WO2015181880A1 - ディーゼルエンジンの制御装置および制御方法 - Google Patents

ディーゼルエンジンの制御装置および制御方法 Download PDF

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一将 上原
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    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a control device and a control method for a direct injection diesel engine that includes a fuel injection nozzle capable of multistage injection and performs after injection immediately after main injection.
  • the injection timing of the after injection according to the operating conditions is set, for example, in the form of a map so that the interval at which the soot reduction effect is most obtained is obtained.
  • such an optimal after injection timing is given as the injection timing IT1.
  • the characteristic b in FIG. 8 shows an example of the characteristic of after-injection at the time of acceleration.
  • the soot is hardly reduced, When the interval is increased, soot is reduced.
  • the fuel pressure (so-called rail pressure) at the time of main injection performed before after-injection is the target fuel pressure (target fuel pressure at steady state). It is considered that this is due to the fact that the desired gas flow cannot be obtained in the cavity because the response delay is low. That is, since the fuel pressure supplied to the fuel injection nozzle via the common rail is variably set based on the engine speed and load, the target value of the fuel pressure changes during a transient, and generally the target pressure during acceleration. The fuel pressure to be increased. However, since there is a response delay in the actual change in fuel pressure, the intended fuel pressure is not reached at the time of main injection, and the momentum of spraying decreases. Therefore, the optimum injection timing of after-injection for reducing soot is different.
  • FIG. 9 is an explanatory diagram for explaining the influence of the gas flow in the cavity by the main injection on the after injection as described above, and shows the distribution of the local excess air ratio in the combustion chamber in a contour line. .
  • the figure shows the excess air ratio divided into 14 levels.
  • the area indicated by E1 has the highest excess air ratio
  • the area indicated by E3 has the highest excess air ratio.
  • a low region indicated by E2 is an intermediate air excess region.
  • (A) of the figure shows the excess air ratio distribution in the combustion chamber when after-injection is performed after main injection at an appropriate fuel pressure (after the end of after-injection).
  • (b) in the figure shows a state in which the fuel pressure of the main injection is low.
  • the momentum of the main injection is low and the reverse squish flow is weak.
  • the spray F for after-injection is injected into a region where oxygen is low, resulting in an increase in soot.
  • (C) in the figure shows a state in which after injection is executed at a crank angle slightly delayed from (b), and the combustion part moves to the center of the cavity from the state of (b).
  • spray F can be given to a region where oxygen exists to some extent, soot can be reduced.
  • JP 2005-233163 A Japanese Patent Laid-Open No. 2000-227061
  • An object of the present invention is to avoid soot deterioration due to a change in fuel pressure during a transition as described above.
  • the control device for the diesel engine of the present invention comprises: In a direct injection diesel engine equipped with a fuel injection nozzle capable of multistage injection and performing after injection immediately after main injection, Means for variably controlling the fuel pressure supplied to the fuel injection nozzle based on the engine speed and load; Means for setting the injection timing of the after injection based on the engine rotational speed and the load; Means for correcting the injection timing of the after-injection based on the detected actual fuel pressure at the time of engine transition.
  • the injection timing of the after injection can be made appropriate in response to the excess or deficiency of the momentum of the main injection due to the actual fuel pressure deviating from the target fuel pressure during the transition. Reduction of soot can be obtained more reliably.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram showing a configuration of a direct injection diesel engine 1 according to the present invention together with its intake and exhaust system.
  • a piston 3 is slidably fitted into a cylinder 3 formed in a cylinder block 2.
  • the cylinder head 5 fixed to the upper surface of the cylinder block 2 covers the upper end opening of the cylinder 3.
  • a reentrant cavity 6 is recessed in the top surface of the piston 4.
  • the cavity 6 is formed concentrically with the piston 4 and has a relatively large opening diameter.
  • a fuel injection nozzle 7 having multiple injection holes is disposed at the center position of the cylinder 3 corresponding to the center of the cavity 6.
  • the fuel injection nozzle 7 is arranged along the central axis of the cylinder 3, that is, vertically.
  • the cylinder head 5 is provided with a pair of intake valves 8 and a pair of exhaust valves 9, which open and close the front end openings of the intake port 10 and the exhaust port 11, respectively.
  • the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are arranged in a vertical posture in which each valve stem is parallel to the central axis of the cylinder 3.
  • the cylinder head 5 is provided with a glow plug 12 adjacent to the fuel injection nozzle 7.
  • the fuel injection nozzle 7 of each cylinder is connected to a common rail 13 schematically shown.
  • a needle (not shown) of the fuel injection nozzle 7 is lifted by a drive signal from the engine control unit 16, the high-pressure fuel pump 14.
  • the high-pressure fuel supplied into the common rail 13 is injected.
  • the fuel pressure in the common rail 13 is regulated to a predetermined pressure according to the operating conditions by the engine control unit 16 via the pressure regulating valve 15.
  • the fuel injection nozzle 7 is a highly responsive one using a piezo element or the like, and has a configuration capable of dividing the total fuel injection amount required according to the load into multiple stages for injection. .
  • the diesel engine 1 of this embodiment includes a turbocharger 18, a turbine 19 of the turbocharger 18 is disposed in the passage of the exhaust passage 21, and the compressor 20 is disposed in the passage of the intake passage 22.
  • a pre-catalytic converter 23 and a main catalytic converter 24 are arranged in series downstream of the turbine 19 in the exhaust passage 21.
  • An air flow meter 25 and an air cleaner 26 are provided on the upstream side of the compressor 20 in the intake passage 22, and an intercooler 27 is disposed between the collector portion 28 on the downstream side of the compressor 20. .
  • an exhaust gas recirculation passage 29 that communicates the position of the exhaust passage 21 upstream of the turbine 19 and the intake collector portion 28, and the exhaust gas recirculation rate to a predetermined exhaust gas recirculation rate according to engine operating conditions.
  • an exhaust gas recirculation control valve 30 provided for control.
  • the turbocharger 18 is of a type in which the supercharging pressure can be variably controlled according to engine operating conditions by adjusting the opening of the wastegate valve 18a.
  • the engine control unit 16 includes a rotation speed sensor 31 that detects an engine rotation speed Ne, a rail pressure sensor 32 that detects a rail pressure (actual rail pressure) rPrail in the common rail 13, and an intake air temperature.
  • An intake air temperature sensor 33 that detects Tin
  • a supercharging pressure sensor 34 that detects boost pressure Boost
  • an atmospheric temperature sensor 35 that detects atmospheric temperature Tatm
  • an atmospheric pressure sensor 36 that detects atmospheric pressure Patm
  • a water temperature that detects water temperature Tw Detection signals from sensors such as the sensor 37 and the in-cylinder pressure sensor 38 for detecting the in-cylinder pressure Pcyl are input.
  • the total injection amount Q to be injected from the fuel injection nozzle 7 is determined according to the load or target torque of the diesel engine 1. Further, the target value of the fuel pressure in the common rail 13, that is, the target rail pressure tPrail is determined based on the total injection amount Q, the rotational speed Ne, the water temperature Tw, the atmospheric pressure Patm, and the atmospheric temperature Tatm. Specifically, as shown in FIG. 5, a map (M1a, M1b, M1c%) Using the total injection amount Q and the rotational speed Ne as parameters is set for each water temperature, for each atmospheric pressure, for each atmospheric temperature. The target rail pressure tPrail corresponding to the operation condition at that time is determined by searching this map.
  • the fuel injected from the fuel injection nozzle 7 is injected in multiple stages according to the operating conditions. For example, as shown in FIG. 2, in addition to the main injection performed with the top dead center TDC interposed therebetween, the injection is divided into pilot injection, pre-injection, and after-injection. After-injection is mainly for reducing soot generated by combustion by main injection, and after-injection is basically performed in the low-load region and in the medium-high load region except when fully open.
  • the injection amount of the main injection and the injection timing of the main injection are expressed in the water temperature Tw, the atmospheric pressure Patm, and the atmospheric temperature Tatm using a map with the total injection amount Q and the rotational speed Ne as parameters. Accordingly, a plurality are provided (see M2a, M2b, M2c,... In FIG. 5) and determined by searching for corresponding values.
  • FIG. 5 illustrates only the map for the injection timing of the main injection, but a similar map is provided for the injection amount.
  • the injection timing of after-injection injected through an appropriate interval Int (see FIG. 2) after the end of the main injection is similarly set as a map with the total injection amount Q and the rotational speed Ne as parameters.
  • a plurality is provided according to the atmospheric pressure Patm and the atmospheric temperature Tatm (see M3a, M3b, M3c... In FIG. 5), and determined by searching the corresponding values.
  • the soot generated by the main injection is burned together with the fuel of the after injection, so that the soot can be reduced in the middle and high load range.
  • the actual fuel pressure (actual rail pressure rPrail) deviates from the target rail pressure tPrail due to a response delay at the time of transition, it is set from the map based on the total injection amount Q and the rotational speed Ne.
  • the injection timing of the after injection is not appropriate for the actual gas flow, and the desired soot reduction effect cannot be obtained. Therefore, in this embodiment, correction is performed based on the actual rail pressure rPrail so that the injection timing of the after injection becomes appropriate.
  • FIG. 3 is a flowchart showing an example of specific processing.
  • step 1 the basic value of the injection timing of the after injection is obtained from the operating conditions at that time. Specifically, based on the total injection amount Q, the rotational speed Ne, the water temperature Tw, the atmospheric pressure Patm, and the atmospheric temperature Tatm, the corresponding after-injection is performed using the above-described map (M3a, M3b, M3c... In FIG. 5). Search the injection timing.
  • step 2 the actual rail pressure rPrail at the time of main injection detected by the rail pressure sensor 32 is read.
  • the current value of the actual rail pressure rPrail may be used.
  • step 3 the injection timing of the after injection is corrected based on the difference ⁇ P between the target rail pressure tPrail and the actual rail pressure rPrail at that time, the engine rotational speed Ne, and the injection amount Qmain of the main injection. Basically, when the actual rail pressure rPrail is lower than the target rail pressure tPrail, the injection timing of the after injection is corrected to the delay side, and when the actual rail pressure rPrail is higher than the target rail pressure tPrail, the after The injection timing of the injection is corrected to the advance side.
  • the former mode is used when accelerating, and the latter mode is generally used when decelerating.
  • the difference between the actual rail pressure rPrail and the target rail pressure tPrail is related to the speed of the reverse squish flow during after injection. Even if the difference ⁇ P is the same value, the speed of the reverse squish flow differs depending on the engine rotational speed Ne and the injection quantity Qmain of the main injection. Add a correction to the basic value.
  • a threshold value ITlim indicating the limit on the retard side of the after injection timing is set based on engine operating conditions (for example, total injection amount Q, rotational speed Ne, water temperature Tw, etc.). This is mainly determined from the viewpoint of fuel consumption and oil dilution by after injection.
  • step 5 it is determined whether or not the corrected after-injection timing determined in step 3 is equal to or less than the threshold value ITlim (that is, more advanced than the threshold value ITlim).
  • the routine proceeds to step 6 where after-injection is prohibited.
  • the reason why after-injection is not executed in a state where it is limited to the threshold value ITlim is that there is a risk that the soot will deteriorate if the after-injection is performed at an inappropriate injection timing.
  • the value of the injection timing of after injection itself is compared with the threshold ITlim.
  • a threshold may be provided for an interval Int from the end of main injection to the start of after injection. Is virtually unchanged.
  • no transient determination is performed. This is because the difference ⁇ P between the actual rail pressure rPrail and the target rail pressure tPrail becomes 0 in the steady state, and the correction is not substantially performed in step 3. However, it may be determined whether the state is a steady state or a transient state based on the amount of change in the accelerator pedal opening, and the processing of steps 2 to 6 may be performed only during the transition.
  • FIG. 4 is a flowchart showing another example of specific processing.
  • a response delay at the time of transition of the supercharging pressure Boost by the turbocharger 18 is further taken into consideration.
  • the target value tBoost of the boost pressure boost is set based on the engine operating conditions (for example, the total injection amount Q, the rotational speed Ne, the water temperature Tw, etc.)
  • the target value tBoost changes during acceleration and deceleration transients.
  • the effect of the response delay of the supercharging pressure Boost is much smaller than the effect of the response delay of the actual rail pressure rPrail.
  • step 11 the basic value of the injection timing of the after injection is obtained from the operating conditions at that time. Specifically, based on the total injection amount Q, the rotational speed Ne, the water temperature Tw, the atmospheric pressure Patm, and the atmospheric temperature Tatm, the corresponding after-injection is performed using the above-described map (M3a, M3b, M3c... In FIG. 5). Search the injection timing.
  • step 12 the actual rail pressure rPrail at the main injection timing detected by the rail pressure sensor 32 and the supercharging pressure Boost at the main injection timing detected by the supercharging pressure sensor 34 are read.
  • the values of the current actual rail pressure rPrail and the supercharging pressure Boost may be used.
  • step 13 the injection timing of the after injection is corrected based on the difference ⁇ P between the target rail pressure tPrail and the actual rail pressure rPrail at that time, the engine speed Ne, and the injection amount Qmain of the main injection.
  • the injection timing of the after injection is corrected to the delay side
  • the actual rail pressure rPrail is higher than the target rail pressure tPrail
  • the after The injection timing of the injection is corrected to the advance side.
  • the former mode is generally used when accelerating
  • the latter mode is generally used when decelerating.
  • step 14 the injection timing of the after injection is further corrected in accordance with the difference ⁇ B between the supercharging pressure target value tBoost at that time and the supercharging pressure Boost read in step 12.
  • the boost pressure Boost is lower than the target value tBoost
  • the injection timing of the after injection is corrected to the advance side
  • the boost pressure Boost is higher than the target value tBoost
  • a threshold value ITlim indicating the limit on the retarded side of the after injection timing is set based on engine operating conditions (for example, total injection amount Q, rotational speed Ne, water temperature Tw, etc.). This is mainly determined from the viewpoint of fuel consumption and oil dilution by after injection.
  • step 16 it is determined whether or not the corrected after injection timing determined in step 14 is equal to or less than the threshold value ITlim (that is, the advance side of the threshold value ITlim).
  • the routine proceeds to step 17 where after-injection is prohibited.
  • the actual reverse squish flow state can be grasped more accurately. Can be reduced more appropriately.
  • FIGS. 6 and 7 are time charts showing the correction at the time of transition according to the embodiment shown in FIG. 4.
  • FIG. 6 shows the operation during acceleration
  • FIG. 7 shows the operation during deceleration.
  • (A), (b), (c), and (d) in the figure indicate the soot discharge amount, the supercharging pressure Boost, the rail pressure Prail, and the after injection interval Int, respectively.
  • (E) is the amount of after-injection.
  • acceleration is performed at time t1 and the target value tBoost and target rail pressure tPrail of the boost pressure rise stepwise, but the actual boost pressure Boost and the actual rail pressure rPrail are accompanied by a response delay. Change.
  • the interval Int from the end of the main injection to the start of the after injection is corrected in the enlargement direction.
  • the soot discharged from the diesel engine 1 increases with acceleration, but in the embodiment, compared with the characteristics of the comparative example in which the injection timing of the after injection is not properly corrected. Soot discharge is reduced by after-injection at the right injection timing.
  • the vehicle is decelerated from a relatively high load region at time t2, and the target value tBoost and the target rail pressure tPrail of the supercharging pressure are reduced stepwise, whereas the actual supercharging pressure Boost and The actual rail pressure rPrail changes with a response delay.
  • the interval Int from the end of main injection to the start of after injection is corrected in the decreasing direction. Thereby, the injection timing of after-injection becomes more appropriate, and the soot discharge amount is reduced.

Abstract

　直接噴射式ディーゼルエンジン（１）は、多段噴射が可能な燃料噴射ノズル（７）を備え、中高負荷域では、ススの低減のために、メイン噴射の直後にアフター噴射を行う。アフター噴射の噴射時期は、運転条件に応じてマップから設定する（ステップ１）。過渡時には、実レール圧ｒＰrailと目標レール圧ｔＰrailとの差分ΔＰに基づいてアフター噴射噴射時期を補正する（ステップ３）。補正後の噴射時期が閾値よりも遅角側の場合は、アフター噴射を禁止する（ステップ４～６）。

Description

ディーゼルエンジンの制御装置および制御方法
　この発明は、多段噴射が可能な燃料噴射ノズルを備え、メイン噴射の直後にアフター噴射を行う直接噴射式ディーゼルエンジンの制御装置および制御方法に関する。
　直接噴射式ディーゼルエンジンで問題となるススの発生を抑制するために、メイン噴射の直後に比較的短時間のアフター噴射を行い、メイン噴射の燃焼に伴って発生したススをアフター噴射による燃料とともに燃焼させる技術が、特許文献１，２等に記載されている。
　このようなアフター噴射の技術においては、メイン噴射の終了からアフター噴射の開始までのインターバルとして、個々の運転条件に対応してある最適値が存在し、図８の特性ａに示すように、横軸に示すインターバルを徐々に大きくしていくと、適当なインターバルでもってアフター噴射を行うことで、ススの低減が見られる。なお、横軸の左端は、インターバルが０のとき、つまりアフター噴射を行わない場合（換言すればメイン噴射とアフター噴射とに分割しない場合）を示す。従って、ススの低減効果が最も得られるインターバルとなるように、運転条件（負荷、回転速度等）に応じたアフター噴射の噴射時期が、例えばマップの形でもって設定されている。図８の例では、このような最適なアフター噴射の噴射時期が、噴射時期ＩＴ１として与えられることになる。
　しかしながら、機関の過渡時には、アフター噴射によるススの低減効果が低下する。例えば、図８の特性ｂは加速時におけるアフター噴射の特性の例を示しているが、図示するように、予め最適点として設定された噴射時期ＩＴ１では、ススが殆ど低減せず、これよりもインターバルを大きくしたときに、ススの低減が見られる。
　これは、本発明者らの研究によれば、加速時には、アフター噴射の前に行われるメイン噴射の際の燃料圧力（いわゆるレール圧）が、目標とする燃料圧力（定常時の目標燃料圧力）よりも、応答遅れのために低いことから、キャビティ内で所期のガス流動が得られないことに起因する、と考えられる。すなわち、コモンレールを介して燃料噴射ノズルに供給される燃料圧力は、機関回転速度および負荷に基づいて可変的に設定されるので、過渡時には、燃料圧力の目標値が変化し、一般に加速時には目標とする燃料圧力が高くなっていく。しかし、実際の燃料圧力の変化には応答遅れが存在するので、メイン噴射時に所期の燃料圧力に達しておらず、噴霧の運動量が低下する。そのため、ススの低減に最適なアフター噴射の噴射時期が異なるものとなるのである。
　図９は、このようにメイン噴射によるキャビティ内のガス流動がアフター噴射に与える影響を説明するための説明図であって、燃焼室内の局部的な空気過剰率の分布を等高線状に示している。なお、図は空気過剰率を１４段階のレベルに区分して描いているが、代表的なものとして、符号Ｅ１で示す領域が空気過剰率が最も高く、Ｅ３で示す領域が空気過剰率が最も低く、Ｅ２で示す領域が中間的な空気過剰率の領域である。図の（ａ）は、適切な燃料圧力でのメイン噴射の後、アフター噴射が行われたとき（アフター噴射終了時）の燃焼室内の空気過剰率分布を示している。この段階では、ピストンの下降開始ならびにメイン噴射の運動量によって逆スキッシュ流が生じており、このスキッシュ流に乗って、キャビティ底部周囲の燃焼部がキャビティ中央部へ移動しようとする。図の（ａ）は、所期のガス流動が得られているため、アフター噴射の噴霧Ｆは、ある程度酸素が存在する領域へ噴射される。従って、ススの低減が図れる。
　これに対し、図の（ｂ）は、メイン噴射の燃料圧力が低い場合の状態を示しており、この場合は、メイン噴射の運動量が低く、逆スキッシュ流が弱いことから、キャビティ底部周囲の燃焼部がキャビティ中央部へ移動する前に、アフター噴射が行われてしまう。そのため、アフター噴射の噴霧Ｆが酸素の少ない領域に噴射されることとなり、ススの増加を招来する。
　図の（ｃ）は、（ｂ）よりも僅かに遅れたクランク角においてアフター噴射を実行した場合の状態を示しており、（ｂ）の状態よりもキャビティ中央部へ燃焼部が移動するため、ある程度酸素が存在する領域へアフター噴射の噴霧Ｆを与えることができ、ススの低減が図れる。
　減速時においても、同様の理由から、アフター噴射の適切な噴射時期が定常時とは異なるものとなる。減速時には、一般に、燃料圧力が応答遅れにより目標値よりも過大となることから、適切なアフター噴射の噴射時期がより早期となる。
特開２００５－２３３１６３号公報 特開２０００－２２７０６１号公報
　本発明は、上記のような過渡時の燃料圧力の変化によるススの悪化を回避することを目的としている。
　本発明のディーゼルエンジンの制御装置は、
　多段噴射が可能な燃料噴射ノズルを備え、メイン噴射の直後にアフター噴射を行う直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
　機関回転速度と負荷とに基づいて上記燃料噴射ノズルに供給される燃料圧力を可変制御する手段と、
　機関回転速度と負荷とに基づいて上記アフター噴射の噴射時期を設定する手段と、
　機関の過渡時に、検出した実燃料圧力に基づいて上記アフター噴射の噴射時期を補正する手段と、を備えている。
　このような本発明では、過渡時に実燃料圧力が目標燃料圧力からずれることによるメイン噴射の運動量の過不足に対応して、アフター噴射の噴射時期を適切なものとすることができ、アフター噴射によるススの低減をより確実に得ることができる。
一実施例のディーゼルエンジンの構成説明図。 分割噴射の一例を示す説明図。 制御の一例を示すフローチャート。 制御の異なる例を示すフローチャート。 制御マップの一例を示す説明図。 加速時の動作を示すタイムチャート。 減速時の動作を示すタイムチャート。 アフター噴射のインターバルとススとの関係を示した特性図。 メイン噴射によるガス流動がアフター噴射に与える影響を示す説明図。
　以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、この発明に係る直噴式ディーゼルエンジン１をその吸排気系とともに示した構成説明図であって、シリンダブロック２に形成されたシリンダ３に、ピストン４が摺動可能に嵌合しており、かつシリンダブロック２の上面に固定されたシリンダヘッド５がシリンダ３の上端開口を覆っている。
　上記ピストン４の頂面には、リエントラント型のキャビティ６が凹設されている。このキャビティ６は、ピストン４と同心状に形成されており、比較的大きな開口径を有している。また上記シリンダヘッド５側には、上記キャビティ６の中心に対応するシリンダ３中心位置に、多噴孔の燃料噴射ノズル７が配置されている。この実施例では、上記燃料噴射ノズル７はシリンダ３の中心軸線に沿って、つまり垂直に配置されている。
　上記シリンダヘッド５には、一対の吸気弁８および一対の排気弁９が配置されており、それぞれ吸気ポート１０および排気ポート１１の先端開口部を開閉している。これらの吸気弁８および排気弁９は、各々のバルブステムがシリンダ３の中心軸線と平行となった垂直姿勢に配置されている。またシリンダヘッド５には、燃料噴射ノズル７に隣接してグロープラグ１２が配設されている。
　各気筒の燃料噴射ノズル７は、模式的に示すコモンレール１３にそれぞれ接続されており、エンジンコントロールユニット１６からの駆動信号により燃料噴射ノズル７のニードル（図示せず）がリフトすると、高圧燃料ポンプ１４によりコモンレール１３内に供給された高圧の燃料が噴射される構成となっている。コモンレール１３内の燃料圧力は、調圧弁１５を介して、エンジンコントロールユニット１６により運転条件に応じた所定の圧力に調圧される。ここで、上記燃料噴射ノズル７は、ピエゾ素子等を用いた高応答性のものであり、負荷に応じて求められる総燃料噴射量を多段に分割して噴射することができる構成となっている。
　この実施例のディーゼルエンジン１は、ターボ過給機１８を備えており、該ターボ過給機１８のタービン１９が排気通路２１の通路中に配置され、コンプレッサ２０が吸気通路２２の通路中に配置されている。排気通路２１のタービン１９よりも下流側には、プリ触媒コンバータ２３およびメイン触媒コンバータ２４が直列に配置されている。吸気通路２２のコンプレッサ２０よりも上流側には、エアフロメータ２５およびエアクリーナ２６が設けられており、コンプレッサ２０よりも下流側となるコレクタ部２８との間にはインタークーラ２７が配設されている。さらに、排気還流装置として、排気通路２１のタービン１９よりも上流側の位置と吸気コレクタ部２８とを連通する排気還流通路２９と、排気還流率を機関運転条件に応じた所定の排気還流率に制御するために設けられた排気還流制御弁３０と、を備えている。上記ターボ過給機１８は、ウェストゲートバルブ１８ａの開度調整により過給圧を機関運転条件に応じて可変制御できる形式のものとなっている。
　上記エンジンコントロールユニット１６には、上記のエアフロメータ２５のほか、エンジン回転速度Ｎｅを検出する回転速度センサ３１、コモンレール１３内のレール圧（実レール圧）ｒＰrailを検出するレール圧センサ３２、吸気温度Ｔinを検出する吸気温度センサ３３、過給圧Boostを検出する過給圧センサ３４、大気温度Ｔatmを検出する大気温度センサ３５、大気圧Ｐatmを検出する大気圧センサ３６、水温Ｔｗを検出する水温センサ３７、筒内圧Ｐcylを検出する筒内圧センサ３８、等のセンサ類からの検出信号が入力されている。
　上記のような構成において、燃料噴射ノズル７から噴射すべき総噴射量Qは、ディーゼルエンジン１の負荷ないし目標トルクに応じて決定される。また、コモンレール１３内の燃料圧力の目標値つまり目標レール圧ｔＰrailは、この総噴射量Ｑと回転速度Ｎｅと水温Ｔｗと大気圧Ｐatmと大気温度Ｔatmとに基づいて決定される。具体的には、図５に示すように、総噴射量Ｑと回転速度Ｎｅとをパラメータとしたマップ（Ｍ１ａ，Ｍ１ｂ，Ｍ１ｃ・・・）が、各水温毎、各大気圧毎、各大気温度毎、に予め設けられており、このマップを検索することで、そのときの運転条件に応じた目標レール圧ｔＰrailが決定される。
　そして、燃料噴射ノズル７から噴射される燃料は、運転条件に応じて、多段に分割して噴射される。例えば、図２に示すように、上死点ＴＤＣを挟んで行われるメイン噴射のほかに、パイロット噴射と、プリ噴射と、アフター噴射と、に分割して噴射される。アフター噴射は、主にメイン噴射による燃焼で生じたススを低減するためのものであり、低負荷域ならびに全開時を除く中高負荷域では、基本的にアフター噴射が行われる。
　メイン噴射の噴射量およびメイン噴射の噴射時期は、上記の目標レール圧ｔＰrailと同様に、総噴射量Ｑと回転速度Ｎｅとをパラメータとしたマップを、水温Ｔｗ、大気圧Ｐatm、大気温度Ｔatmに応じて複数設け（図５のＭ２ａ，Ｍ２ｂ，Ｍ２ｃ・・・を参照）、対応する値を検索することによって決定される。なお、図５には、メイン噴射の噴射時期用のマップのみを例示しているが、噴射量についても同様のマップを備えている。メイン噴射の終了後適宜なインターバルInt（図２参照）を介して噴射されるアフター噴射の噴射時期も、同様に、総噴射量Ｑと回転速度Ｎｅとをパラメータとしたマップを、水温Ｔｗ、大気圧Ｐatm、大気温度Ｔatmに応じて複数設け（図５のＭ３ａ，Ｍ３ｂ，Ｍ３ｃ・・・を参照）、対応する値を検索することによって決定される。
　運転条件に応じた最適なインターバルでアフター噴射を行うことにより、メイン噴射により生じたススがアフター噴射の燃料とともに燃焼し、従って、中高負荷域におけるススの低減が図れる。
　しかしながら、前述したように、過渡時に実際の燃料圧力（実レール圧ｒＰrail）が応答遅れにより目標レール圧ｔＰrailからずれていると、総噴射量Ｑと回転速度Ｎｅとに基づいてマップから設定されたアフター噴射の噴射時期が、実際のガス流動に対応した適切なものとならず、所期のスス低減作用が得られない。そのため、本実施例では、実レール圧ｒＰrailに基づいて、アフター噴射の噴射時期が適切なものとなるように補正を行う。
　図３は、具体的な処理の一例を示すフローチャートであって、ステップ１では、そのときの運転条件からアフター噴射の噴射時期の基本値を求める。詳しくは、総噴射量Ｑ、回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗ、大気圧Ｐatm、大気温度Ｔatmに基づき、前述のマップ（図５のＭ３ａ，Ｍ３ｂ，Ｍ３ｃ・・・）を用いて、対応するアフター噴射の噴射時期を検索する。
　次に、ステップ２では、レール圧センサ３２が検出したメイン噴射噴射時点での実レール圧ｒＰrailを読み込む。なお、代替として、現時点での実レール圧ｒＰrailの値を用いるようにしてもよい。そして、ステップ３において、そのときの目標レール圧ｔＰrailと実レール圧ｒＰrailとの差分ΔＰ、機関回転速度Ｎｅ、メイン噴射の噴射量Ｑmain、に基づいて、アフター噴射の噴射時期に補正を加える。基本的には、実レール圧ｒＰrailが目標レール圧ｔＰrailよりも低い場合には、アフター噴射の噴射時期を遅れ側に補正し、実レール圧ｒＰrailが目標レール圧ｔＰrailよりも高い場合には、アフター噴射の噴射時期を進み側に補正する。なお、加速時には一般に前者の態様となり、減速時には一般に後者の態様となる。実レール圧ｒＰrailと目標レール圧ｔＰrailとの差は、前述したように、アフター噴射時の逆スキッシュ流の速度に関与する。また、差分ΔＰが同じ値であっても、機関回転速度Ｎｅおよびメイン噴射の噴射量Ｑmainによって逆スキッシュ流の速度が異なるものとなるので、これらも含めて、必要な補正量を求め、噴射時期基本値に補正を加える。
　次に、ステップ４において、アフター噴射噴射時期の遅角側の限界を示す閾値ＩＴlimを、機関運転条件（例えば、総噴射量Ｑ、回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗなど）に基づいて設定する。これは、主に、燃費やアフター噴射によるオイル希釈などの観点から定められる。
　ステップ５では、ステップ３で決定した補正後のアフター噴射の噴射時期が閾値ＩＴlim以下（つまり閾値ＩＴlimよりも進角側）であるか否かを判定する。ここで閾値ＩＴlimよりも補正後の噴射時期が遅角側であれば、ステップ６へ進み、アフター噴射を禁止する。なお、閾値ＩＴlimに制限した状態でアフター噴射を実行しないのは、不適切な噴射時期のアフター噴射であると、逆にススの悪化を来す虞があるためである。
　補正後のアフター噴射噴射時期が閾値ＩＴlim以下であれば、図示せぬ他の噴射制御ルーチンに従い、アフター噴射を実行する。
　このように、上記実施例では、過渡時に実レール圧ｒＰrailが目標レール圧ｔＰrailに対し遅れて変化する場合に、メイン噴射噴射時点の実レール圧ｒＰrailと目標レール圧ｔＰrailとの差分ΔＰに基づいてアフター噴射噴射時期が補正されるので、実際の逆スキッシュ流の速度に対応した形で、適切な時期にアフター噴射が行われることになり、アフター噴射によるススの低減が図れる。
　なお、上記実施例では、アフター噴射の噴射時期の値そのものを閾値ＩＴlimと比較するようにしているが、メイン噴射終了時点からアフター噴射開始までのインターバルIntについて閾値を設けるようにしてもよく、両者は実質的に変わりはない。
　また、上記実施例では、特に過渡判定は行っていない。これは、定常時であれば、実レール圧ｒＰrailと目標レール圧ｔＰrailとの差分ΔＰが０となり、ステップ３で実質的に補正が行われないこととなるためである。しかし、アクセルペダル開度の変化量などから定常状態であるか過渡状態であるかの判定を行い、過渡時にのみステップ２～６の処理を行うようにしてもよい。
　図４は、具体的な処理の他の例を示すフローチャートである。この実施例は、ターボ過給機１８による過給圧Boostの過渡時の応答遅れをさらに考慮するようにしたものである。過給圧boostの目標値ｔBoostは、やはり機関運転条件（例えば、総噴射量Ｑ、回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗなど）に基づいて設定されるため、加速や減速の過渡時には、目標値ｔBoostが変化するが、実際の過給圧Boostの変化には応答遅れが存在する。この過給圧boostは、前述したメイン噴射の運動量ならびにその結果生じるガス流動を左右するので、応答遅れにより実際の過給圧boostが目標値ｔBoostと異なっていると、やはり最適なアフター噴射の噴射時期に影響が生じる。なお、実際の加速や減速においては、この過給圧Boostの応答遅れの影響は、実レール圧ｒＰrailの応答遅れの影響に比べて遙かに小さい。
　ステップ１１では、そのときの運転条件からアフター噴射の噴射時期の基本値を求める。詳しくは、総噴射量Ｑ、回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗ、大気圧Ｐatm、大気温度Ｔatmに基づき、前述のマップ（図５のＭ３ａ，Ｍ３ｂ，Ｍ３ｃ・・・）を用いて、対応するアフター噴射の噴射時期を検索する。
　ステップ１２では、レール圧センサ３２が検出したメイン噴射噴射時点での実レール圧ｒＰrailと、過給圧センサ３４が検出したメイン噴射噴射時点での過給圧Boostを読み込む。なお、代替として、現時点での実レール圧ｒＰrailおよび過給圧Boostの値を用いるようにしてもよい。そして、ステップ１３において、そのときの目標レール圧ｔＰrailと実レール圧ｒＰrailとの差分ΔＰ、機関回転速度Ｎｅ、メイン噴射の噴射量Ｑmain、に基づいて、アフター噴射の噴射時期に補正を加える。基本的には、実レール圧ｒＰrailが目標レール圧ｔＰrailよりも低い場合には、アフター噴射の噴射時期を遅れ側に補正し、実レール圧ｒＰrailが目標レール圧ｔＰrailよりも高い場合には、アフター噴射の噴射時期を進み側に補正する。前述したように、加速時には一般に前者の態様となり、減速時には一般に後者の態様となる。
　さらにステップ１４において、そのときの過給圧目標値ｔBoostとステップ１２において読み込んだメイン噴射噴射時点での過給圧Boostとの差分ΔＢに応じて、アフター噴射の噴射時期にさらに補正を加える。基本的には、過給圧Boostが目標値ｔBoostよりも低い場合には、アフター噴射の噴射時期を進み側に補正し、過給圧Boostが目標値ｔBoostよりも高い場合には、アフター噴射の噴射時期を遅れ側に補正する。加速時には一般に前者の態様となり、減速時には一般に後者の態様となる。
　次に、ステップ１５において、アフター噴射噴射時期の遅角側の限界を示す閾値ＩＴlimを、機関運転条件（例えば、総噴射量Ｑ、回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗなど）に基づいて設定する。これは、主に、燃費やアフター噴射によるオイル希釈などの観点から定められる。
　ステップ１６では、ステップ１４において決定した補正後のアフター噴射の噴射時期が閾値ＩＴlim以下（つまり閾値ＩＴlimよりも進角側）であるか否かを判定する。ここで閾値ＩＴlimよりも補正後の噴射時期が遅角側であれば、ステップ１７へ進み、アフター噴射を禁止する。
　このように実レール圧ｒＰrailの応答遅れと過給圧Boostの応答遅れとの双方を考慮した実施例によれば、実際の逆スキッシュ流の状態をより正確に把握できることになり、アフター噴射によるススの低減がより適切に図れる。
　図６および図７は、図４に示した実施例による過渡時の補正を示すタイムチャートであり、図６が加速時の動作を、図７が減速時の動作を、それぞれ示している。図の（ａ）、（ｂ）、（ｃ）、（ｄ）は、それぞれ、ススの排出量、過給圧Boost、レール圧Ｐrail、アフター噴射のインターバルIntを示している。（ｅ）は、アフター噴射の噴射量である。
　図６の例では、時刻ｔ１において加速され、過給圧の目標値ｔBoostおよび目標レール圧ｔＰrailがステップ的に上昇するが、実際の過給圧Boostおよび実レール圧ｒＰrailは、応答遅れを伴って変化する。これにより、メイン噴射終了からアフター噴射開始までのインターバルIntが拡大方向に補正される。ディーゼルエンジン１が排出するススは、（ａ）に示すように、加速に伴って増加するが、アフター噴射の噴射時期を適切に補正しない比較例の特性に比較して、実施例においては、適切な噴射時期のアフター噴射によってススの排出量が低減する。
　図７の例では、時刻ｔ２において、比較的高い負荷域から減速されており、過給圧の目標値ｔBoostおよび目標レール圧ｔＰrailがステップ的に低下するのに対し、実際の過給圧Boostおよび実レール圧ｒＰrailが、応答遅れを伴って変化する。この場合は、メイン噴射終了からアフター噴射開始までのインターバルIntが減少方向に補正される。これにより、アフター噴射の噴射時期がより適切なものとなり、ススの排出量が低減する。

Claims (5)

  1. 　多段噴射が可能な燃料噴射ノズルを備え、メイン噴射の直後にアフター噴射を行う直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
    　機関回転速度と負荷とに基づいて上記燃料噴射ノズルに供給される燃料圧力を可変制御する手段と、
    　機関回転速度と負荷とに基づいて上記アフター噴射の噴射時期を設定する手段と、
    　機関の過渡時に、検出した実燃料圧力に基づいて上記アフター噴射の噴射時期を補正する手段と、を備えてなるディーゼルエンジンの制御装置。
  2. 　ディーゼルエンジンが過給機を備えており、
    　機関回転速度と負荷とに基づいて目標過給圧を設定する手段と、
    　機関の過渡時に、検出した実過給圧に基づいて上記アフター噴射の噴射時期を補正する手段と、をさらに備えた請求項１に記載のディーゼルエンジンの制御装置。
  3. 　補正後のアフター噴射の噴射時期が閾値よりも遅角側であるときに、アフター噴射を禁止する、請求項１または２に記載のディーゼルエンジンの制御装置。
  4. 　実燃料圧力としてメイン噴射時における実燃料圧力の値を用いる、請求項１～３のいずれかに記載のディーゼルエンジンの制御装置。
  5. 　多段噴射が可能な燃料噴射ノズルを備え、メイン噴射の直後にアフター噴射を行う直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
    　機関回転速度と負荷とに基づいて上記燃料噴射ノズルに供給される燃料圧力を可変制御するとともに、
    　機関回転速度と負荷とに基づいて上記アフター噴射の噴射時期を設定し、
    　機関の過渡時には、検出した実燃料圧力に基づいて上記アフター噴射の噴射時期を補正する、ディーゼルエンジンの制御方法。
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