 41 and sends a signal to the injector 17.
  • the injector 17 injects fuel into the combustion chamber at a high pressure in accordance with a signal from the engine ECU 10 at the instructed fuel injection amount / injection timing.
  • the leaked fuel from the injector 17 is returned to the fuel tank through the relief pipe.
  • the injector 17 can be mounted at an arbitrary position in the combustion chamber according to the specifications of the engine 100.
  • An intake manifold 11 that communicates with each combustion chamber is connected to each combustion chamber of the engine 100.
  • the intake manifold 11 is connected to an air cleaner by an intake passage 12 via an air flow meter 44, a diesel throttle 19, an intercooler, and a turbocharger 14 compressor. Introduce.
  • the diesel throttle 19 is provided with a throttle position sensor 45.
  • the air flow meter 44 and the throttle position sensor 45 detect the amount of intake air passing through the intake passage 12 and the valve opening of the diesel throttle 19, respectively, and transmit the detection results to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 recognizes the amount of intake air introduced into the intake manifold 11 based on the transmitted detection result, and adjusts the valve opening degree of the diesel throttle 19 so that the intake air necessary for the operation of the engine 100 is converted into the combustion chamber.
  • the diesel throttle 19 preferably uses a throttle-by-wire system using a step motor, but other mechanisms that can arbitrarily change the valve opening of the diesel throttle 19 may be applied.
  • the intake manifold 11 is provided with an intake pressure sensor 46, detects the pressure of intake air in the intake manifold 11, and transmits the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 calculates the compression end pressure in the combustion chamber based on the detection results of the intake pressure sensor 46 and the intake cam angle sensor 42.
  • An intake air temperature sensor 47 is provided in the intake passage 12 to detect the temperature of intake air in the intake passage 12 and transmit the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 calculates the temperature in the intake manifold 11 based on the detection results of the intake temperature sensor 47 and the intake pressure sensor 46, and uses the calculated temperature in the intake manifold 11 to determine the exhaust gas recirculation (EGR) rate and the compression end temperature. Is calculated (see FIGS. 6 and 8B).
  • an exhaust manifold 13 communicating with each combustion chamber is connected to each combustion chamber of the engine 100.
  • the exhaust manifold 13 is connected to the exhaust purification device 30 via the exhaust turbine 15 of the turbocharger 14 by the exhaust passage 15, and exhausts the exhaust gas after combustion to the outside of the engine 100.
  • the turbocharger 14 uses the kinetic energy of the exhaust gas to rotate the exhaust turbine, compresses the intake air that has passed through the air cleaner, and sends it to the intercooler. The compressed intake air is cooled by the intercooler and then introduced into the intake manifold 11.
  • the turbocharger 14 is a variable nozzle turbocharger (hereinafter abbreviated as VNT), and a variable nozzle vane mechanism 141 is provided on the exhaust turbine side. By adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism 141, the inflow angle of the exhaust gas to the turbine impeller blades is controlled, and the supercharging pressure of the intake air introduced into the intake manifold 11 is adjusted.
  • the turbocharger 14 is not limited to the VNT, and may be configured to adjust the supercharging pressure (control of the exhaust gas energy utilization rate) using a waste gate.
  • the turbocharger 14 is a configuration example of the supercharger according to the present invention.
  • the turbocharger 14 is provided with a VN sensor 48, detects the opening degree of the variable nozzle vane mechanism 141, and transmits the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 calculates the gas amount in the combustion chamber based on the detection result of the VN sensor 48, and calculates the EGR rate using the calculated gas amount in the combustion chamber (see FIG. 6).
  • the exhaust purification device 30 purifies the exhaust gas of the engine 100, and includes a purification catalyst 31 that purifies NOx, HC, and CO in the exhaust gas, and a DPF 32 that collects particulate matter (PM) such as soot. Have.
  • a purification catalyst 31 that purifies NOx, HC, and CO in the exhaust gas
  • a DPF 32 that collects particulate matter (PM) such as soot. Have.
  • the purification catalyst 31 is a three-way catalyst that is provided upstream of the DPF 32 and can purify HC, CO, and NOx in the exhaust gas of the engine 100.
  • the purification catalyst 31 is a known structure in which a noble metal supported on a composite oxide is coated on a catalyst support having a porous honeycomb structure and through which exhaust gas can pass.
  • the purification catalyst 31 of the present embodiment occludes NOx contained in the exhaust gas when the air-fuel ratio is lean, and reduces NOx by the reducing components (HC, CO) contained in the exhaust gas when the air-fuel ratio is stoichiometric or rich. Although it is a NOx occlusion reduction type, it is not restricted to this.
  • a plurality of the purification catalysts 31 may be used in combination depending on the displacement of the engine 100, the use area, and the like.
  • the DPF 32 is a well-known wall flow filter provided on the downstream side of the purification catalyst 31 and made of porous cordierite ceramics.
  • the DPF 32 is not limited to cordierite, and other ceramics such as silicon carbide (SiC) may be applied.
  • the exhaust purification device 30 may have a configuration in which the DPF 32 is provided on the upstream side and the purification catalyst 31 is provided on the downstream side.
  • a DPNR Diesel Particulate NOx Reduction system
  • a particulate filter is combined with a NOx storage reduction catalyst may be applied as the exhaust purification device 30.
  • the exhaust purification device 30 is provided with a temperature sensor and a pressure sensor (not shown), detects the floor temperature and the inlet pressure of the exhaust purification device 30, and transmits the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 recognizes the actual temperatures of the purification catalyst 31 and the DPF 32 and the degree of clogging of the DPF 32 based on the transmitted detection result, and executes a regeneration process for the purification catalyst 31 and the DPF 32 based on the recognition result. As a result, the exhaust gas purification capability of the exhaust gas purification device 30 is always maintained above a certain level.
  • the A / F sensor 49 is provided on the upstream side of the exhaust purification device 30, detects the air-fuel ratio in the engine 100 from the oxygen concentration in the exhaust gas and the unburned gas concentration, and transmits the result to the engine ECU 10. . Thereby, the engine ECU 10 can acquire air-fuel ratio information of the engine 100 in various load states.
  • a zirconia surface coated with platinum and provided with a diffusion-controlling layer on the outer periphery of the outer electrode is applied, but is not limited thereto.
  • the A / F sensor 49 When a voltage is applied to the element, the A / F sensor 49 responds to the oxygen concentration in the exhaust gas on the lean side (A / F> 14.6) and the unburned gas concentration on the rich side (A / F ⁇ 14.6). Oxygen ion current is generated. In this case, since the output current of the A / F sensor 49 has a positive correlation with the air-fuel ratio, this makes it possible to detect the air-fuel ratio in a wide range.
  • the exhaust manifold 13 is communicated with the intake manifold 11 by an EGR passage 16.
  • the exhaust gas flowing into the EGR passage 16 is cooled by the EGR cooler 161 and then proceeds to the intake manifold 11 while the flow rate is adjusted by the EGR valve 162, and is introduced into the combustion chamber together with the intake air.
  • the EGR valve 162 adjusts the amount of exhaust gas recirculated to the intake manifold 11 to an appropriate amount by adjusting the valve opening according to a command from the engine ECU 10.
  • the EGR passage 16 is a configuration example of the exhaust gas recirculation passage of the present invention.
  • the engine ECU 10 includes a CPU (Central Processing Unit) that performs arithmetic processing, a ROM (Read Only Memory) that stores programs, a RAM (Random Access Memory) and NVRAM (Non Volatile RAM) that store data and the like. Computer.
  • the engine ECU 10 reads the detection results of a plurality of sensors provided in each part of the engine 100, and controls the operation of the engine 100 in an integrated manner based on the detection results.
  • the engine ECU 10 calculates the maximum value of the combustion temperature and the average value of the equivalence ratio in one cycle in the combustion chamber of the engine 100, and executes control for determining the smoke generation state of the engine 100 based on the calculation result.
  • the smoke generation state determination control executed by the engine ECU 10 will be described.
  • FIG. 3 shows the correlation between the maximum combustion temperature and equivalence ratio of engine 100 and the smoke generation state.
  • the horizontal axis in FIG. 3 indicates the maximum combustion temperature (K) of the engine 100.
  • the maximum combustion temperature of engine 100 is obtained by a two-region model.
  • the two-region model means that the amount of gas in the combustion region is calculated from the heat release rate (finger pressure) of the internal combustion engine, and the others are uncombusted regions.
  • the amount of gas in each region, the pressure before ignition, the combustion chamber volume, air A technique for calculating the gas temperature in the combustion chamber from the excess rate ( ⁇ ).
  • the method for obtaining the maximum combustion temperature of engine 100 is not limited to the two-region model, and may be obtained by another method.
  • shaft of FIG. 3 has shown the equivalent ratio ((phi)).
  • the equivalence ratio is a value obtained by dividing the theoretical air-fuel ratio value of the engine 100 by the actual air-fuel ratio value.
  • the amount of smoke generated by the engine 100 is indicated by contour lines.
  • the smoke generation amount of the engine 100 is such that the peak of the smoke generation amount is the maximum combustion temperature 2450K (second threshold value) in the region where the value of ⁇ is less than a predetermined first threshold value (0.8 in FIG. 3). It is in the vicinity (see FIGS. 4A and 4B). In the region where the maximum combustion temperature is less than the second threshold, the amount of smoke generated decreases as the maximum combustion temperature decreases.
  • This region ( ⁇ ⁇ 0.8, maximum combustion temperature ⁇ 2450K) is defined as the first region.
  • the smoke generation amount can be reduced by lowering the maximum combustion temperature, that is, the smoke emission amount can be reduced.
  • the smoke amount decreases as the maximum combustion temperature increases.
  • This region ( ⁇ ⁇ 0.8, maximum combustion temperature ⁇ 2450K) is defined as the second region.
  • the smoke amount decreases as the equivalence ratio decreases.
  • This region ( ⁇ ⁇ 0.8) is defined as the third region.
  • the smoke generation amount can be reduced by reducing the equivalence ratio, that is, the smoke discharge amount can be reduced.
  • the smoke generation state of the engine 100 shows a clear correlation between the maximum combustion temperature and the equivalence ratio. Therefore, by recognizing the maximum combustion temperature and the equivalence ratio of engine 100, the smoke generation amount is in a region (first region or second region) depending on the maximum combustion temperature, or a region (first region) depending on the equivalence ratio. 3 areas).
  • FIG. 5 (a) shows the correlation between the compression end temperature and equivalent ratio of engine 100 and the smoke generation state
  • FIG. 5 (b) shows the in-cylinder average maximum temperature and equivalent ratio of engine 100 and the smoke generation state. Correlation is shown.
  • the smoke generation state of the engine 100 cannot be clearly divided into regions by the compression end temperature (in-cylinder temperature at the piston top dead center) and the equivalence ratio. That is, it cannot be determined from FIG. 5A whether the smoke generation amount of the engine 100 is in the region depending on the compression end temperature or in the region depending on the equivalence ratio.
  • FIG. 5A shows the smoke generation amount of the engine 100 in the region depending on the compression end temperature or in the region depending on the equivalence ratio.
  • the smoke generation state of the engine 100 cannot be clearly divided into regions by the in-cylinder average maximum temperature and the equivalence ratio. That is, it cannot be determined from FIG. 5B whether the smoke generation amount of the engine 100 is in the region depending on the in-cylinder average maximum temperature or in the region depending on the equivalence ratio. Thus, the smoke generation state of engine 100 cannot be accurately determined based on a temperature other than the maximum combustion temperature.
  • the smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine can be more accurately determined by obtaining the maximum value (maximum combustion temperature) of the gas temperature in the combustion region and the equivalence ratio in the compression ignition type internal combustion engine.
  • the threshold values (first threshold value and second threshold value) of the equivalence ratio and the maximum combustion temperature in FIG. 3 depend on the specifications of the compression ignition type internal combustion engine (number of cylinders, bore, stroke, compression ratio, etc.). Their values are different. Therefore, the first threshold value and the second threshold value are not limited to the above values, and appropriate threshold values can be used according to engine specifications.
  • the engine ECU 10 executes control for determining the smoke generation state of the engine 100.
  • engine ECU 10 calculates an average value of equivalent ratios in one cycle of engine 100 based on the detection result of air flow meter 44 and the command value of the fuel injection amount to injector 17.
  • the calculated equivalent ratio of engine 100 is not limited to the average value in one cycle, and may be the equivalent ratio in one cycle in a specific one cylinder.
  • the engine ECU 10 calculates the maximum value (maximum combustion temperature) of the combustion temperature in the combustion chamber in the same cycle as the calculation of the average value of the equivalence ratio.
  • the maximum combustion temperature of the engine 100 is calculated by the following equation (1), for example.
  • Tmax A1 (EGR rate) + A2 (injection center of gravity) + A3 (compression end temperature) + A4 (engine speed) + A5 (oxygen concentration) + A6 (compression end pressure) + C (1)
  • Tmax maximum combustion temperature, A1 to A6: coefficient based on engine specifications, C: constant)
  • the EGR rate is the ratio of the amount of exhaust gas recirculated to the intake side through the EGR passage 16 among the amount of gas in the combustion chamber.
  • the command value of the fuel injection amount, the air flow meter 44, the intake pressure Calculation is performed from the detection results of the sensor 46, the intake air temperature sensor 47, and the VN sensor 48 by the following equation (2) (see FIG. 6).
  • EGR rate (Gcyl-Ga) / Ga (2) (Gcyl: amount of gas in combustion chamber, Ga: amount of intake air)
  • Tmax maximum combustion temperature of the engine 100, and the Tmax increases as the EGR rate decreases (that is, the sign of the coefficient A1 is negative).
  • the injection center of gravity refers to the center of gravity value of a plurality of fuel injection timings executed by the injector 17.
  • FIG. 7 shows a conceptual diagram of the injection center of gravity.
  • the injection center of gravity is calculated from the following equation (3) from the command value of the fuel injection amount to the injector 17 and the fuel injection timing (see FIG. 8A).
  • Injection center of gravity ⁇ (injection amount (n) ⁇ injection timing (n)) / ⁇ injection amount (n) (3) (N: number of injections in one cycle)
  • Tmax maximum combustion temperature of engine 100
  • Tmax increases (that is, the sign of coefficient A2 is negative) as the injection center of gravity decreases (shifts to the advance side).
  • the compression end temperature refers to the gas temperature in the combustion chamber at the compression top dead center of the piston, for example, the calculated value of the temperature in the intake manifold 11 (see FIG. 6) and the intake cam angle sensor 42. Is calculated from the following detection formula (4) (see FIG. 8B).
  • Compression end temperature temperature in intake manifold 11 ⁇ ⁇ ⁇ 1 (4) ( ⁇ : actual compression ratio, ⁇ : specific heat ratio)
  • Tmax maximum combustion temperature of engine 100, and Tmax increases as the compression end temperature increases (that is, the sign of coefficient A3 is positive).
  • the engine speed is the crankshaft speed (rpm) per minute of the engine 100, and the detection result of the crank angle sensor 41 is applied.
  • the engine speed affects the maximum combustion temperature (Tmax) of engine 100, and Tmax increases as the engine speed decreases (that is, the sign of coefficient A4 is negative).
  • the oxygen concentration refers to the oxygen concentration in the gas in the combustion chamber of the engine 100.
  • the EGR rate see FIG. 6
  • the fuel injection command value and the detection result of the air flow meter. It calculates from the following (5) Formula (refer FIG.8 (c)).
  • Oxygen concentration oxygen ratio in the atmosphere x (1-EGR rate / ⁇ ) (5) ( ⁇ : oxygen excess rate)
  • the oxygen concentration affects the maximum combustion temperature (Tmax) of engine 100, and Tmax increases as the oxygen concentration increases (that is, the sign of coefficient A5 is positive).
  • the compression end pressure means an in-cylinder pressure at the compression top dead center of the piston, and is calculated from the following expression (6) from the detection results of the intake cam angle sensor 42 and the intake pressure sensor 46, for example. (See FIG. 8D).
  • Compression end pressure pressure in intake manifold 11 ⁇ ⁇ ⁇ (6) ( ⁇ : actual compression ratio, ⁇ : specific heat ratio)
  • the compression end pressure affects the maximum combustion temperature (Tmax) of engine 100, and Tmax increases as the compression end pressure increases (that is, the sign of coefficient A6 is positive).
  • Tmax it is desirable to include all of the plurality of parameters in the above equation (1), but it is also possible to calculate Tmax by selecting a parameter having a large contribution to the maximum combustion temperature.
  • the EGR rate has the largest contribution to the maximum combustion temperature in the combustion chamber of engine 100. Therefore, the engine ECU 10 can also calculate the maximum combustion temperature in the combustion chamber based on parameters including at least the EGR rate. Further, the contribution to the maximum combustion temperature in the combustion chamber of the engine 100 increases in the order of the injection gravity center, the compression end temperature, the engine speed, the oxygen concentration, and the compression end pressure following the EGR rate. Therefore, some parameters having a greater contribution to the maximum combustion temperature in the combustion chamber may be selected, and the maximum combustion temperature in the combustion chamber may be calculated using the selected parameters.
  • the engine ECU 10 determines whether or not the calculated average value of the equivalence ratio ( ⁇ ) in one cycle of the engine 100 is less than a predetermined first threshold value (0.8 in the present embodiment).
  • a predetermined first threshold value 0.8 in the present embodiment.
  • engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the third region (that is, in a region other than the first region).
  • the first region is a region where the amount of smoke generated can be reduced by lowering the maximum combustion temperature in the combustion chamber.
  • the third region refers to a region in which the amount of smoke generated can be reduced by reducing the equivalence ratio.
  • the engine ECU 10 determines whether or not the calculated maximum combustion temperature in the combustion chamber is less than the second threshold value.
  • the maximum combustion temperature in the combustion chamber is not less than the second threshold value
  • engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the second region (that is, in a region other than the first region).
  • the second region refers to a region in which the amount of smoke generated can be reduced by increasing the maximum combustion temperature in the combustion chamber.
  • the maximum combustion temperature in the combustion chamber is lower than the second threshold value, engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the first region.
  • the smoke generation state can be more accurately determined from the average value of the equivalence ratio and the maximum value of the combustion temperature in one cycle in the combustion chamber of the compression ignition type internal combustion engine.
  • the engine ECU 10 changes the intake valve closing timing based on the determination result of the smoke generation state, thereby executing control for reducing the smoke generation amount of the engine 100.
  • the intake valve closing timing change control executed by the engine ECU 10 will be described below.
  • the electric VVT mechanism is configured to retard the closing timing of the intake valve 22 with respect to the base timing. 26 (Late Interval Close, hereinafter abbreviated as LIVC).
  • FIG. 9 shows an example of valve closing timing control of the intake valve 22.
  • FIG. 9A shows the base timing of the closing timing of the intake valve 22, and
  • FIG. 9B shows an example of retarding control of the closing timing of the intake valve 22.
  • the engine ECU 10 determines an appropriate valve closing timing of the intake valve 22 from the engine speed and the fuel injection amount, and commands the electric VVT mechanism 26 (see FIG. 9A).
  • engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the first region, engine ECU 10 calculates a retard amount with respect to the base timing of the closing timing of intake valve 22 according to the rotational speed of engine 100.
  • the engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 to delay the valve closing timing of the intake valve 22 from the base timing based on the calculated retardation amount (see FIG. 9B).
  • FIG. 10A shows the correlation between the delay amount of the closing timing of the intake valve 22 and the actual compression ratio. The greater the retard amount of the closing timing of the intake valve 22, the more gas is blown back from the combustion chamber to the intake manifold 11 through the valve opening portion of the intake valve 22 during compression, so the actual compression ratio of the engine 100 decreases.
  • FIG. 10B shows the correlation between the closing timing of the intake valve 22 and the combustion zone gas temperature.
  • A is when the closing of the intake valve 22 is executed at the base timing
  • B is when the closing timing of the intake valve 22 is retarded from the base timing
  • C is when the intake valve 22 is closed. The case where the injection timing is retarded while retarding the valve closing timing from the base timing is shown.
  • the closing timing of the intake valve 22 is further retarded, that is, when the actual compression ratio of the engine 100 is further lowered, the gas temperature in the combustion region of the engine 100 is further lowered. Therefore, when the smoke generation state of engine 100 is in a region (first region) proportional to the maximum combustion temperature, the amount of smoke generation can be reduced by retarding the closing timing of intake valve 22.
  • the engine ECU 10 increases the actual compression ratio of the engine 100 by increasing the retard amount of the closing timing of the intake valve 22 and increasing the opening time of the intake valve 22 as the engine 100 rotates at higher speed. Reduce appropriately. As a result, the amount of smoke generated by the engine 100 is appropriately reduced (see FIG. 9B).
  • the intake valve 22 is closed.
  • the electric VVT mechanism 26 is commanded to advance the valve timing with respect to the base timing (Early Interval Close, hereinafter abbreviated as EIVC).
  • FIG. 9A shows the base timing of the closing timing of the intake valve 22
  • FIG. 9C shows an example of advance control of the closing timing of the intake valve 22.
  • engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the second region or the third region, engine ECU 10 calculates the advance amount with respect to the base timing of the closing timing of intake valve 22 according to the rotational speed of engine 100. To do. The engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 to advance EIVC so that the closing timing of the intake valve 22 is advanced from the base timing based on the calculated advance amount (see FIG. 9C).
  • the valve closing timing of the intake valve 22 When the valve closing timing of the intake valve 22 is advanced from the base timing, the scavenging rate of the gas in the combustion chamber is improved, that is, the volumetric efficiency of the engine 100 is improved, so that the amount of intake air introduced into the combustion chamber is increased. To do. Therefore, the combustion zone gas temperature of engine 100 rises. Further, when the volume efficiency of the engine 100 is improved, the ratio of the actual air-fuel ratio to the stoichiometric air-fuel ratio is increased, so that the equivalent ratio ( ⁇ ) of the engine 100 is decreased. Thus, if the valve closing timing of the intake valve 22 is further advanced, the maximum combustion temperature of the engine 100 is further increased and the equivalence ratio is further decreased.
  • the valve closing timing of the intake valve 22 is advanced. Can reduce the amount of smoke produced.
  • the valve opening time of the intake valve 22 becomes longer as the engine 100 is rotated at a lower speed, and the longer the valve opening time of the intake valve 22, the longer the opening time of the intake valve 22 from the combustion chamber to the intake manifold 11 through the valve opening portion.
  • the amount of gas to blow back increases. Therefore, the engine ECU 10 increases the advance amount of the closing timing of the intake valve 22 as the engine 100 is rotated at a lower speed, thereby shortening the valve opening time of the intake valve 22 and supplying the gas to the intake manifold 11. Reduce the amount of blow back.
  • the equivalence ratio of the engine 100 is appropriately reduced while appropriately raising the combustion temperature of the engine 100 (see FIG. 9C).
  • the engine ECU 10 repeats the above processing until the operation of the engine 100 ends.
  • the LIVC control for retarding the valve closing timing of the intake valve 22 with respect to the base timing is executed.
  • the amount of smoke generated can be reduced appropriately.
  • the closing timing of the intake valve 22 is set to the base timing. The smoke generation amount can be appropriately reduced by executing the EIVC control that advances the angle.
  • the engine ECU 10 is a configuration example of an equivalence ratio calculating unit, a maximum combustion temperature calculating unit, a determining unit, and a variable valve operating unit according to the present invention.
  • FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of processing of the engine ECU 10.
  • the engine system 1 of the present embodiment calculates the average value and the maximum combustion temperature of the equivalence ratio in one cycle in the combustion chamber, and determines the smoke generation state of the engine 100 based on the calculation result. Further, the engine ECU 10 executes control for reducing the amount of smoke generation of the engine 100 by changing the valve closing timing of the intake valve 22 based on the determination result of the smoke generation state.
  • the control of the engine ECU 10 is started when the ignition switch is turned on and the engine 100 is started, and the following control process is repeated while the engine 100 is in operation. Further, the engine ECU 10 always receives the detection results of the crank angle sensor 41, the air flow meter 44, the intake cam angle sensor 42, the intake pressure sensor 46, the intake temperature sensor 47, and the VN sensor 48 during the control process.
  • step S1 the engine ECU 10 calculates the average value of the equivalence ratio ( ⁇ ) in one cycle of the engine 100 based on the received detection result of the air flow meter 44 and the command value of the fuel injection amount to the injector 17.
  • step S2 the engine ECU 10 proceeds to the next step S2.
  • step S2 the engine ECU 10 calculates the maximum value (maximum combustion temperature) of the combustion temperature in the combustion chamber in the same cycle as the calculation of the average value of ⁇ calculated in step S1 based on the above equations (1) to (6). calculate.
  • step S3 the engine ECU 10 finishes the process of step S2, the process proceeds to the next step S3.
  • step S3 the engine ECU 10 determines whether or not the average value of ⁇ calculated in step S1 is less than a predetermined first threshold value.
  • a predetermined first threshold value since the first threshold value has been described above, a detailed description thereof will be omitted. If the average value of ⁇ is not less than the first threshold value (step S3 / NO), engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in the third region (that is, in a region other than the first region). The process proceeds to step S6. On the other hand, when the average value of ⁇ is less than the first threshold value (step S3 / YES), engine ECU 10 determines that the smoke generation state of engine 100 is in either the first region or the second region. Then, the process proceeds to the next step S4.
  • the first region, the second region, and the third region have been described above, detailed description thereof will be omitted.
  • step S4 the engine ECU 10 determines whether or not the value of the maximum combustion temperature in the combustion chamber calculated in step S2 is less than a predetermined second threshold value.
  • a predetermined second threshold value since the second threshold value has been described above, a detailed description thereof will be omitted.
  • step S5 the engine ECU 10 calculates the retard amount of the closing timing of the intake valve 22 based on the detection result of the crank angle sensor 41. Then, the engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 to delay the valve closing timing of the intake valve 22 with respect to the base timing (LIVC control), and decreases the actual compression ratio of the engine 100. This lowers the combustion temperature of engine 100 and reduces the amount of smoke produced.
  • the engine ECU 10 finishes the process of step S5 the engine ECU 10 ends the control process.
  • step S6 the engine ECU 10 calculates the advance amount of the closing timing of the intake valve 22 based on the detection result of the crank angle sensor 41. Then, the engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 to advance the closing timing of the intake valve 22 with respect to the base timing (EIVC control), thereby improving the volume efficiency of the engine 100. As a result, while increasing the combustion temperature of the engine 100, the equivalence ratio is decreased and the amount of smoke generated is reduced. When finishing the process of step S6, the engine ECU 10 ends the control process.
  • the smoke generation state can be more accurately determined from the maximum value (maximum combustion temperature) of the gas temperature in the combustion region in the engine 100 and the equivalence ratio. Then, control for reducing the amount of smoke generated by engine 100 can be appropriately executed based on the determination result of the smoke generation state. Therefore, the smoke discharge amount can be reduced while more accurately grasping the smoke generation state of the compression ignition type internal combustion engine.
  • Engine ECU 10 may execute either step S1 or step S2 first or simultaneously.
  • the engine system of the present embodiment has the same cycle as the equivalent ratio calculation means for calculating the average value of the equivalent ratio in one cycle in the combustion chamber of the engine and the calculation of the average value of the equivalent ratio by the equivalent ratio calculation means.
  • a maximum combustion temperature calculation means for calculating the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber, a determination means for determining the smoke generation state of the engine based on the calculation result of the equivalence ratio calculation means and the calculation result of the maximum combustion temperature calculation means, It has engine ECU provided.
  • the smoke generation state can be more accurately determined from the maximum value (maximum combustion temperature) of the gas temperature in the combustion region in the engine and the equivalence ratio.
  • the engine system of the present embodiment includes an electric VVT mechanism that changes the closing timing of the intake valve of the engine to a desired timing, and the average value of the calculated equivalence ratio is less than a predetermined first threshold value, and When the maximum value of the combustion temperature in the combustion chamber is less than a predetermined second threshold value, it is determined that the smoke generation state is in the first region, and the electric VVT mechanism is commanded to retard the valve closing timing of the intake valve To do. If it is determined that the smoke generation state is in a region other than the first region, the electric VVT mechanism is commanded to advance the valve closing timing of the intake valve. Thereby, the maximum combustion temperature and the equivalence ratio of engine 100 can be appropriately changed according to the smoke generation state of engine 100. Therefore, the amount of smoke generated in the compression ignition type internal combustion engine can be reduced appropriately.
  • the engine system of the present embodiment can adjust the retard amount and the advance angle amount of the intake valve closing timing in the smoke generation amount reduction control to an appropriate amount according to the engine speed. Therefore, the amount of smoke generated by the compression ignition type internal combustion engine can be reduced more appropriately.

Abstract

　エンジンシステム１は、エンジン１００の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出手段と、当量比算出手段による当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出手段と、当量比算出手段の算出結果および最高燃焼温度算出手段の算出結果に基づいてエンジン１００のスモーク生成状態を判断する判断手段と、を備えたエンジンＥＣＵ１０を有する。エンジンＥＣＵ１０は、算出した当量比の平均値が所定の第１しきい値未満で、かつ燃焼室内の燃焼温度の最高値が所定の第２しきい値未満である場合にスモーク生成状態が第１領域にあると判断し、吸気弁２２の閉弁タイミングを遅角させるよう電動ＶＶＴ機構２６に指令する。スモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断した場合は、吸気弁２２の閉弁タイミングを進角させるよう電動ＶＶＴ機構２６に指令する。

Description

圧縮着火式内燃機関の制御装置および圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法
　本発明は圧縮着火式内燃機関の制御装置および圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法に関する。
　ディーゼル機関に代表される圧縮着火式内燃機関では、その出力を増大させるために、排ガスのエネルギによって吸入空気を過給する過給機（ターボチャージャ）を備える構成が広く採用されている。また、圧縮着火式内燃機関では、燃焼時に排出される窒素酸化物（ＮＯｘ）量を低減するために、排ガスの一部を吸気側に還流させる排ガス還流（ＥＧＲ）装置を備える構成が広く採用されている。
　これら圧縮着火式内燃機関は、例えば車両の加速時等、その出力が変化する際にターボチャージャの応答遅れ（ターボラグ）やＥＧＲの排ガス還流遅れが生じることが知られている。このようなターボラグや排ガス還流遅れが生じると、圧縮着火式内燃機関の目標運転状態と実際の運転状態とが大きく乖離するために排気エミッションが悪化してしまい、特に、スモーク排出量が増大してしまう。
　このような圧縮着火式内燃機関におけるターボラグの発生を抑制する技術については、例えば特許文献１に開示されている。特許文献１記載の内燃機関は、複数の気筒から排出される排気を部分的に吸気側に再循環可能なＥＧＲ手段を備えている。そして、内燃機関の負荷がしきい値より高い場合には複数の気筒群の一部について排気を部分的に再循環させると共に、複数の気筒群の他部について排気を再循環させないようにＥＧＲ手段を制御する。それによって、内燃機関の負荷が高くなる場合におけるターボラグの発生を抑制する。
　また、その他本発明と関連性があると考えられる技術が特許文献２に開示されている。
特開２００９－１７４３７７号公報 特開平０８－２９６４６９号公報
　近年、圧縮着火式内燃機関に可変動弁機構を搭載し、運転状態に応じて吸気弁や排気弁の弁開閉タイミングを変更制御することが試みられている。このような可変動弁機構によるバルブタイミング制御によれば、例えば、吸気弁の閉弁タイミングを遅角させて実圧縮比を低下させることで、圧縮着火式内燃機関の燃焼温度を低下させてスモーク排出量を低減させることができる。このように、吸気弁の閉弁タイミングを変更することで、圧縮着火式内燃機関の目標運転状態と実際の運転状態との乖離によるスモーク排出量の増大を抑制することができる。
　しかしながら、圧縮着火式内燃機関におけるスモークの生成要因は極めて複雑であるために、例えば同じ回転数・負荷においてもスモーク生成状態によっては吸気弁の閉弁タイミングを遅角させてもスモーク排出量が低減できない場合がある（図１２参照）。一方、スモーク生成状態によっては吸気弁の閉弁タイミングを進角させて体積効率を向上させる、すなわち圧縮着火式内燃機関の当量比（理論空燃比／実空燃比）を低下させることでスモーク排出量を低減することができる場合がある。そのため、圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を適切に低減させるためには、スモーク生成状態をより的確に把握しつつ、把握したスモーク生成状態に応じた吸気弁の閉弁タイミング変更制御を実行することが要求される。
　圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態は、一般的に、局所の燃焼温度と当量比によって論じられるが、局所の燃焼温度を把握することは極めて困難である。そこで、従来、ピストンの圧縮端における筒内温度（圧縮端温度）を用いてスモーク生成状態を推定することが試みられている（例えば特許文献２参照）が、圧縮端温度を用いた推定手法によってはスモーク生成状態を的確に把握することが困難である。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、スモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる圧縮着火式内燃機関の制御装置および圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、圧縮着火式内燃機関の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出手段と、前記当量比算出手段による当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出手段と、前記当量比算出手段の算出結果および前記最高燃焼温度算出手段の算出結果に基づいて前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断する判断手段と、前記圧縮着火式内燃機関の吸気弁の閉弁タイミングを所望するタイミングに変更する可変動弁手段と、を備え、前記可変動弁手段は、前記判断手段の判断結果に基づいて前記吸気弁の閉弁タイミングを変更することを特徴とする。
　上記の構成により、燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値と燃焼温度の最高値からより的確に圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断することができる。そして、スモーク生成状態の判断結果に基づいて圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を低減するための適切な吸気弁の閉弁タイミング制御を実行することができる。よって、スモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる。
　特に、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記圧縮着火式内燃機関が、排気側と吸気側とを連通して排ガスの一部を吸気側に還流させる排ガス還流通路を有し、前記最高燃焼温度算出手段が、少なくとも前記排ガス還流通路の排ガス還流率をパラメータとして抽出し、前記パラメータに基づいて１サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する構成であってもよい。
　上記の構成により、少なくとも排ガス還流通路の排ガス還流率を含むパラメータから燃焼室内の燃焼温度の最高値を適切に算出することができる。そして、算出した燃焼温度の最高値に基づいてスモーク生成状態をより的確に判断することができる。よって、スモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる。
　また、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記最高燃焼温度算出手段が、更に、前記圧縮着火式内燃機関の燃料噴射量および噴射タイミングから求めた噴射重心、前記燃焼室内の圧縮端温度、前記圧縮着火式内燃機関の回転数、前記燃焼室内の酸素濃度、前記燃焼室内の圧縮端圧力の少なくとも１つをパラメータとして抽出し、前記パラメータに基づいて前記燃焼室内の１サイクルにおける燃焼温度の最高値を算出する構成であってもよい。
　上記の構成により、燃料の噴射重心、燃焼室内の圧縮端温度、エンジン回転数、燃焼室内の酸素濃度、燃焼室内の圧縮端圧力の少なくとも１つを含むパラメータから燃焼室内の燃焼温度の最高値をより適切に算出することができる。そして、算出した燃焼温度の最高値に基づいてスモーク生成状態をより的確に判断することができる。よって、スモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる。
　そして、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記判断手段が、前記当量比算出手段の算出結果が第１しきい値よりも小さく、かつ、前記最高燃焼温度算出手段の算出結果が第２しきい値よりも小さい場合に、前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域にあると判断し、前記可変動弁手段が、前記判断手段が前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域にあると判断した場合に、前記吸気弁の閉弁タイミングを遅角側へ変更する構成であってもよい。
　上記の構成により、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が最高燃焼温度に比例する領域（第１領域）にある場合に、吸気弁の閉弁タイミングを遅角側へ変更して燃焼温度を低下させることができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を適切に低減することができる。
　更に、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記判断手段が、前記当量比算出手段の算出結果が第１しきい値以上の場合、または前記最高燃焼温度算出手段の算出結果が第２しきい値以上の場合に、前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断し、前記可変動弁手段が、前記判断手段が前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断した場合に、前記吸気弁の閉弁タイミングを進角側へ変更する構成であってもよい。
　上記の構成により、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が最高燃焼温度に反比例する領域、または当量比に依存する領域（第１領域以外の領域）にある場合に、吸気弁の閉弁タイミングを進角側へ変更して燃焼温度を上昇させ、かつ当量比を低下させることができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を適切に低減することができる。
　また、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記可変動弁手段が、前記圧縮着火式内燃機関の回転数が大きいほど前記吸気弁の閉弁タイミングをより遅角側へ変更する構成であってもよい。
　上記の構成により、圧縮着火式内燃機関の回転数に応じて適切に実圧縮比を低下させて燃焼温度を低下させることができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を適切に低減することができる。
　そして、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置は、前記可変動弁手段が、前記圧縮着火式内燃機関の回転数が小さいほど前記吸気弁の閉弁タイミングをより進角側へ変更する構成であってもよい。
　上記の構成により、圧縮着火式内燃機関の回転数に応じて適切に体積効率を向上させて燃焼温度を上昇させ、かつ当量比を低下させることができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を適切に低減することができる。
　更に、本発明は、圧縮着火式内燃機関の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出ステップと、前記当量比算出ステップにおける当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出ステップと、前記当量比算出ステップにおける算出結果および前記最高燃焼温度算出ステップにおける算出結果に基づいて前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断する判断ステップと、を有する圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法である。
　上記の方法により、燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値と燃焼温度の最高値からより的確に圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断することができる。そして、スモーク生成状態の判断結果に応じて圧縮着火式内燃機関のスモーク排出量を低減するための適切な制御を実行することができる。
　本発明によれば、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる。
図１は、実施例のエンジンシステムの一構成例を示した図である。 図２は、実施例のエンジンの一気筒の構成例を示した断面図である。 図３は、エンジンの最高燃焼温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示している。 図４（ａ）はエンジンの当量比とスモーク生成量との相関を示しており、図４（ｂ）はエンジンの当量比０．８未満における最高燃焼温度とスモーク生成量との相関を示している。 図５（ａ）はエンジンの圧縮端温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示しており、図５（ｂ）はエンジンの筒内平均最大温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示している。 図６は、エンジンのＥＧＲ率の算出方法の一例を示している。 図７は、噴射重心の観念図を示している。 図８（ａ）は噴射重心の算出方法の一例を示しており、図８（ｂ）は圧縮端温度の算出方法の一例を示しており、図８（ｃ）は酸素濃度の算出方法の一例を示しており、図８（ｄ）は圧縮端圧力の算出方法の一例を示している。 図９（ａ）は吸気弁の閉弁時期のベースタイミングを示しており、図９（ｂ）は吸気弁の閉弁タイミングの遅角制御の一例を示しており、図９（ｃ）は吸気弁の閉弁タイミングの進角制御の一例を示している。 図１０（ａ）は吸気弁の閉弁タイミングと実圧縮比との相関を示しており、図１０（ｂ）は吸気弁の閉弁タイミングと燃焼域ガス温度との相関を示している。 図１１は、エンジンＥＣＵの処理の一例を示すフローチャートである。 図１２は、従来の圧縮着火式内燃機関における吸気弁の閉弁タイミングとスモーク排出量との相関例を示している。
　以下、本発明を実施するための形態を図面と共に詳細に説明する。
　本発明の実施例について図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の圧縮着火式内燃機関の制御装置を搭載したエンジンシステム１の一構成例を示した図である。なお、図１にはエンジンの一部の構成のみを示している。
　図１に示すエンジンシステム１は、動力源であるエンジン１００を備えており、エンジン１００の運転動作を総括的に制御するエンジンＥＣＵ（Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ　Ｃｏｎｔｒｏｌ　Ｕｎｉｔ）１０を備えている。エンジン１００は、排気マニホルド１３の下流側にターボチャージャ１４および排気浄化装置３０を備えており、吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングを変更する電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７を備えている。また、エンジン１００は、排ガスの一部を吸気側に還流させるＥＧＲ通路１６を備えている。そして、エンジン１００は、クランク角センサ４１、エアフロメータ４４、吸気カム角センサ４２、吸気圧センサ４６、吸気温度センサ４７等の各種センサを備えている。
　図２は、実施例のエンジン１００の一気筒の構成例を示した断面図である。エンジン１００は、車両に搭載される４気筒のディーゼルエンジンであって、各気筒は燃焼室を構成するピストンを備えている。各燃焼室のピストンは、エンジン１００のシリンダに摺動自在に嵌合されており、それぞれコネクティングロッドを介して出力軸部材であるクランクシャフト２１に連結されている。
　エンジンＥＣＵ１０は、エアフロメータ４４からの吸入空気量、クランク角センサ４１からのピストンの位置等の情報に基づき、燃料の噴射量および噴射タイミングを決定しインジェクタ１７に信号を送る。インジェクタ１７は、エンジンＥＣＵ１０の信号に従って、指示された燃料噴射量および噴射タイミングで燃焼室内に燃料を噴射する。インジェクタ１７より噴射された燃料は、燃焼室内で霧化し、吸気弁の開弁に伴って燃焼室内へ流入する吸入空気と混合気を形成する。そして、混合気は、ピストンの上昇運動により燃焼室内で圧縮されて着火することで燃焼し、燃焼室内を膨張させてピストンを下降させる。この下降運動がコネクティングロッドを介してクランクシャフト２１の軸回転に変更されることにより、エンジン１００は動力を得る。この場合、エンジン１００は、４気筒のディーゼルエンジンに限定されずに、多気筒のディーゼルエンジンを適用することができる。
　なお、エンジン１００は、本発明の圧縮着火式内燃機関の一構成例である。
　クランクシャフト２１の軸の近傍には、クランク角センサ４１が設けられている。クランク角センサ４１は、クランクシャフト２１軸の回転角度を検出するように構成されており、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、運転時のクランクシャフト２１軸の回転数や回転角速度など、クランク角に関する情報を取得する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、取得したクランクシャフト２１軸の回転数や回転角速度に基づきエンジン回転数やエンジントルクを算出してエンジン１００の出力を認識する。
　各燃焼室には複数の吸気弁、排気弁が設けられている。図２には吸気弁、排気弁をそれぞれ１つずつ示している。燃焼室の各吸気ポートには、それぞれ吸気弁２２が配置されており、吸気弁２２を開閉駆動させるための吸気カムシャフト２４が配置されている。更に、燃焼室の各排気ポートには、それぞれ排気弁２３が配置されており、排気弁２３を開閉駆動させるための排気カムシャフト２５が配置されている。
　吸気弁２２および排気弁２３はクランクシャフト２１の回転が連結機構（例えばタイミングベルト、タイミングチェーンなど）により伝達された吸気カムシャフト２４および排気カムシャフト２５の回転により開閉され、吸気ポートおよび排気ポートと燃焼室とを連通・遮断する。なお、吸気弁２２、および排気弁２３の位相は、クランク角を基準にして表される。
　吸気カムシャフト２４は可変動弁機構（以下、ＶＶＴ機構という）である電動ＶＶＴ機構２６を有している。この電動ＶＶＴ機構２６はエンジンＥＣＵ１０の指示により電動モータで吸気カムシャフト２４を回転させる。それにより吸気カムシャフト２４のクランクシャフト２１に対する回転位相が変更されることから、吸気弁２２のバルブタイミングが変更される。この場合、吸気カムシャフト２４の回転位相は、吸気カム角センサ４２にて検出され、エンジンＥＣＵ１０へと出力される。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、吸気カムシャフト２４の位相を取得することができるとともに、吸気弁２２の位相を取得することができる。また、吸気カムシャフト２４の位相は、クランク角を基準にして表される。
　なお、電動ＶＶＴ機構２６は、本発明の可変動弁手段の一構成例である。
　排気カムシャフト２５は油圧ＶＶＴ機構２７を有している。この油圧ＶＶＴ機構２７はエンジンＥＣＵ１０の指示によりオイルコントロールバルブ（以下、ＯＣＶという）で排気カムシャフト２５を回転させる。それにより排気カムシャフト２５のクランクシャフト２１に対する回転位相が変更されることから、排気弁２３のバルブタイミングが変更される。この場合、排気カムシャフト２５の回転位相は、排気カム角センサ４３にて検出され、エンジンＥＣＵ１０へと出力される。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、排気カムシャフト２５の位相を取得することができるとともに、排気弁２３の位相を取得することができる。また、排気カムシャフト２５の位相は、クランク角を基準にして表される。
　図１に戻り、エンジン１００は、インジェクタ１７、コモンレール１８、低圧燃料ポンプ、高圧燃料ポンプ等より構成されるコモンレール式燃料噴射システムを備えている。燃料タンクより低圧燃料ポンプにより吸引された燃料は、高圧燃料ポンプにてコモンレール１８へ高圧で吐出し蓄圧される。
　コモンレール１８は、インジェクタ１７に供給する高圧燃料を蓄圧する容器である。高圧燃料ポンプから圧送された燃料は、コモンレール１８内で噴射に必要な圧力まで蓄圧され、高圧配管を通じて各燃焼室のインジェクタ１７に供給される。また、コモンレール１８にはレール圧センサおよび減圧弁が設けられている。エンジンＥＣＵ１０は、レール圧センサから出力されたコモンレール１８内部の燃圧が規定値を超えた場合に、減圧弁を開放するように指示する。そして、減圧弁より燃料を排出することで、コモンレール圧が常に規定値以下になるよう調整する。減圧弁より排出された燃料は、リリーフ配管を通って燃料タンクへと戻される。
　各燃焼室には、それぞれインジェクタ１７が装着されている。コモンレール１８より高圧配管を通じて供給された燃料は、エンジンＥＣＵ１０の指示によりインジェクタ１７にてエンジン気筒内の燃焼室に噴射供給される。エンジンＥＣＵ１０は、エアフロメータ４４からの吸入空気量、およびクランク角センサ４１からのピストンの位置の情報等に基づき、燃料噴射量と噴射タイミングを決定しインジェクタ１７に信号を送る。インジェクタ１７はエンジンＥＣＵ１０の信号に従って、指示された燃料噴射量・噴射タイミングにて燃焼室内へ燃料を高圧噴射する。インジェクタ１７のリーク燃料は、リリーフ配管を通じて燃料タンクへと戻される。この場合、インジェクタ１７は、エンジン１００の仕様に応じて燃焼室の任意の位置に装着することができる。
　エンジン１００の各燃焼室には、それぞれの燃焼室と連通する吸気マニホルド１１が接続されている。吸気マニホルド１１は、吸気通路１２によってエアフロメータ４４、ディーゼルスロットル１９、インタークーラ、ターボチャージャ１４のコンプレッサを介してエアクリーナに連結されており、エンジン１００の外部から取り込まれた吸入空気を各燃焼室内へ導入する。
　ディーゼルスロットル１９にはスロットルポジションセンサ４５が設けられている。エアフロメータ４４およびスロットルポジションセンサ４５は、それぞれ吸気通路１２を通過する吸入空気量、およびディーゼルスロットル１９の弁開度を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、送信された検出結果に基づいて吸気マニホルド１１へ導入される吸入空気量を認識し、ディーゼルスロットル１９の弁開度を調節することでエンジン１００の運転に必要な吸入空気を燃焼室へ取り込む。
　ディーゼルスロットル１９は、ステップモータを用いたスロットルバイワイヤ方式を適用することが好ましいが、ディーゼルスロットル１９の弁開度を任意に変更可能なその他の機構を適用してもよい。
　吸気マニホルド１１には吸気圧センサ４６が設けられており、吸気マニホルド１１内の吸入空気の圧力を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、吸気圧センサ４６および吸気カム角センサ４２の検出結果に基づいて燃焼室内の圧縮端圧力を算出する。また、吸気通路１２には吸気温度センサ４７が設けられており、吸気通路１２内の吸入空気の温度を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、吸気温度センサ４７や吸気圧センサ４６の検出結果に基づいて吸気マニホルド１１内の温度を算出し、算出した吸気マニホルド１１内の温度を用いて排ガス還流（ＥＧＲ）率や圧縮端温度を算出する（図６および図８（ｂ）参照）。
　更に、エンジン１００の各燃焼室には、それぞれの燃焼室と連通する排気マニホルド１３が接続されている。排気マニホルド１３は、排気通路１５によってターボチャージャ１４の排気タービンを介して排気浄化装置３０に連結されており、燃焼後の排ガスをエンジン１００の外部へと排出させる。
　ターボチャージャ１４は、排ガスの運動エネルギを利用して排気タービンを回転させ、エアクリーナを通過した吸入空気を圧縮してインタークーラへと送り込む。圧縮された吸入空気は、インタークーラで冷却された後に吸気マニホルド１１へと導入される。ターボチャージャ１４は、可変ノズル式ターボチャージャ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｎｏｚｚｌｅ　Ｔｕｒｂｏ，以下、ＶＮＴと略記する）であって、排気タービン側に可変ノズルベーン機構１４１が設けられている。この可変ノズルベーン機構１４１の開度を調整することにより、タービンインペラ翼への排ガスの流入角度を制御して、吸気マニホルド１１へ導入する吸入空気の過給圧を調節する。例えば、可変ノズルベーン機構１４１の開度をより小さくすると、より多くの排ガスがタービンインペラ翼に流入するために排ガスのエネルギ利用率が高くなって過給効率が向上する。また、可変ノズルベーン機構１４１の開度をより大きくすると、タービンインペラ翼に流入する排ガス量がより少なくなるために排ガスのエネルギ利用率が低くなって過給効率が低下する。この場合、ターボチャージャ１４はＶＮＴに限られず、ウェイストゲートによって過給圧の調節（排ガスのエネルギ利用率の制御）を行う構成であってもよい。
　なお、ターボチャージャ１４は、本発明の過給機の一構成例である。
　ターボチャージャ１４にはＶＮセンサ４８が設けられており、可変ノズルベーン機構１４１の開度を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、ＶＮセンサ４８の検出結果に基づいて燃焼室内のガス量を算出し、算出した燃焼室内のガス量を用いてＥＧＲ率を算出する（図６参照）。
　排気浄化装置３０は、エンジン１００の排ガスを浄化するものであって、排ガス中のＮＯｘ、ＨＣおよびＣＯを浄化する浄化触媒３１と、煤などの粒子状物質（ＰＭ）を捕集するＤＰＦ３２とを有している。
　浄化触媒３１は、ＤＰＦ３２の上流側に設けられており、エンジン１００の排ガス中のＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘを浄化することができる三元触媒である。浄化触媒３１は、複合酸化物に貴金属を担持したものを多孔質のハニカム構造の触媒担体にコートしたものであって、その内部を排ガスが通過可能な周知の構成である。本実施例の浄化触媒３１は、空燃比がリーンの時に排ガス中に含まれるＮＯｘを吸蔵し、空燃比がストイキまたはリッチの時に排ガス中に含まれる還元成分（ＨＣ，ＣＯ）によってＮＯｘを還元するＮＯｘ吸蔵還元型であるが、これに限られない。浄化触媒３１は、エンジン１００の排気量、使用地域等の違いによって複数個組み合わせて用いてもよい。
　ＤＰＦ３２は、浄化触媒３１の下流側に設けられており、多孔質のコーディライトセラミックスからなる周知のウォールフロー型フィルタである。ＤＰＦ３２としてはコーディライトに限られず、炭化ケイ素（ＳｉＣ）等の他のセラミックスを適用してもよい。この場合、排気浄化装置３０は、上流側にＤＰＦ３２を設けて下流側に浄化触媒３１を設ける構成であってもよい。また、パティキュレートフィルタにＮＯｘ吸蔵還元触媒を組み合わせたＤＰＮＲ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｒｔｉｃｌａｔｅ　ＮＯｘ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ）を排気浄化装置３０として適用してもよい。
　排気浄化装置３０には、図示しない温度センサおよび圧力センサが設けられており、排気浄化装置３０の床温度および入口圧力を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、送信された検出結果に基づいて浄化触媒３１およびＤＰＦ３２の実温度やＤＰＦ３２の目詰まり度合いを認識し、認識結果に基づいて浄化触媒３１およびＤＰＦ３２の再生処理を実行する。これによって排気浄化装置３０の排ガス浄化能力を常に一定以上に維持する。
　Ａ／Ｆセンサ４９は、排気浄化装置３０の上流側に設けられており、排ガス中の酸素濃度と未燃ガス濃度からエンジン１００内の空燃比を検出し、その結果をエンジンＥＣＵ１０へと送信する。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、様々な負荷状態におけるエンジン１００の空燃比情報を取得することができる。Ａ／Ｆセンサ４９としては、ジルコニア表面に白金をコートし、外側電極の外周に拡散律速層を設けたものを適用するが、これに限られない。Ａ／Ｆセンサ４９は、素子に電圧を印加するとリーン側（Ａ／Ｆ＞１４．６）で排ガス中の酸素濃度に、リッチ側（Ａ／Ｆ＜１４．６）で未燃ガス濃度に応じた酸素イオン電流が発生する。この場合、Ａ／Ｆセンサ４９の出力電流は空燃比に対して正の相関があることから、これにより広範囲での空燃比の検出が可能になる。
　排気マニホルド１３は、ＥＧＲ通路１６によって吸気マニホルド１１と連通されている。ＥＧＲ通路１６へと流入した排ガスは、ＥＧＲクーラ１６１にて冷却された後にＥＧＲバルブ１６２で流量を調節されつつ吸気マニホルド１１へ進み、吸入空気とともに燃焼室内へ導入される。ＥＧＲバルブ１６２は、エンジンＥＣＵ１０の指令に従ってバルブ開度を調節することで、吸気マニホルド１１への排ガスの還流量を適切な量へと調節する。このように、運転状態に応じた適切な量のＥＧＲガスを吸気マニホルド１１に還流供給することにより、エンジン１００の燃焼温度を低下させてＮＯｘ排出量の低減を図ることができる。
　なお、ＥＧＲ通路１６は本発明の排ガス還流通路の一構成例である。
　エンジンＥＣＵ１０は、演算処理を行うＣＰＵ（Ｃｅｎｔｒａｌ　Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ　Ｕｎｉｔ）と、プログラム等を記憶するＲＯＭ（Ｒｅａｄ　Ｏｎｌｙ　Ｍｅｍｏｒｙ）と、データ等を記憶するＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ　Ａｃｃｅｓｓ　Ｍｅｍｏｒｙ）やＮＶＲＡＭ（Ｎｏｎ　Ｖｏｌａｔｉｌｅ　ＲＡＭ）と、を備えるコンピュータである。エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の各部に備えられた複数のセンサの検出結果を読み込み、それら検出結果に基づいてエンジン１００の運転動作を統合的に制御する。
　また、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の燃焼室内の１サイクルにおける燃焼温度の最高値および当量比の平均値を算出し、算出結果に基づいてエンジン１００のスモーク生成状態を判断する制御を実行する。以下に、エンジンＥＣＵ１０が実行するスモーク生成状態の判断制御について説明する。
　本願発明者らは、鋭意研究を重ねた結果、圧縮着火式内燃機関における燃焼域のガス温度の最高値（以下、最高燃焼温度という）と当量比から、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態をより的確に判断できることを実験により見出した。その実験結果を図３に示す。
　図３は、エンジン１００の最高燃焼温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示している。図３の横軸はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｋ）を示している。エンジン１００の最高燃焼温度は２領域モデルによって求めている。ここで２領域モデルとは、内燃機関の熱発生率（指圧）から燃焼域のガス量を算出し、その他を未燃域として、各領域でのガス量、着火前圧力、燃焼室容積、空気過剰率（λ）から燃焼室内のガス温度を算出する手法を言う。この場合、エンジン１００の最高燃焼温度を求める手法は２領域モデルに限られずに、他の手法によって求めてもよい。また、図３の縦軸は当量比（φ）を示している。当量比とはエンジン１００の理論空燃比の値を実空燃比の値で除した値を言う。
　図３において、エンジン１００のスモーク生成量（Ｆｉｌｔｅｒ　Ｓｍｏｋｅ　Ｎｕｍｂｅｒ：ＦＳＮと略記する）はそれぞれ等高線によって表示されている。エンジン１００のスモーク生成量は、φの値が所定の第１しきい値（図３においては０．８）未満の領域では、スモーク生成量のピークが最高燃焼温度２４５０Ｋ（第２しきい値）付近にある（図４（ａ）（ｂ）参照）。そして、最高燃焼温度が第２しきい値未満の領域では、最高燃焼温度が低下するほどスモーク生成量が低下する。この領域（φ＜０．８，最高燃焼温度＜２４５０Ｋ）を第１領域と定義する。このように、エンジン１００のスモーク生成状態が第１領域にあるときは、最高燃焼温度を低下させることでスモーク生成量を低下させることができる、すなわちスモーク排出量を低下させることができる。
　また、図３において、最高燃焼温度が第２しきい値以上の領域では、最高燃焼温度が上昇するほどスモーク量が低下する。この領域（φ＜０．８，最高燃焼温度≧２４５０Ｋ）を第２領域と定義する。このように、エンジン１００のスモーク生成状態が第２領域にあるときは、最高燃焼温度を上昇させることでスモーク生成量を低下させることができる、すなわちスモーク排出量を低下させることができる。
　更に、図３において、第１領域および第２領域以外の領域、すなわち、φが０．８以上の領域では、当量比が低下するほどスモーク量が低下する。この領域（φ≧０．８）を第３領域と定義する。このように、エンジン１００のスモーク生成状態が第３領域にあるときは、当量比を低下させることでスモーク生成量を低下させることができる、すなわちスモーク排出量を低下させることができる。
　以上のように、エンジン１００のスモーク生成状態は最高燃焼温度と当量比と明確な相関関係を示す。そのため、エンジン１００の最高燃焼温度と当量比を認識することで、スモーク生成量が最高燃焼温度に依存する領域（第１領域または第２領域）にあるか、または当量比に依存する領域（第３領域）にあるかを判断することができる。
　一方、エンジン１００の燃焼室における他の温度を適用した場合の実験例を図５に示す。図５（ａ）はエンジン１００の圧縮端温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示しており、図５（ｂ）はエンジン１００の筒内平均最大温度および当量比とスモーク生成状態との相関を示している。図５（ａ）が示すように、エンジン１００のスモーク生成状態は、圧縮端温度（ピストン上死点における筒内温度）および当量比によって明確に領域分けすることができない。すなわち、図５（ａ）からはエンジン１００のスモーク生成量が圧縮端温度に依存する領域にあるか、または当量比に依存する領域にあるかを判断することができない。同様に、図５（ｂ）が示すように、エンジン１００のスモーク生成状態は、筒内平均最大温度および当量比によって明確に領域分けすることができない。すなわち、図５（ｂ）からはエンジン１００のスモーク生成量が筒内平均最大温度に依存する領域にあるか、または当量比に依存する領域にあるかを判断することができない。このように、最高燃焼温度以外の温度に基づいてもエンジン１００のスモーク生成状態を的確に判断することができない。
　以上のように、圧縮着火式内燃機関における燃焼域のガス温度の最高値（最高燃焼温度）と当量比を求めることで、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態をより的確に判断することができる。なお、図３における当量比および最高燃焼温度のしきい値（第１しきい値および第２しきい値）は、圧縮着火式内燃機関の仕様（気筒数、ボア、ストローク、圧縮比等）によってその値が異なるものである。そのため、第１しきい値および第２しきい値は上記の値に限定されるものではなく、エンジン仕様に応じて適切なしきい値を用いることができる。
　上記の知見を用いて、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態を判断する制御を実行する。まず、エンジンＥＣＵ１０は、エアフロメータ４４の検出結果およびインジェクタ１７への燃料噴射量の指令値に基づいて、エンジン１００の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する。この場合、算出するエンジン１００の当量比は１サイクルにおける平均値に限られずに、特定の１気筒における１サイクル中の当量比であってもよい。
　また、エンジンＥＣＵ１０は、当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける燃焼室内の燃焼温度の最高値（最高燃焼温度）を算出する。エンジン１００の最高燃焼温度は、例えば以下の（１）式より算出する。
　Ｔｍａｘ＝Ａ１（ＥＧＲ率）＋Ａ２（噴射重心）＋Ａ３（圧縮端温度）＋Ａ４（エンジン回転数）＋Ａ５（酸素濃度）＋Ａ６（圧縮端圧力）＋Ｃ　・・・　（１）
（Ｔｍａｘ：最高燃焼温度，Ａ１～Ａ６：エンジン仕様に基づく係数，Ｃ：定数）
　（１）式において、ＥＧＲ率とは、燃焼室内のガス量のうちＥＧＲ通路１６を通じて吸気側に還流された排ガス量の比率であって、例えば燃料噴射量の指令値、エアフロメータ４４、吸気圧センサ４６、吸気温度センサ４７、ＶＮセンサ４８の検出結果から以下の（２）式より算出する（図６参照）。
　ＥＧＲ率＝（Ｇｃｙｌ－Ｇａ）／Ｇａ　・・・　（２）
（Ｇｃｙｌ：燃焼室内のガス量，Ｇａ：吸入空気量）
　ＥＧＲ率はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に大きな影響を与えるもので、ＥＧＲ率が低下するほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ１の符号は負である）。
　また、（１）式において、噴射重心とは、インジェクタ１７が実行する複数回の燃料噴射タイミングの重心値を言う。図７は、噴射重心の観念図を示している。例えば、インジェクタ１７が１サイクルでパイロット噴射を２回、メイン噴射１回、アフター噴射１回（計４回の燃料噴射）を実行した場合、燃料噴射開始（ｎ＝１）から終了（ｎ＝４）までの４回の燃料噴射量の和（総噴射量）を求める。そして、求めた総噴射量の半分の燃料を噴射した時の噴射タイミング（噴射角）を噴射重心として定義する。このように、噴射重心はインジェクタ１７への燃料噴射量および燃料噴射タイミングの指令値から以下の（３）式より算出する（図８（ａ）参照）。
　噴射重心＝Σ（噴射量（ｎ）×噴射時期（ｎ））／Σ噴射量（ｎ）　・・・　（３）
（ｎ：１サイクルにおける噴射回数）
　噴射重心はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に影響を与えるもので、噴射重心が低下する（進角側にシフトする）ほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ２の符号は負である）。
　そして、（１）式において、圧縮端温度とは、ピストンの圧縮上死点における燃焼室内のガス温度を言い、例えば吸気マニホルド１１内の温度の算出値（図６参照）および吸気カム角センサ４２の検出結果から以下の（４）式より算出する（図８（ｂ）参照）。
　圧縮端温度＝吸気マニホルド１１内の温度×εκ－１　・・・　（４）
（ε：実圧縮比，κ：比熱比）
　圧縮端温度はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に影響を与えるもので、圧縮端温度が上昇するほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ３の符号は正である）。
　更に、（１）式において、エンジン回転数とは、エンジン１００の１分間あたりのクランクシャフト回転数（ｒｐｍ）であり、クランク角センサ４１の検出結果を適用する。エンジン回転数はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に影響を与えるもので、エンジン回転数が低下するほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ４の符号は負である）。
　また、（１）式において、酸素濃度とは、エンジン１００の燃焼室内のガス中における酸素濃度を言い、例えばＥＧＲ率の算出値（図６参照）、燃料噴射指令値およびエアフロメータの検出結果から以下の（５）式より算出する（図８（ｃ）参照）。
　酸素濃度＝大気中の酸素比率×（１－ＥＧＲ率／λ）　・・・　（５）
（λ：酸素過剰率）
　酸素濃度はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に影響を与えるもので、酸素濃度が上昇するほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ５の符号は正である）。
　更に、（１）式において、圧縮端圧力とは、ピストンの圧縮上死点における筒内圧力を言い、例えば吸気カム角センサ４２および吸気圧センサ４６の検出結果から以下の（６）式より算出する（図８（ｄ）参照）。
　圧縮端圧力＝吸気マニホルド１１内の圧力×εκ　・・・　（６）
（ε：実圧縮比，κ：比熱比）
　圧縮端圧力はエンジン１００の最高燃焼温度（Ｔｍａｘ）に影響を与えるもので、圧縮端圧力が上昇するほどＴｍａｘが増大する（すなわち係数Ａ６の符号は正である）。
　Ｔｍａｘを算出するにあたっては、上記（１）式における複数のパラメータをすべて含むことが望ましいが、最高燃焼温度に対する寄与度の大きいパラメータを選出してＴｍａｘを算出することもできる。例えば、上記（１）式における複数のパラメータの中で、ＥＧＲ率がエンジン１００の燃焼室内の最高燃焼温度に対する寄与度がもっとも大きい。そのため、エンジンＥＣＵ１０は、少なくともＥＧＲ率を含んだパラメータに基づいて燃焼室内の最高燃焼温度を算出することもできる。また、エンジン１００の燃焼室内の最高燃焼温度に対する寄与度は、ＥＧＲ率につづいて噴射重心、圧縮端温度、エンジン回転数、酸素濃度、圧縮端圧力の順で大きい。そのため、燃焼室内の最高燃焼温度に対してより寄与度の大きいパラメータをいくつか選出し、選出したパラメータを用いて燃焼室内の最高燃焼温度を算出してもよい。
　つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、算出したエンジン１００の１サイクルにおける当量比（φ）の平均値が所定の第１しきい値（本実施例では０．８）未満であるか否かを判断する。ここで、第１しきい値については前述したために、その詳細な説明を省略する。当量比（φ）の平均値が第１しきい値未満でない場合、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第３領域にある（すなわち第１領域以外の領域にある）と判断する。第１領域とは、前述したように、燃焼室内の最高燃焼温度を低下させることでスモーク生成量を低減することができる領域をいう。また、第３領域とは、前述したように、当量比を低下させることでスモーク生成量を低減することができる領域をいう。
　一方、当量比（φ）の平均値が第１しきい値未満である場合は、エンジンＥＣＵ１０は、算出した燃焼室内の最高燃焼温度が第２しきい値未満であるか否かを判断する。燃焼室内の最高燃焼温度が第２しきい値未満でない場合、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第２領域にある（すなわち第１領域以外の領域にある）と判断する。第２領域とは、前述したように、燃焼室内の最高燃焼温度を上昇させることでスモーク生成量を低減することができる領域をいう。燃焼室内の最高燃焼温度が第２しきい値未満である場合は、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第１領域にあると判断する。
　上記の制御によって、エンジン１００の最高燃焼温度と当量比から、スモーク生成状態が最高燃焼温度に比例する領域（第１領域）にあるか否か、最高燃焼温度に反比例する領域（第２領域）にあるか否か、または当量比に依存する領域（第３領域）にあるか否かをより的確に判断することができる。すなわち、圧縮着火式内燃機関の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値と燃焼温度の最高値からより的確にスモーク生成状態を判断することができる。
　上記の制御に加えて、エンジンＥＣＵ１０は、スモーク生成状態の判断結果に基づいて吸気弁の閉弁タイミングを変更し、それによってエンジン１００のスモーク生成量を低減する制御を実行する。以下に、エンジンＥＣＵ１０が実行する吸気弁の閉弁タイミング変更制御について説明する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に比例する領域（第１領域）にあると判断した場合、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して遅角させるよう電動ＶＶＴ機構２６に指令する（Ｌａｔｅ　Ｉｎｖａｌｖｅ　Ｃｌｏｓｅ，以下ＬＩＶＣと略記する）。図９は、吸気弁２２の閉弁タイミング制御の一例を示している。図９（ａ）は吸気弁２２の閉弁時期のベースタイミングを示しており、図９（ｂ）は吸気弁２２の閉弁タイミングの遅角制御の一例を示している。エンジン１００の始動中、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の回転数および燃料噴射量から吸気弁２２の適切な閉弁タイミングを決定し電動ＶＶＴ機構２６に指令する（図９（ａ）参照）。そして、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第１領域にあると判断すると、吸気弁２２の閉弁タイミングのベースタイミングに対する遅角量をエンジン１００の回転数に応じて算出する。エンジンＥＣＵ１０は、算出した遅角量に基づき吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングから遅角させるよう電動ＶＶＴ機構２６にＬＩＶＣを指令する（図９（ｂ）参照）。
　図１０（ａ）は、吸気弁２２の閉弁タイミングの遅角量と実圧縮比との相関を示している。吸気弁２２の閉弁タイミングの遅角量が大きいほど、圧縮時に燃焼室内から吸気弁２２の開弁部分を通じて吸気マニホルド１１に吹き返すガス量が多くなるために、エンジン１００の実圧縮比が低下する。図１０（ｂ）は、吸気弁２２の閉弁タイミングと燃焼域ガス温度との相関を示している。図１０（ｂ）の中で、Ａは吸気弁２２の閉弁をベースタイミングで実行した場合、Ｂは吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングから遅角させた場合、Ｃは吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングから遅角させつつ噴射タイミングを遅角させた場合を示している。吸気弁２２の閉弁タイミングをより遅角させると、すなわちエンジン１００の実圧縮比がより低下すると、エンジン１００の燃焼域のガス温度がより低下する。
　よって、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に比例する領域（第１領域）にある場合、吸気弁２２の閉弁タイミングを遅角させることでスモーク生成量を低減させることができる。
　この場合、吸気弁２２の開弁時間はエンジン１００がより高回転であるほど短くなり、吸気弁２２の開弁時間が短くなるほど実圧縮比の低下効果が低減する。そのため、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００がより高回転であるほど吸気弁２２の閉弁タイミングの遅角量を大きして吸気弁２２の開弁時間を長くすることで、エンジン１００の実圧縮比を適切に低下させる。これによって、エンジン１００のスモーク生成量を適切に低減させる（図９（ｂ）参照）。
　一方、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に反比例する領域（第２領域）、または当量比に依存する領域（第３領域）にあると判断した場合、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して進角させるよう電動ＶＶＴ機構２６に指令する（Ｅａｒｌｙ　Ｉｎｖａｌｖｅ　Ｃｌｏｓｅ，以下ＥＩＶＣと略記する）。図９（ａ）は吸気弁２２の閉弁時期のベースタイミングを示しており、図９（ｃ）は吸気弁２２の閉弁タイミングの進角制御の一例を示している。エンジン１００の始動中、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の回転数および燃料噴射量から吸気弁２２の適切な閉弁タイミングを決定し電動ＶＶＴ機構２６に指令する（図９（ａ）参照）。そして、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第２領域または第３領域にあると判断すると、吸気弁２２の閉弁タイミングのベースタイミングに対する進角量をエンジン１００の回転数に応じて算出する。エンジンＥＣＵ１０は、算出した進角量に基づき吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングから進角させるよう電動ＶＶＴ機構２６にＥＩＶＣを指令する（図９（ｃ）参照）。
　吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングより進角させると、燃焼室内のガスの掃気率が向上する、すなわちエンジン１００の体積効率が向上するために、燃焼室内に導入される吸入空気量が増大する。そのため、エンジン１００の燃焼域ガス温度が上昇する。また、エンジン１００の体積効率が向上すると、理論空燃比に対する実空燃比の比率が大きくなるために、エンジン１００の当量比（φ）が低下する。このように、吸気弁２２の閉弁タイミングをより進角させると、エンジン１００の最高燃焼温度がより上昇し、当量比がより低下する。
　よって、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に反比例する領域（第２領域）、または当量比に依存する領域（第３領域）にある場合、吸気弁２２の閉弁タイミングを進角させることでスモーク生成量を低減させることができる。
　この場合、吸気弁２２の開弁時間はエンジン１００がより低回転であるほど長くなり、吸気弁２２の開弁時間が長くなるほど圧縮時に燃焼室内から吸気弁２２の開弁部分を通じて吸気マニホルド１１に吹き返すガス量が多くなる。そのため、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００がより低回転であるほど吸気弁２２の閉弁タイミングの進角量を大きくすることで、吸気弁２２の開弁時間を短くして吸気マニホルド１１へのガスの吹き返し量を低減する。これによって、エンジン１００の燃焼温度を適切に上昇させつつ、エンジン１００の当量比を適切に低下させる（図９（ｃ）参照）。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の運転が終了するまで上記の処理を繰り返す。
　以上のように、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に比例する領域（第１領域）にある場合に、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して遅角させるＬＩＶＣ制御を実行することでスモーク生成量を適切に低減させることができる。また、エンジン１００のスモーク生成状態が最高燃焼温度に反比例する領域（第２領域）、または当量比に依存する領域（第３領域）にある場合に、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して進角させるＥＩＶＣ制御を実行することでスモーク生成量を適切に低減させることができる。
　なお、エンジンＥＣＵ１０は、本発明の当量比算出手段、最高燃焼温度算出手段、判断手段、および可変動弁手段の一構成例である。
　つづいて、エンジンＥＣＵ１０の制御の流れに沿って、エンジンシステム１の動作を説明する。図１１は、エンジンＥＣＵ１０の処理の一例を示すフローチャートである。本実施例のエンジンシステム１は、燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値および最高燃焼温度を算出し、算出結果に基づきエンジン１００のスモーク生成状態を判断する。更に、スモーク生成状態の判断結果に基づいて吸気弁２２の閉弁タイミングを変更することでエンジン１００のスモーク生成量を低減させる制御をエンジンＥＣＵ１０が実行する。
　エンジンＥＣＵ１０の制御は、イグニッションスイッチがＯＮされてエンジン１００が始動されると開始し、エンジン１００の運転中に以下の制御の処理を繰り返す。また、エンジンＥＣＵ１０は、その制御の処理中、クランク角センサ４１、エアフロメータ４４、吸気カム角センサ４２、吸気圧センサ４６、吸気温度センサ４７およびＶＮセンサ４８の検出結果を常に受信する。
　まず、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ１で、受信したエアフロメータ４４の検出結果およびインジェクタ１７への燃料噴射量の指令値に基づいて、エンジン１００の１サイクルにおける当量比（φ）の平均値を算出する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１の処理を終えると、次のステップＳ２へ進む。
　ステップＳ２で、エンジンＥＣＵ１０は、上記（１）～（６）式に基づいて、ステップＳ１で算出したφの平均値の算出と同一サイクルにおける燃焼室内の燃焼温度の最高値（最高燃焼温度）を算出する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ２の処理を終えると、次のステップＳ３へ進む。
　ステップＳ３で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１で算出したφの平均値が所定の第１しきい値未満であるか否かを判断する。ここで、第１しきい値については前述したために、その詳細な説明は省略する。φの平均値が第１しきい値未満でない場合（ステップＳ３／ＮＯ）、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第３領域にある（すなわち第１領域以外の領域にある）と判断し、ステップＳ６へ進む。一方、φの平均値が第１しきい値未満である場合（ステップＳ３／ＹＥＳ）は、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第１領域または第２領域のいずれか一方にあると判断し、次のステップＳ４へ進む。ここで、第１領域、第２領域および第３領域については前述したために、その詳細な説明は省略する。
　ステップＳ４で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ２で算出した燃焼室内の最高燃焼温度の値が所定の第２しきい値未満であるか否かを判断する。ここで、第２しきい値については前述したために、その詳細な説明は省略する。燃焼室内の最高燃焼温度が第２しきい値未満でない場合（ステップＳ４／ＮＯ）、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第２領域にある（すなわち第１領域以外の領域にある）と判断し、ステップＳ６へ進む。一方、燃焼室内の最高燃焼温度が第２しきい値未満である場合（ステップＳ４／ＹＥＳ）は、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００のスモーク生成状態が第１領域にあると判断し、次のステップＳ５へ進む。
　ステップＳ５で、エンジンＥＣＵ１０は、クランク角センサ４１の検出結果に基づき吸気弁２２の閉弁タイミングの遅角量を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して遅角させるように電動ＶＶＴ機構２６に指令し（ＬＩＶＣ制御）、エンジン１００の実圧縮比を低下させる。これによってエンジン１００の燃焼温度を低下させて、スモーク生成量を低減させる。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ５の処理を終えると、制御の処理を終了する。
　ステップＳ３およびステップＳ４の判断結果がＮＯの場合、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ６へ進む。ステップＳ６で、エンジンＥＣＵ１０は、クランク角センサ４１の検出結果に基づき吸気弁２２の閉弁タイミングの進角量を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、吸気弁２２の閉弁タイミングをベースタイミングに対して進角させるように電動ＶＶＴ機構２６に指令し（ＥＩＶＣ制御）、エンジン１００の体積効率を向上させる。これによってエンジン１００の燃焼温度を上昇させつつ、当量比を低下させて、スモーク生成量を低減させる。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ６の処理を終えると、制御の処理を終了する。
　上記の制御を実行することにより、エンジン１００における燃焼域のガス温度の最高値（最高燃焼温度）と当量比からスモーク生成状態をより的確に判断することができる。そして、スモーク生成状態の判断結果に基づいてエンジン１００のスモーク生成量を低減させるための制御を適切に実行することができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態をより的確に把握しつつ、スモーク排出量を低減することができる。
　なお、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１とステップＳ２の処理について、いずれを先に実行してもよし、同時に実行してもよい。
　以上のように、本実施例のエンジンシステムは、エンジンの燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出手段と、当量比算出手段による当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出手段と、当量比算出手段の算出結果および最高燃焼温度算出手段の算出結果に基づいてエンジンのスモーク生成状態を判断する判断手段と、を備えたエンジンＥＣＵを有する。これによって、エンジンにおける燃焼域のガス温度の最高値（最高燃焼温度）と当量比からスモーク生成状態をより的確に判断することができる。
　また、本実施例のエンジンシステムは、エンジンの吸気弁の閉弁タイミングを所望するタイミングに変更する電動ＶＶＴ機構を備え、算出した当量比の平均値が所定の第１しきい値未満で、かつ燃焼室内の燃焼温度の最高値が所定の第２しきい値未満である場合にスモーク生成状態が第１領域にあると判断し、吸気弁の閉弁タイミングを遅角させるよう電動ＶＶＴ機構に指令する。スモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断した場合は、吸気弁の閉弁タイミングを進角させるよう電動ＶＶＴ機構に指令する。これによって、エンジン１００のスモーク生成状態に応じてエンジン１００の最高燃焼温度、当量比を適切に変更することができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成量を適切に低減させることができる。
　更に、本実施例のエンジンシステムは、スモーク生成量の低減制御における吸気弁の閉弁タイミングの遅角量および進角量を、エンジン回転数に応じた適切な量に調整することができる。よって、圧縮着火式内燃機関のスモーク生成量をより適切に低減させることができる。
　上記実施例は本発明を実施するための一例にすぎない。よって本発明はこれらに限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。
　１　エンジンシステム
　１０　エンジンＥＣＵ（当量比算出手段，最高燃焼温度算出手段，判断手段，可変動弁手段）
　１１　吸気マニホルド
　１４　ターボチャージャ（過給機）
　１５　排気通路
　１６　ＥＧＲ通路（排ガス還流通路）
　１７　インジェクタ
　２２　吸気弁
　２６　電動ＶＶＴ機構（可変動弁手段）
　４１　クランク角センサ
　４２　吸気カム角センサ
　４４　エアフロメータ
　４６　吸気圧センサ
　４７　吸気温度センサ
　４８　ＶＮセンサ
　１００　エンジン

　

Claims (8)

  1. 　圧縮着火式内燃機関の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出手段と、
    　前記当量比算出手段による当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出手段と、
    　前記当量比算出手段の算出結果および前記最高燃焼温度算出手段の算出結果に基づいて前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断する判断手段と、
    　前記圧縮着火式内燃機関の吸気弁の閉弁タイミングを所望するタイミングに変更する可変動弁手段と、を備え、
    　前記可変動弁手段は、前記判断手段の判断結果に基づいて前記吸気弁の閉弁タイミングを変更することを特徴とする圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  2. 　前記圧縮着火式内燃機関は、排気側と吸気側とを連通して排ガスの一部を吸気側に還流させる排ガス還流通路を有し、
    　前記最高燃焼温度算出手段は、少なくとも前記排ガス還流通路の排ガス還流率をパラメータとして抽出し、前記パラメータに基づいて１サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出することを特徴とする請求項１記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  3. 　前記最高燃焼温度算出手段は、更に、前記圧縮着火式内燃機関の燃料噴射量および噴射タイミングから求めた噴射重心、前記燃焼室内の圧縮端温度、前記圧縮着火式内燃機関の回転数、前記燃焼室内の酸素濃度、前記燃焼室内の圧縮端圧力の少なくとも１つをパラメータとして抽出し、前記パラメータに基づいて前記燃焼室内の１サイクルにおける燃焼温度の最高値を算出することを特徴とする請求項１または２記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  4. 　前記判断手段は、前記当量比算出手段の算出結果が第１しきい値よりも小さく、かつ、前記最高燃焼温度算出手段の算出結果が第２しきい値よりも小さい場合に、前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域にあると判断し、
    　前記可変動弁手段は、前記判断手段が前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域にあると判断した場合に、前記吸気弁の閉弁タイミングを遅角側へ変更することを特徴とする請求項１から３のいずれか１項記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  5. 　前記判断手段は、前記当量比算出手段の算出結果が第１しきい値以上の場合、または前記最高燃焼温度算出手段の算出結果が第２しきい値以上の場合に、前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断し、
    　前記可変動弁手段は、前記判断手段が前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態が第１領域以外の領域にあると判断した場合に、前記吸気弁の閉弁タイミングを進角側へ変更することを特徴とする請求項１から４のいずれか１項記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  6. 　前記可変動弁手段は、前記圧縮着火式内燃機関の回転数が大きいほど前記吸気弁の閉弁タイミングをより遅角側へ変更することを特徴とする請求項４記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  7. 　前記可変動弁手段は、前記圧縮着火式内燃機関の回転数が小さいほど前記吸気弁の閉弁タイミングをより進角側へ変更することを特徴とする請求項５記載の圧縮着火式内燃機関の制御装置。
  8. 　圧縮着火式内燃機関の燃焼室内の１サイクルにおける当量比の平均値を算出する当量比算出ステップと、
    　前記当量比算出ステップにおける当量比の平均値の算出と同一サイクルにおける前記燃焼室内の燃焼温度の最高値を算出する最高燃焼温度算出ステップと、
    　前記当量比算出ステップにおける算出結果および前記最高燃焼温度算出ステップにおける算出結果に基づいて前記圧縮着火式内燃機関のスモーク生成状態を判断する判断ステップと、
    を有する圧縮着火式内燃機関におけるスモーク生成状態の判断方法。

    　
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