WO2014208360A1 - エンジンの制御装置 - Google Patents

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WO2014208360A1
WO2014208360A1 PCT/JP2014/065708 JP2014065708W WO2014208360A1 WO 2014208360 A1 WO2014208360 A1 WO 2014208360A1 JP 2014065708 W JP2014065708 W JP 2014065708W WO 2014208360 A1 WO2014208360 A1 WO 2014208360A1
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engine
fuel injection
fuel
injection valve
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礼俊 松永
山口　康夫
村田　真一
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三菱自動車工業株式会社
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an engine control device including a wastegate valve that adjusts a supercharging pressure by a turbocharger.
  • An engine equipped with a turbocharger is generally equipped with a wastegate valve for adjusting the supercharging pressure of the turbocharger.
  • a wastegate valve for example, an excessive increase in the supercharging pressure can be suppressed, the stability of the supercharging pressure can be improved, and damage to the engine and the turbocharger itself can be suppressed.
  • the opening / closing operation of the wastegate valve has been actively controlled in accordance with the operating state of the engine.
  • a turbocharger having a first fuel injection valve (port injection valve) that injects fuel into an intake passage (intake port) and a second fuel injection valve (in-cylinder injection valve) that injects fuel into the combustion chamber.
  • the cylinder injection valve and the port injection valve are controlled in accordance with the operating state of the engine, and the waste gate valve (exhaust bypass valve) is appropriately opened and closed (for example, Patent Document 1). reference).
  • This patent document 1 discloses, for example, a technique for opening an exhaust bypass valve together with an intake bypass valve when shifting from a homogeneous lean operation with supercharging to stratified combustion without supercharging.
  • the first fuel injection valve depends on the operating state of the engine.
  • the combustion stability and the like are improved by changing the injection amounts or injection ratios of the first and second fuel injection valves.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an object thereof is to provide an engine control apparatus that can improve combustion stability and improve fuel efficiency.
  • a first fuel injection valve for injecting fuel into an intake passage of an engine, a second fuel injection valve for injecting fuel into a combustion chamber of the engine,
  • An engine control device comprising: a supercharger that supercharges intake air; and a wastegate valve that opens and closes an exhaust bypass passage that bypasses a turbine of the supercharger.
  • a fuel injection control means for controlling an injection amount of fuel injected from the fuel injection valve and the second fuel injection valve; and a valve control means for controlling an opening / closing operation of the waste gate valve; In the region where the injection amount from the second fuel injection valve is larger than the injection amount from the first fuel injection valve, the means increases the injection amount of fuel injected from the second fuel injection valve.
  • the valve control unit is configured to increase the amount of fuel injected from the second fuel injection valve as the waste gate valve increases.
  • the engine control device is characterized in that the opening degree of the engine is increased.
  • the valve control means gradually increases the opening degree of the waste gate valve as the engine speed increases. It is in the control apparatus of the engine characterized by this.
  • the valve control means is configured to operate the waist when the operating state of the engine is in a high rotation / high load region.
  • the engine control device is characterized in that the opening of the gate valve is set to a maximum value in a region where the injection amount from the second fuel injection valve is larger than the injection amount from the first fuel injection valve. .
  • the maximum value is smaller than a maximum opening that can be opened in terms of the function of the wastegate valve. It is in.
  • the amount of fuel injected from the second fuel injection valve increases as the output increases or the rotation increases, and the amount of exhaust gas increases.
  • the exhaust pressure and the amount of internal EGR can be reduced. Thereby, combustion is stabilized, an appropriate ignition timing can be obtained while suppressing the occurrence of knocking, and deterioration of output performance and fuel consumption can be suppressed.
  • the engine body 11 constituting the engine 10 includes a cylinder head 12 and a cylinder block 13, and a piston 14 is accommodated in the cylinder block 13.
  • the piston 14 is connected to the crankshaft 16 via a connecting rod 15.
  • the piston 14, the cylinder head 12, and the cylinder block 13 form a combustion chamber 17.
  • An intake port 18 is formed in the cylinder head 12, and an intake pipe (intake passage) 20 including an intake manifold 19 is connected to the intake port 18.
  • the intake manifold 19 is provided with an intake pressure sensor (MAP sensor) 21 that detects intake pressure and an intake temperature sensor 22 that detects the temperature of intake air.
  • An intake valve 23 is provided in the intake port 18, and the intake port 18 is opened and closed by the intake valve 23.
  • an exhaust port 24 is formed in the cylinder head 12, and an exhaust pipe (exhaust passage) 26 including an exhaust manifold 25 is connected in the exhaust port 24.
  • the exhaust port 24 is provided with an exhaust valve 27. Like the intake port 18, the exhaust port 24 is opened and closed by the exhaust valve 27.
  • the engine body 11 is provided with a first fuel injection valve (intake path injection valve) 28 for injecting fuel in the intake pipe (intake path) 20, for example, in the vicinity of the intake port 18.
  • a second fuel injection valve (in-cylinder injection valve) 29 for directly injecting fuel is provided in the combustion chamber 17.
  • fuel is supplied to the first fuel injection valve 28 from a low-pressure supply pump installed in a fuel tank (not shown) via a low-pressure delivery pipe.
  • the fuel is supplied from the high-pressure supply pump that further increases the pressure of the fuel supplied from the low-pressure supply pump via the high-pressure delivery pipe.
  • the high-pressure delivery pipe is supplied with fuel supplied from the low-pressure supply pump in a state of being pressurized to a predetermined pressure by the high-pressure supply pump.
  • the high-pressure delivery pipe is supplied with fuel supplied from the low-pressure supply pump in a state of being pressurized to a predetermined pressure by the high-pressure supply pump.
  • a spark plug 30 is attached to the cylinder head 12 for each cylinder
  • a turbocharger (supercharger) 31 is provided in the middle of the intake pipe 20 and the exhaust pipe 26.
  • the turbocharger 31 includes a turbine 31a and a compressor 31b.
  • the turbine 31a and the compressor 31b are connected by a turbine shaft 31c.
  • the turbine 31a is rotated by the flow of the exhaust gas, and the compressor 31b is rotated along with the rotation of the turbine 31a.
  • air (intake air) pressurized by the rotation of the compressor 31 b is sent to the intake pipe 20 and supplied to each intake port 18.
  • An intercooler 32 is provided in the intake pipe 20 on the downstream side of the compressor 31b, and a throttle valve 33 is provided on the downstream side of the intercooler 32. Further, the upstream side and the downstream side of the exhaust pipe 26 sandwiching the turbocharger 31 are connected by an exhaust bypass passage 34. That is, the exhaust bypass passage 34 is a passage that bypasses the turbine 31 a of the turbocharger 31.
  • a waste gate valve 35 is provided in the exhaust bypass passage 34.
  • the wastegate valve 35 includes a valve body 35a and an electric actuator (electric motor) 35b for driving the valve body 35a, and the amount of exhaust gas flowing through the exhaust bypass passage 34 can be adjusted by the opening degree of the valve body 35a. It has become. That is, the wastegate valve 35 is configured to control the supercharging pressure of the turbocharger 31 by adjusting the opening degree.
  • a three-way catalyst 36 that is an exhaust gas purifying catalyst is interposed in the exhaust pipe 26 on the downstream side of the turbocharger 31.
  • An O 2 sensor 37 for detecting the O 2 concentration of the exhaust gas after passing through the catalyst is provided on the outlet side of the three-way catalyst 36, and the air-fuel ratio of the exhaust gas before passing through the catalyst is provided on the inlet side of the three-way catalyst 36.
  • a linear air-fuel ratio sensor (LAFS) 38 for detecting (exhaust air-fuel ratio) is provided.
  • the engine 10 includes an electronic control unit (ECU) 40.
  • the ECU 40 includes an input / output device, a storage device that stores a control program, a control map, and the like, a central processing unit, timers, and counters. Yes. And this ECU40 is performing comprehensive control of the engine 10 based on the information from various sensors.
  • the engine control apparatus according to the present embodiment is constituted by such an ECU 40, and controls the opening / closing operation of the wastegate valve 35, as will be described below.
  • the ECU 40 includes an operation state detection means 41, a fuel injection control means 42, and a valve control means 43.
  • the driving state detection means 41 detects the driving state of the engine 10 based on information from various sensors such as a throttle position sensor 44 and a crank angle sensor 45, for example.
  • the fuel injection control unit 42 determines the amount of fuel injected from the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29 according to the operation state of the engine 10, that is, according to the detection result of the operation state detection unit 41.
  • the injection amount is appropriately controlled.
  • the fuel injection control means 42 appropriately controls the injection amount of fuel injected from the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29, and the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29.
  • the injection ratio of the fuel injected from the second fuel injection valve 29 is appropriately changed.
  • the fuel injection control means 42 refers to the operation region map as shown in FIG. 2 and determines the first fuel injection valve 28 depending on which operation region the current operation state of the engine 10 is. And the relative injection ratio between the second fuel injection valve 29 and each injection amount are determined.
  • the fuel injection control means 42 controls the fuel to be injected only from the first fuel injection valve 28 according to the operating state of the engine 10 (hereinafter referred to as “MPI injection control”), and a predetermined injection.
  • a control for injecting fuel from each of the first and second fuel injection valves 28 and 29 at a ratio (hereinafter referred to as “MPI + DI injection control”) is executed.
  • MPI + DI injection control A control for injecting fuel from each of the first and second fuel injection valves 28 and 29 at a ratio
  • MPI + DI injection control is executed.
  • the operating range of the engine 10 is set based on the rotational speed Ne of the engine 10 and the load.
  • the first operating range on the low-rotation low-load side is the first.
  • the two injection areas A and the second injection area B which is the operation area on the high rotation high load side, are set.
  • the fuel injection control means 42 executes “MPI injection control”. That is, in the first injection region A, only the injection from the first fuel injection valve 28 is set. This is because the amount of intake air is small and the flow rate of air is low in the low rotation and low load region, so that the fuel injected from the second fuel injection valve 29 is not easily mixed in the combustion chamber 17 and the exhaust gas after combustion This is because a large amount of unburned fuel remains in the gas, resulting in an adverse effect on the environment. In addition, the fuel directly injected into the combustion chamber 17 is likely to adhere to the top surface of the piston or the cylinder wall as a droplet fuel, causing dilution and carbon generation.
  • “MPI + DI injection control” is executed. That is, in the second injection region B, the fuel is injected from the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29. This is because as the injection amount from the second fuel injection valve 29 increases, the temperature in the combustion chamber 17 decreases due to the heat of vaporization of the fuel injected from the second fuel injection valve 29, and the combustion efficiency improves. is there.
  • the fuel injection control means 42 appropriately controls the first and second fuel injection valves 28 and 29 so that the injection amount or injection ratio of the second fuel injection valve 29 is increased. That is, in the example of the map shown in FIG. 2, when the operating state of the engine 10 is the region B4, the fuel injection control means 42 is configured so that the injection amount or the injection ratio of the second fuel injection valve 29 is the highest. The first and second fuel injection valves 28 and 29 are appropriately controlled.
  • the injection amount or the injection ratio of the first and second fuel injection valves 28, 29 may be constant, but the high rotation speed
  • the injection amount or injection ratio of the second fuel injection valve 29 may be increased as the load becomes higher.
  • the operation region map for determining the opening / closing operation of the waste gate valve 35 is set based on the operation region map (FIG. 2) for determining the fuel injection amount or the injection ratio. For example, as shown in FIG. Two regions of a first operation region C on the low rotation and low load side and a second operation region D on the high rotation and high load side are set.
  • the first operation region C is an operation region in which the injection ratio of the second fuel injection valve 28 is low, and in this embodiment, a part of the first injection region A and the second injection region B described above (for example, , Region B1).
  • the second operation region D is an operation region in which the injection ratio of the second fuel injection valve 29 is high, and corresponds to a part of the second injection region B (regions B2, B3, B4) in this embodiment. .
  • the valve control unit 43 refers to such an operation region map (FIG. 3), and the operation state of the engine 10 is changed from the first operation region C to the second operation based on the detection result by the operation state detection unit 41.
  • region D ie, when it determines with the injection amount or injection ratio from the 2nd fuel injection valve 29 having increased
  • the wastegate valve 35 is controlled to the valve opening direction. That is, control is performed so that the opening degree of the waste gate valve 35 is increased to a predetermined opening degree.
  • the valve control means 43 is a region where the injection amount of the second fuel injection valve 29 is larger than the injection amount of the first fuel injection valve 28 (in this embodiment, the second operation region D (region B2 to region B4). )),
  • the waste gate valve 35 is controlled in the valve opening direction in response to an increase in the amount of fuel injected from the second fuel injection valve 29. That is, the valve control means 43 controls the supercharging pressure of the turbocharger 31 by adjusting the opening degree of the waste gate valve 35 (valve body 35a) according to the injection amount or injection ratio of the second fuel injection valve 29. To do.
  • the valve control means 43 responds accordingly to the waste gate valve. 35 is controlled in the valve opening direction.
  • the injection amounts or injection ratios of the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29 are determined based on the operation region map (see FIG. 2), and the opening degree of the wastegate valve 35 is Similarly, it is determined based on a predetermined operation region map (see FIG. 3).
  • the valve control means 43 basically closes the waste gate valve 35. Control is performed in the valve direction.
  • the waste gate valve 35 is controlled to be in an open state, for example, fully open in an operation region of low rotation and low load such as idling.
  • step S1 the operating state of the engine 10 is detected. Specifically, for example, the operating state of the engine 10 is detected based on information from various sensors such as the throttle position sensor 44 and the crank angle sensor 45. That is, the rotational speed and load of the engine 10 are acquired.
  • step S2 it is determined whether or not the operating state of the engine 10 is the first operating region C.
  • step S3 when it determines with the driving
  • step S4 the process proceeds to step S4, and the waste gate valve 35 is opened.
  • the waste gate valve 35 is changed. The valve is opened to a predetermined opening. If the wastegate valve 35 has already been increased to a predetermined opening, the opening is maintained.
  • the opening degree of the waste gate valve 35 is increased to a predetermined opening degree according to the increase in the injection amount or the injection ratio of the second fuel injection valve 29. did.
  • the combustion chamber is cooled by the vaporization heat generated when the fuel injected from the second fuel injection valve 29 is vaporized, and the combustion efficiency is improved.
  • the supercharging pressure is suppressed from excessively rising, the air flowing into the combustion chamber 17 can be prevented from being disturbed excessively, and the fuel injected from the second fuel injection valve 29 can be prevented from flowing into the combustion chamber 17.
  • the turbocharger turbine size is set according to the engine displacement. That is, the nozzle diameter of the turbine and the size of the turbine are set in accordance with the amount of exhaust gas passing through the exhaust port. Therefore, when such a turbocharger is employed, there are two problems. The first is a turbo lag which is a response delay until supercharging is started. The second is the delay in warming up the catalyst to improve the exhaust gas after the engine is cold started. In other words, after the engine has started cold, it is necessary to warm up the catalyst in order to activate it early. However, even if the amount of heat supplied to the catalyst is increased by retarding the fuel injection timing to warm the catalyst, the turbocharger The heat is absorbed by the turbine and the warm-up is delayed.
  • the opening amount of the waste gate valve 35 is adjusted in accordance with the increase in the injection amount or the injection ratio of the second fuel injection valve 29 that increases as the load or the engine speed increases. It was decided to. Thereby, the exhaust pressure and the amount of internal EGR can be reduced, and a situation where knocking is likely to occur can be avoided. That is, the injection amount or injection ratio from the second fuel injection valve 29 is increased more than the increase in the injection amount or injection ratio from the second fuel injection valve 29 that increases with an increase in load or engine speed. Therefore, it is possible to avoid a situation in which knocking is likely to occur. Furthermore, it is possible to set an appropriate ignition timing and suppress deterioration in output performance and fuel consumption. This is particularly effective in an engine employing a turbocharger having a turbine size that is smaller than the displacement.
  • the waste gate valve 35 is opened to a predetermined opening degree as the operating state of the engine 10 moves from the first operating region C to the second operating region D (see FIG. 3).
  • the opening degree (opening height) of the waste gate valve 35 is gradually (stepwise) changed in accordance with the operation state of the engine 10. It may be. That is, when the fuel injection control means 42 increases the injection amount or injection ratio of the second fuel injection valve 29 within the second operation region D, the valve control means 43 performs the injection of the second fuel injection valve 29.
  • the opening degree of the waste gate valve 35 may be gradually increased as the amount or the injection ratio increases.
  • the second operation region D is a third operation region in which the injection amount or injection ratio of the fuel injected from the first fuel injection valve 28 and the second fuel injection valve 29 is different.
  • E region B2
  • fourth operation region F region B3
  • fifth operation region G region B4
  • the opening degree of the wastegate valve 35 is changed in each of these operation regions. Specifically, in the third operating region E where the injection amount or injection ratio of the fuel injected from the second fuel injection valve 29 is the lowest, the opening degree of the wastegate valve 35 is set to the lowest. In the fifth operation region G where the injection amount or injection ratio of the fuel injected from the second fuel injection valve 29 is the highest, the opening degree of the waste gate valve 35 is set to the highest.
  • the opening degree of the waste gate valve 35 is set to the engine. It can be controlled to a state more suitable for 10 operating states. Therefore, the combustion stability of the engine 10 can be further improved.
  • the maximum value of the opening degree of the waste gate valve 35 in the second operation area D is determined by the first operation area C and the second operation area D. Set a value lower than the maximum value used in the entire operation range.
  • the opening height (opening degree) of the waste gate valve 35 in the first operation region C which is a low rotation and low load region, is 8 mm (fully open), for example, the maximum valve opening height in the second operation region D
  • the (opening degree) is preferably set to a value smaller than 8 mm (fully open), for example, 6 mm.
  • the combustion in the combustion chamber 17 tends to be unstable in the high rotation and high load region, and the output is likely to decrease due to the occurrence of knocking.
  • the output decreases, it is necessary to close the wastegate valve 35 and increase the supercharging pressure to recover the required output again.
  • the fully open value (open valve) in the first operation region C is required.
  • the time when the boost pressure rises differs between when the valve is closed from a height of 8 mm and when the valve is closed from the fully opened value in the second operation region D (the valve opening height is 6 mm). That is, when the valve is opened from 6 mm in height, the supercharging pressure can be increased more quickly and the supercharging response is excellent.
  • the fully open indicates the maximum value of the setting range of the wastegate valve. For example, even if the wastegate valve can be physically used at an opening height of 0 to 10 mm, it is actually used. When the valve height is 0 to 8 mm, the full opening means a position of 8 mm.
  • the valve control means 43 gradually increases the opening degree of the wastegate valve 35 as the engine speed increases, as well as the injection amount or injection ratio of the fuel injected from the second fuel injection valve 29. It is preferable to make it larger.
  • the third operation region E, the fourth operation region F, and the fifth operation region increase as the engine speed increases even when the load is constant. It switches in the order of the operation area G. That is, the valve control means 43 controls the waste gate valve 35 based on this map, so that the opening gradually increases as the engine speed increases.
  • the low rotation high load region is included in the first operation region C as shown in FIG. Furthermore, it is preferable that a third operation region E is set between the first operation region C and the fourth and fifth operation regions F and G. Thereby, the opening degree of the wastegate valve 35 can be controlled more appropriately, and the combustion stability of the engine 10 can be further improved.

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Abstract

エンジンの吸気路に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、エンジンの燃焼室に燃料を噴射する第２の燃料噴射弁と、エンジンの吸気を過給する過給機と、過給機のタービンをバイパスさせる排気バイパス通路を開閉するウエストゲートバルブと、を有するエンジンの制御装置において、第２の燃料噴射弁からの燃料の噴射量が第１の燃料噴射弁からの燃料の噴射量よりも多い領域では、第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量の増加に応じてウエストゲートバルブを開弁方向に制御する。

Description

エンジンの制御装置
　本発明は、ターボチャージャによる過給圧を調整するウエストゲートバルブを備えるエンジンの制御装置に関する。
　ターボチャージャ（過給機）を備えたエンジンには、一般的に、ターボチャージャの過給圧を調整するためのウエストゲートバルブが備えられている。このウエストゲートバルブが開閉することで、例えば、過給圧の過度の上昇が抑えられ、過給圧の安定性を図ることができると共に、エンジンやターボチャージャ自体の破損を抑制することができる。また近年は、エンジンの運転状態に応じてウエストゲートバルブの開閉動作を積極的に制御することが行われるようになっている。例えば、吸気路（吸気ポート）に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁（ポート噴射弁）と、燃焼室内へ燃料を噴射する第２の燃料噴射弁（筒内噴射弁）とを有するターボチャージャ付きエンジンにおいて、エンジンの運転状態に応じて、これら筒内噴射弁及びポート噴射弁を制御すると共に、ウエストゲートバルブ（排気バイパス弁）を適宜開閉させるようにしたものがある（例えば、特許文献１参照）。
　この特許文献１には、例えば、過給を併用する均質リーン運転から、過給をしない成層燃焼に移行する場合に、排気バイパス弁を吸気バイパス弁と共に開弁させる技術が開示されている。
特開２００５－２１４０６３号公報
　ところで、エンジンの運転状態が、例えば、低負荷運転領域等にあり空気量或いは空気流量が少ない状況で、第２の燃料噴射弁から燃焼室内に燃料が直接噴射（直噴）されると、燃料と吸気との混合が不十分となる。このため、燃焼効率が悪化し、それに伴って燃費が低下したり、排ガスに悪影響を及ぼしたりする虞がある。また、ピストン頂面やシリンダーの内壁等に燃料が付着し、それに伴って、エンジンオイルの希釈化（オイルダイリューション）や、カーボンが生成されてしまうといった問題が生じる虞もある。
　このため、上述のような第１の燃料噴射弁（ポート噴射弁）と第２の燃料噴射弁（筒内噴射弁）とを有するターボチャージャ付きエンジンでは、エンジンの運転状態に応じて、これら第１及び第２の燃料噴射弁の噴射量または噴射比率を変更することで、燃焼安定性等の向上を図っている。
　しかしながら、エンジンの運転状態に応じて第１及び第２の燃料噴射弁の噴射量または噴射比率を適宜変更することで、エンジンの燃焼安定性等の向上を図ることはできるが十分とは言えず、さらなる向上が求められている。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、燃焼安定性を向上することができると共に、燃費の向上を図ることができるエンジンの制御装置を提供することを目的とする。
　上記課題を解決する本発明の第１の態様は、エンジンの吸気路に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、エンジンの燃焼室に燃料を噴射する第２の燃料噴射弁と、エンジンの吸気を過給する過給機と、過給機のタービンをバイパスさせる排気バイパス通路を開閉するウエストゲートバルブと、を有するエンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて前記第１の燃料噴射弁及び前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量を制御する燃料噴射制御手段と、前記ウエストゲートバルブの開閉動作を制御するバルブ制御手段と、を具備し、前記バルブ制御手段は、前記第２の燃料噴射弁からの噴射量が前記第１の燃料噴射弁からの噴射量よりも多い領域では、前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量の増加に応じて前記ウエストゲートバルブを開弁方向に制御することを特徴とするエンジンの制御装置にある。
　本発明の第２の態様は、第１の態様のエンジンの制御装置において、前記バルブ制御手段は、前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量が増加するにつれて、前記ウエストゲートバルブの開度を大きくすることを特徴とするエンジンの制御装置にある。
　本発明の第３の態様は、第１または２の態様のエンジンの制御装置において、前記バルブ制御手段は、エンジン回転数の増加に伴って、前記ウエストゲートバルブの開度を徐々に大きくすることを特徴とするエンジンの制御装置にある。
　本発明の第４の態様は、第１から３の何れか一つの態様のエンジンの制御装置において、前記バルブ制御手段は、エンジンの運転状態が高回転高負荷領域にある場合には、前記ウエストゲートバルブの開度を前記第２の燃料噴射弁からの噴射量が前記第１の燃料噴射弁からの噴射量より多い領域の中の最大値とすることを特徴とするエンジンの制御装置にある。
　本発明の第５の態様は、第４の態様のエンジンの制御装置において、前記最大値は、ウエストゲートバルブの機能上開くことができる最大開度よりも小さいことを特徴とするエンジンの制御装置にある。
　かかる本発明では、出力増加や回転増加に伴って第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量が増加し、排ガス量が増加するのに併せて、適正にウエストゲートバルブの開弁量を調整することで、排圧や内部ＥＧＲ量を小さくすることができる。これにより、燃焼が安定し、ノックの発生を抑制しつつ適正な点火時期が得られ、出力性能及び燃費の悪化を抑えることができる。
本発明の一実施形態に係る制御装置を備えるエンジンの概略図である。 本発明の一実施形態に係る燃料噴射制御を特定するマップの一例である。 本発明の一実施形態に係るウエストゲートバルブの開閉制御を特定するマップの一例を示す図である。 本発明の一実施形態に係るウエストゲートバルブの制御方法を示すフローチャートである。 本発明の一実施形態に係るウエストゲートバルブの開閉制御を特定するマップの一例を示す図である。 本発明の一実施形態に係るウエストゲートバルブの開閉制御を特定するマップの一例を示す図である。
　以下、本発明の一実施形態について図面を参照して詳細に説明する。
　まずは本発明の一実施形態に係るエンジン１０の全体構成について説明する。図１に示すように、エンジン１０を構成するエンジン本体１１は、シリンダヘッド１２とシリンダブロック１３とを有し、シリンダブロック１３内には、ピストン１４が収容されている。ピストン１４は、コンロッド１５を介してクランクシャフト１６に接続されている。このピストン１４とシリンダヘッド１２及びシリンダブロック１３とで燃焼室１７が形成されている。
　シリンダヘッド１２には吸気ポート１８が形成され、吸気ポート１８には吸気マニホールド１９を含む吸気管（吸気路）２０が接続されている。吸気マニホールド１９には、吸気圧を検出する吸気圧センサ（ＭＡＰセンサ）２１及び吸気の温度を検出する吸気温センサ２２が設けられている。また吸気ポート１８内には吸気弁２３が設けられ、この吸気弁２３によって吸気ポート１８が開閉されるようになっている。さらにシリンダヘッド１２には排気ポート２４が形成され、排気ポート２４内には、排気マニホールド２５を含む排気管（排気路）２６が接続されている。排気ポート２４には排気弁２７が設けられており、吸気ポート１８と同様に、排気ポート２４はこの排気弁２７によって開閉されるようになっている。
　またエンジン本体１１には、吸気管（吸気路）２０内、例えば、吸気ポート１８付近に、燃料を噴射する第１の燃料噴射弁（吸気路噴射弁）２８が設けられていると共に、各気筒の燃焼室１７内に燃料を直噴射する第２の燃料噴射弁（筒内噴射弁）２９が設けられている。図示は省略するが、第１の燃料噴射弁２８には、図示しない燃料タンク内に設置される低圧サプライポンプから低圧デリバリーパイプを経由して燃料が供給され、第２の燃料噴射弁２９には、この低圧サプライポンプから供給された燃料をさらに高圧にする高圧サプライポンプから高圧デリバリーパイプを経由して燃料が供給される。高圧デリバリーパイプには、低圧サプライポンプから供給された燃料が高圧サプライポンプにて所定圧まで加圧された状態で供給される。高圧デリバリーパイプには、低圧サプライポンプから供給された燃料が高圧サプライポンプにて所定圧まで加圧された状態で供給される。さらにシリンダヘッド１２には気筒毎に点火プラグ３０が取り付けられている。
　また吸気管２０及び排気管２６の途中には、ターボチャージャ（過給機）３１が設けられている。ターボチャージャ３１は、タービン３１ａと、コンプレッサ３１ｂとを有し、これらタービン３１ａとコンプレッサ３１ｂとはタービン軸３１ｃによって連結されている。ターボチャージャ３１内に排気ガスが流れ込むと、排気ガスの流れによってタービン３１ａが回転し、このタービン３１ａの回転に伴ってコンプレッサ３１ｂが回転する。そしてコンプレッサ３１ｂの回転によって加圧された空気（吸気）が、吸気管２０に送り出されて、各吸気ポート１８に供給される。
　コンプレッサ３１ｂの下流側の吸気管２０には、インタークーラ３２が設けられ、インタークーラ３２の下流側にはスロットルバルブ３３が設けられている。またターボチャージャ３１を挟んだ排気管２６の上流側と下流側とは排気バイパス通路３４によって接続されている。つまり排気バイパス通路３４は、ターボチャージャ３１のタービン３１ａをバイパスさせる通路である。そして、この排気バイパス通路３４には、ウエストゲートバルブ３５が設けられている。ウエストゲートバルブ３５は、弁体３５ａと弁体３５ａを駆動させる電動のアクチュエータ（電動モータ）３５ｂとを備えており、弁体３５ａの開度によって排気バイパス通路３４を流れる排ガス量を調整できるようになっている。つまりウエストゲートバルブ３５は、その開度を調整することで、ターボチャージャ３１の過給圧を制御できるように構成されている。
　ターボチャージャ３１の下流側の排気管２６には、排ガス浄化用触媒である三元触媒３６が介装されている。三元触媒３６の出口側には、触媒通過後の排ガスのＯ２濃度を検出するＯ２センサ３７が設けられており、三元触媒３６の入口側には、触媒通過前の排ガスの空燃比（排気空燃比）を検出するリニア空燃比センサ（ＬＡＦＳ）３８が設けられている。
　またエンジン１０は、電子制御ユニット（ＥＣＵ）４０を備えており、ＥＣＵ４０には、入出力装置、制御プログラムや制御マップ等の記憶を行う記憶装置、中央処理装置及びタイマやカウンタ類が備えられている。そして、このＥＣＵ４０が、各種センサ類からの情報に基づいて、エンジン１０の総合的な制御を行っている。本実施形態に係るエンジンの制御装置は、このようなＥＣＵ４０によって構成され、以下に説明するように、ウエストゲートバルブ３５の開閉動作を制御する。
　以下、本実施形態に係るエンジンの制御装置によるウエストゲートバルブの開閉動作の制御について説明する。
　ＥＣＵ４０は、運転状態検出手段４１と、燃料噴射制御手段４２と、バルブ制御手段４３とを備えている。運転状態検出手段４１は、例えば、スロットルポジションセンサ４４、クランク角センサ４５等の各種センサ類からの情報に基づいてエンジン１０の運転状態を検出する。
　燃料噴射制御手段４２は、エンジン１０の運転状態に応じて、つまり運転状態検出手段４１の検出結果に応じて、第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量を適宜制御する。本実施形態では、燃料噴射制御手段４２は、第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量を適宜制御すると共に、第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射比率を適宜変更する。具体的には、燃料噴射制御手段４２は、図２に示すような運転領域マップを参照して、エンジン１０の現在の運転状態が何れの運転領域であるかによって、第１の燃料噴射弁２８と第２の燃料噴射弁２９との相対的な噴射比率及び各噴射量を決定している。
　本実施形態では、燃料噴射制御手段４２は、エンジン１０の運転状態に応じて、第１の燃料噴射弁２８のみから燃料を噴射させる制御（以下、「ＭＰＩ噴射制御」という）と、所定の噴射比率で第１及び第２の燃料噴射弁２８，２９のそれぞれから燃料を噴射させる制御（以下、「ＭＰＩ＋ＤＩ噴射制御」という）とを実行する。例えば、図２に示すように、エンジン１０の運転領域は、エンジン１０の回転数Ｎｅと負荷とに基づいて設定されており、本実施形態では、低回転低負荷側の運転領域である第１の噴射領域Ａと、高回転高負荷側の運転領域である第２の噴射領域Ｂとの２つの領域が設定されている。
　そして、エンジン１０の運転状態が第１の噴射領域Ａであれば、燃料噴射制御手段４２は「ＭＰＩ噴射制御」を実行する。すなわち、第１の噴射領域Ａでは、第１の燃料噴射弁２８からの噴射のみの設定となっている。これは、低回転低負荷領域では吸入空気量が少なく、空気の流速が低いため、第２の燃料噴射弁２９から噴射された燃料が燃焼室１７内で十分混合しがたく、燃焼後の排気ガス中に燃料の燃え残りが多く混在し、結果的に環境に悪影響となるからである。また、燃焼室１７内に直接噴射する燃料はピストンの頂面やシリンダー壁に液滴燃料として付着しやすく、ダイリューションやカーボンの生成の原因となるからである。
　一方、エンジン１０の運転状態が第２の噴射領域Ｂであれば「ＭＰＩ＋ＤＩ噴射制御」を実行する。すなわち、第２の噴射領域Ｂでは、第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９から燃料を噴射する設定となっている。これは第２の燃料噴射弁２９からの噴射量が多くなるほど、第２の燃料噴射弁２９から噴射された燃料の気化熱により燃焼室１７内の温度が低下し、燃焼効率が良くなるためである。さらに第２の噴射領域Ｂ内には、低回転低負荷側から複数の領域（例えば、Ｂ１からＢ４）が設定されており、エンジン１０の運転状態が高回転高負荷側の領域にあるほど、燃料噴射制御手段４２は、第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率が高くなるように、第１及び第２の燃料噴射弁２８，２９を適宜制御する。すなわち図２に示すマップの例では、エンジン１０の運転状態が領域Ｂ４である場合に、燃料噴射制御手段４２は、第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率が最も高くなるように、第１及び第２の燃料噴射弁２８，２９を適宜制御する。なお第２の噴射領域Ｂの各領域Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４内においては、第１及び第２の燃料噴射弁２８，２９の噴射量または噴射比率は一定であってもよいが、高回転高負荷側ほど第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率が増大するようにしてもよい。
　ウエストゲートバルブ３５の開閉動作を決定する運転領域マップは、燃料の噴射量または噴射比率を決定するための運転領域マップ（図２）に基づいて設定され、例えば、図３に一例を示すように、低回転低負荷側の第１の運転領域Ｃと、高回転高負荷側の第２の運転領域Ｄとの２つの領域が設定されている。第１の運転領域Ｃは、第２の燃料噴射弁２８の噴射比率が低い運転領域であり、本実施形態では、上述した第１の噴射領域Ａ及び第２の噴射領域Ｂの一部（例えば、領域Ｂ１）が含まれる。第２の運転領域Ｄは、第２の燃料噴射弁２９の噴射比率が高い運転領域であり、本実施形態では、第２の噴射領域Ｂの一部（領域Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４）に相当する。
　そして、バルブ制御手段４３は、このような運転領域マップ（図３）を参照し、運転状態検出手段４１による検出結果に基づいてエンジン１０の運転状態が第１の運転領域Ｃから第２の運転領域Ｄに移動したと判定した場合、つまり第２の燃料噴射弁２９からの噴射量又は噴射比率が増加したと判定した場合には、ウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御する。すなわちウエストゲートバルブ３５の開度が所定開度まで大きくなるように制御する。
　このようにバルブ制御手段４３は、第２の燃料噴射弁２９の噴射量が第１の燃料噴射弁２８の噴射量より多い領域（本実施形態では第２の運転領域Ｄ（領域Ｂ２から領域Ｂ４））では第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量の増加に対応してウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御する。すなわちバルブ制御手段４３は、第２の燃料噴射弁２９の噴射量又は噴射比率に応じてウエストゲートバルブ３５（弁体３５ａ）の開度を調整することで、ターボチャージャ３１の過給圧を制御する。言い換えれば、バルブ制御手段４３は、エンジン１０の運転状態が高回転高負荷側の領域にあり、第２の燃料噴射弁２９の噴射量又は噴射比率が増加した場合に、それに応じてウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御する。上述のように第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９の噴射量又は噴射比率は、運転領域マップ（図２参照）に基づいて決定され、ウエストゲートバルブ３５の開度も、同様に、所定の運転領域マップ（図３参照）に基づいて決定される。
　一方、エンジン１０の運転状態が、例えば、第２の運転領域Ｄから第１の運転領域Ｃに移動したと判定した場合には、バルブ制御手段４３は、基本的にはウエストゲートバルブ３５を閉弁方向に制御するが、例えば、アイドリング時等の低回転低負荷の運転領域ではウエストゲートバルブ３５が開弁状態、例えば、全開となるように制御する。
　次に、図４のフローチャートを参照してウエストゲートバルブの開閉動作の制御の一例について説明する。
　図４に示すように、まずステップＳ１で、エンジン１０の運転状態を検出する。具体的には、例えば、スロットルポジションセンサ４４、クランク角センサ４５等の各種センサ類からの情報に基づいてエンジン１０の運転状態を検出する。すなわちエンジン１０の回転数及び負荷を取得する。次いで、ステップＳ２で、エンジン１０の運転状態が、第１の運転領域Ｃであるか否かを判定する。ここで、エンジン１０の運転状態が第１の運転領域Ｃであると判定した場合には、ステップＳ３に進み、基本的にはウエストゲートバルブ３５を閉弁方向に制御する。なお既にウエストゲートバルブ３５が所定開度まで小さくなっている場合には、その開度を保持する。一方、エンジン１０の運転状態が第１の運転領域Ｃではないと判定した場合、すなわち第２の運転領域Ｄであると判定した場合には、ステップＳ４に進み、ウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御する。すなわちエンジン１０の運転状態が第１の運転領域Ｃから第２の運転領域Ｄに移動したことに伴う第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率の増加に応じて、ウエストゲートバルブ３５を所定開度まで開弁させる。なお既にウエストゲートバルブ３５が所定開度まで大きくなっている場合には、その開度を保持する。
　このように本実施形態では、第２の運転領域Ｄにおいて、第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率の増加に応じてウエストゲートバルブ３５の開度を所定開度まで大きくするようにした。これにより、ターボチャージャ３１による過給圧の過度な上昇を抑えながら、第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料が気化する際の気化熱で、燃焼室内を冷却し燃焼効率を向上させるとともに、排気抵抗を減らしてポンピングロスを低減することで、燃費の向上が図られる。また、過給圧が過度に上昇することを抑制すれば、燃焼室１７内に流入する空気が過度に乱れることを防止でき、第２の燃料噴射弁２９から噴射された燃料を燃焼室１７内で吸気と良好に混合でき、燃焼安定性を向上するとともに燃料の燃え残りによるスモークの発生を抑制することができる。
　この状況は、ターボチャージャ３１として、エンジン１０の排気量に比較して小さいタービンを備えるものを採用した場合に、顕著に発生しやすくなる。
　一般的に、ターボチャージャのタービンのサイズはエンジンの排気量に合わせて設定する。即ち、排気ポートを通過する排気ガス量に見合ったタービンのノズル径およびタービンの大きさを設定する。従って、このようなターボチャージャを採用する場合、二つの課題がある。一つ目は過給が開始されるまでの応答遅れであるターボラグである。二つ目はエンジンの冷態始動後に排ガスを良化するための触媒暖機の遅れである。すなわちエンジンの冷態始動後は触媒を早期に活性させるために暖機する必要があるが、触媒暖機のために燃料噴射時期をリタードさせて、触媒へ供給する熱量を増やしても、ターボチャージャのタービンにより熱が吸収されて暖機が遅れてしまう。
　近年、上述のような課題を解決するため、エンジンの排気量に比較して小さいタービンを備えるターボチャージャを採用したものがある。これにより、エンジンが低回転であってもタービンが効率的に回転し、過給の立ち上がりが良好になりターボラグを縮小することができる。また排気量に比較して小さいタービンを用いることで、タービンの熱容量が小さくなり、触媒暖機時にタービンで損失する熱量を低減し、触媒の早期活性化を図ることができる。
　しかしながら、このようなターボチャージャを搭載したエンジンでは、タービンサイズに対して、タービンを通過する排ガス量が多くなるため、エンジン１０の排気量に合わせてタービンサイズを設定したものに比べて排ガスを排出するための仕事が増し、効率が悪化するとともに、排圧増加により次行程に残る既燃ガス（内部ＥＧＲ）が増加してしまう。詳細には、このようなエンジンでは、過給の上昇に伴って吸気量が増えるため、従来のターボエンジンに比べて過給が早期に立ち上がり、排気ガス量も早期に増えてしまう。また、タービンを通過する排ガス量がタービンサイズに比較して過大になる領域が多く、この領域では、タービンの回転数が過回転になりタービンの効率が低下してしまう。このタービンの効率低下により、タービンに入りきれない排ガスが排気抵抗となる結果、内部ＥＧＲが増加してしまう。
　また、タービンが過回転となると、同軸上に配置されたコンプレッサもサージしやすい状況となり、過給が不安定になる。つまりサージにより過給が安定しない領域が、従来のターボエンジンよりも増加する。さらに、過給の上昇とともに気筒内に供給される吸気の圧力が上昇し、ピストンで圧縮した後で点火前の筒内温度の上昇が大きくなり、ノックが発生しやすくなる。特に、排気量に比較して小さいタービンを備えるターボチャージャを採用するエンジンでは、ターボのレスポンス向上により従来のターボエンジンに比べより低回転でノックが発生しやすい状況となり、適正な点火時期が設定できない領域が増大する。
　この問題を解消するために、第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量の増加に伴って発生する気化熱を利用し、気筒内の温度を下げてノックを回避することが考えられる。しかしながら、この場合、噴射量が多くなり燃費が悪化するのみならず、スモークの発生や上述の気筒内に付着する燃料量が増えるなど問題がある。
　そこで、本発明では、上述の通り、負荷またはエンジン回転数の増加に伴って増加する第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率の増加に応じてウエストゲートバルブ３５の開弁量を調整することとした。これにより、排圧や内部ＥＧＲ量を小さくし、ノックの発生しやすい状況を回避することができる。すなわち、負荷またはエンジン回転数の増加に伴って増加する第２の燃料噴射弁２９からの噴射量または噴射比率の増加以上に、第２の燃料噴射弁２９からの噴射量または噴射比率を増加させずに、ノックの発生しやすい状況を回避することができる。さらには、適正な点火時期設定を可能とし、出力性能及び燃費の悪化を抑えることができる。特に、排気量に比較して小さいタービンサイズを備えるターボチャージャを採用したエンジンにおいては効果的である。
　ところで、本実施形態では、エンジン１０の運転状態が第１の運転領域Ｃから第２の運転領域Ｄ（図３参照）に移動したことに伴って、ウエストゲートバルブ３５を所定開度まで開弁方向に制御するようにしたが、第２の運転領域Ｄ内において、エンジン１０の運転状態に応じてウエストゲートバルブ３５の開度（開弁高さ）を徐々に（段階的に）変化させるようにしてもよい。すなわち、燃料噴射制御手段４２が、第２の運転領域Ｄ内で第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率を増加させる場合、バルブ制御手段４３は、第２の燃料噴射弁２９の噴射量または噴射比率の増加に伴って、ウエストゲートバルブ３５の開度を徐々に大きくするようにしてもよい。
　例えば、図５に示すように、第２の運転領域Ｄは、第１の燃料噴射弁２８及び第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量又は噴射比率が異なる第３の運転領域Ｅ（領域Ｂ２）、第４の運転領域Ｆ（領域Ｂ３）と、第５の運転領域Ｇ（領域Ｂ４）とに切り分けられている。そして、これらの各運転領域で、ウエストゲートバルブ３５の開度を変化させる。具体的には、第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量または噴射比率が最も低い第３の運転領域Ｅでは、ウエストゲートバルブ３５の開度を最も低くする。そして第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量または噴射比率が最も高い第５の運転領域Ｇでは、ウエストゲートバルブ３５の開度を最も高くする。
　このように第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量または噴射比率の増加に伴ってウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御することで、ウエストゲートバルブ３５の開度を、エンジン１０の運転状態により適した状態に制御できる。したがって、エンジン１０の燃焼安定性をさらに向上することができる。
　また第２の運転領域Ｄにおけるウエストゲートバルブ３５の開度の最大値、すなわち第５の運転領域Ｇにおけるウエストゲートバルブ３５の開度は、第１の運転領域Ｃと第２の運転領域Ｄとを合わせた全運転領域で使用する最大値より低く設定する。低回転低負荷領域である第１の運転領域Ｃにおけるウエストゲートバルブ３５の開弁高さ（開度）を、例えば８ｍｍ（全開）とした場合、第２の運転領域Ｄの最大開弁高さ（開度）は８ｍｍ（全開）よりも小さい値である例えば６ｍｍなどに設定することが好ましい。これは高回転高負荷領域では燃焼室１７内の燃焼が不安定になりやすく、ノッキングの発生により出力の低下が発生しやすいためである。出力が低下した場合は、ウエストゲートバルブ３５を閉じて過給圧を上昇させて、再度要求される出力まで回復させる必要があるが、例えば、第１の運転領域Ｃでの全開値（開弁高さ８ｍｍ）から閉弁する場合と、第２の運転領域Ｄでの全開値（開弁高さ６ｍｍ）から閉弁する場合とでは過給圧が立ち上がる時間が異なる。すなわち開弁高さ６ｍｍから閉弁するほうがより早く過給圧を上昇でき、過給レスポンスに優れる。一方、第１の運転領域Ｃの低回転低負荷領域では必要とされる空気量そのものが少なく、過給の必要がない領域であるため、このような過給レスポンスに対する要求が小さく、この領域では全開値を開弁高さ８ｍｍとして最大限排圧上昇を抑えてポンプ損失を低減するほうがよい。これにより所望のエンジン性能を満たしつつ、燃費を向上させることが可能となる。なお、全開とはウエストゲートバルブの設定範囲の最大値を示すものであり、例えばウエストゲートバルブが物理的に０から１０ｍｍの開度高さで利用できるものであっても、実際に使用する開弁高さが０から８ｍｍであった場合に、全開とは８ｍｍの位置を示すものである。
　ところで、バルブ制御手段４３は、第２の燃料噴射弁２９から噴射される燃料の噴射量または噴射比率の増加だけでなく、エンジン回転数の増加に伴って、ウエストゲートバルブ３５の開度を徐々に大きくすることが好ましい。例えば、図５に示すマップの第２の運転領域Ｄでは、負荷が一定であってもエンジン回転数が増加するに伴って、第３の運転領域Ｅ、第４の運転領域Ｆ、第５の運転領域Ｇの順で切り替わる。つまりバルブ制御手段４３は、このマップに基づいてウエストゲートバルブ３５を制御することで、開度は、エンジン回転数の増加に伴って徐々に大きくなる。
　このようにエンジン回転数の増加に伴って開度を徐々に大きくすることで、すなわちエンジン回転の上昇に合わせてウエストゲートバルブ３５を開弁方向に制御することで、エンジン１０の排圧上昇を抑えてポンプ損失を低減でき、エンジン１０の運転状態により適した状態に制御できる。
　なお噴射比率を一定とする場合には、例えば、図６に示すように、低回転高負荷領域が第１の運転領域Ｃに含まれるようにするのが好ましい。さらに第１の運転領域Ｃと第４及び第５の運転領域Ｆ，Ｇとの間には第３の運転領域Ｅが設定されていることが好ましい。これにより、ウエストゲートバルブ３５の開度をより適切に制御して、エンジン１０の燃焼安定性をさらに向上することができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、勿論、本発明は、上述の実施形態に限定されるものではない。例えば、上述の実施形態では、エンジンの構成のみを例示しているが、本願発明は、例えば、電気モータを備えるハイブリッド車両等のエンジンにも、勿論、適用することができる。
　１０　エンジン
　１１　エンジン本体
　１２　シリンダヘッド
　１３　シリンダブロック
　１４　ピストン
　１５　コンロッド
　１６　クランクシャフト
　１７　燃焼室
　１８　吸気ポート
　１９　吸気マニホールド
　２０　吸気管
　２１　吸気圧センサ
　２２　吸気温センサ
　２３　吸気弁
　２４　排気ポート
　２５　排気マニホールド
　２６　排気管
　２７　排気弁
　２８　第１の燃料噴射弁
　２９　第２の燃料噴射弁
　３０　点火プラグ
　３１　ターボチャージャ
　３２　インタークーラ
　３３　スロットルバルブ
　３４　排気バイパス通路
　３５　ウエストゲートバルブ
　３６　三元触媒
　３７　Ｏ２センサ
　３８　リニア空燃比センサ（ＬＡＦＳ）
　４０　ＥＣＵ
　４１　運転状態検出手段
　４２　燃料噴射制御手段
　４３　バルブ制御手段
　４４　スロットルポジションセンサ
　４５　クランク角センサ

Claims (5)

  1. 　エンジンの吸気路に燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、
    　エンジンの燃焼室に燃料を噴射する第２の燃料噴射弁と、
    　エンジンの吸気を過給する過給機と、
    　過給機のタービンをバイパスさせる排気バイパス通路を開閉するウエストゲートバルブと、を有するエンジンの制御装置であって、
    　エンジンの運転状態に応じて前記第１の燃料噴射弁及び前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量を制御する燃料噴射制御手段と、
    　前記ウエストゲートバルブの開閉動作を制御するバルブ制御手段と、を具備し、
    　前記バルブ制御手段は、前記第２の燃料噴射弁からの噴射量が前記第１の燃料噴射弁からの噴射量よりも多い領域では、前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量の増加に応じて前記ウエストゲートバルブを開弁方向に制御することを特徴とするエンジンの制御装置。
  2. 　請求項１に記載のエンジンの制御装置において、
    　前記バルブ制御手段は、前記第２の燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量が増加するにつれて、前記ウエストゲートバルブの開度を大きくすることを特徴とするエンジンの制御装置。
  3. 　請求項１または２に記載のエンジンの制御装置において、
    　前記バルブ制御手段は、エンジン回転数の増加に伴って、前記ウエストゲートバルブの開度を徐々に大きくすることを特徴とするエンジンの制御装置。
  4. 　請求項１から３の何れか一項に記載のエンジンの制御装置において、
    　前記バルブ制御手段は、エンジンの運転状態が高回転高負荷領域にある場合には、前記ウエストゲートバルブの開度を前記第２の燃料噴射弁からの噴射量が前記第１の燃料噴射弁からの噴射量より多い領域の中の最大値とすることを特徴とするエンジンの制御装置。
  5. 　請求項４に記載のエンジンの制御装置において、
    　前記最大値は、ウエストゲートバルブの機能上開くことができる最大開度よりも小さいことを特徴とするエンジンの制御装置。
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