WO2016088608A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2016088608A1
WO2016088608A1 PCT/JP2015/082970 JP2015082970W WO2016088608A1 WO 2016088608 A1 WO2016088608 A1 WO 2016088608A1 JP 2015082970 W JP2015082970 W JP 2015082970W WO 2016088608 A1 WO2016088608 A1 WO 2016088608A1
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valve
temperature
cylinder
internal combustion
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助川　義寛
岡本　多加志
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a control device for an internal combustion engine.
  • JP 2009-47055 A Patent Document 1
  • the fuel injection timing is set according to the alcohol concentration in the mixed fuel.
  • combustion of an internal combustion engine is affected not only by the alcohol concentration but also by various environmental conditions.
  • the fuel temperature affects the vaporization rate of the fuel spray, the temperature of the in-cylinder mixture, and the like.
  • the fuel supplied into the engine cylinder is heated by heat transfer from the fuel rail and the fuel injection valve.
  • the fuel injection valve becomes hot due to heat generated by combustion, the fuel temperature at the time when the fuel is supplied to the cylinder is significantly increased compared to the time when the fuel pump is discharged.
  • a difference in fuel temperature occurs between cylinders due to variations in combustion among cylinders, engine block temperature distribution, and the like. Therefore, it is important to detect the difference in fuel temperature between the cylinders and control the engine in accordance with the difference in order to increase the emission, fuel consumption, output performance and the like.
  • Patent Document 2 A means for measuring the temperature of fuel injected into a cylinder is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2014-118952 (Patent Document 2).
  • the fuel injection device of this publication is provided with a temperature sensor that measures the temperature of the fuel upstream of the seat in the nozzle body.
  • a temperature sensor is provided in the fuel injection valve as shown in Patent Document 2, the structure of the fuel injection valve becomes complicated and the manufacturing cost may increase.
  • the fuel temperature is different from the temperature of the fuel injection valve.
  • the measured temperature is the nozzle body wall surface.
  • the measurement error of the fuel temperature may be increased due to the influence of temperature.
  • a time delay occurs in temperature detection due to the heat capacity of the temperature sensor, making it impossible to follow changes in fuel temperature.
  • an object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that can control the engine satisfactorily even when the temperature of fuel injected into each cylinder may vary.
  • the present invention is a control device for an internal combustion engine that controls an internal combustion engine that includes a fuel injection valve that directly injects fuel into a plurality of cylinders, and obtains the temperature of each fuel injected into each cylinder. And setting at least one of a fuel injection valve control amount, an ignition control amount, and an intake / exhaust valve control amount for each cylinder according to the temperature of each fuel acquired by the fuel temperature acquisition unit.
  • the present invention is a control device for an internal combustion engine that controls an internal combustion engine that includes a fuel injection valve that directly injects fuel into a plurality of cylinders, and detects the closing timing of the valve body of each fuel injection valve. And a fuel temperature estimating means for estimating a fuel temperature based on a valve closing period detected by the valve operation detecting means.
  • the engine can be well controlled even when there is a difference in the temperature of the fuel injected into each cylinder.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a fuel injection valve 100.
  • FIG. 1 is an overall view of an engine according to an embodiment. It is a control flowchart of an internal combustion engine. It is the figure which showed an example of the time change of the injection command pulse, the squeeze force which acts on the valve body of an injection valve, and the lift amount of a valve body. It is the figure which showed the correlation example of the viscosity and temperature of a fuel. It is the figure which showed the definition of valve-closing period change (DELTA) t from the relationship between an injection command pulse and the valve body lift amount of an injection valve.
  • DELTA valve-closing period change
  • valve closing period (DELTA) t It is the figure which showed the relationship between the valve closing period (DELTA) t and the relative quantity which has a positive correlation with fuel temperature or fuel temperature. It is the figure which showed the example of the time change of the drive voltage of a fuel injection valve, and a valve body lift amount. The example which calculates
  • DELTA valve closing period
  • FIG. 1 is an overall view of an engine in the present embodiment.
  • the engine has a heater 110a to 110d in the nozzle of the fuel injection valve. It is the figure which showed the example of a setting of the valve closing period and heater electric power of each cylinder in this embodiment.
  • 1 is an overall view of an engine in the present embodiment.
  • the engine configuration includes an electromagnetic intake valve 71 and an electromagnetic exhaust valve 81. It is the figure which showed the example of a setting of the intake / exhaust valve timing at the time of HCCI driving
  • Fig. 1 shows an outline of the engine configuration.
  • a combustion chamber 10 is formed by the engine head 1, the cylinder block 2, the piston 3, the intake valve 7, and the exhaust valve 8.
  • a fuel injection valve 100 is provided in the cylinder block 2 and its injection nozzle penetrates the combustion chamber 10 to constitute a so-called in-cylinder direct injection engine.
  • the piston 3 is connected to a crankshaft 18 via a connecting rod 17, and a crank angle sensor 19 capable of detecting the crank angle and the engine speed is installed on the crankshaft 18.
  • the cylinder block 2 is provided with a water temperature sensor 20 that detects the temperature of the cooling water.
  • the intake pipe 5 is provided with a throttle valve 23 capable of adjusting the amount of air to be sucked, and an air flow sensor (not shown) capable of detecting the amount of air to be sucked is provided upstream thereof.
  • the exhaust pipe 6 is provided with a three-way catalyst 14, an air-fuel ratio sensor 15 is provided on the upstream side, and an O 2 sensor 16 is provided on the downstream side.
  • the accelerator pedal 21 is provided with an accelerator opening sensor 22 that detects the amount of depression of the driver.
  • the fuel pressurized by the low pressure pump 26 installed in the fuel tank 25 is sent to the high pressure pump 27 through the low pressure fuel pipe 24.
  • the fuel pressurized to about 5 to 30 MPa by the high pressure pump 27 is sent to the fuel injection valve 100 through the high pressure fuel pipe 28.
  • the fuel pressure of the high pressure pump 27 is set by a fuel pressure command value 124 sent from the ECU 120 to the high pressure pump 27.
  • the fuel temperature in the high-pressure fuel pipe 28 is detected by the fuel temperature sensor 29, and the fuel temperature value 125 is input to the ECU 120.
  • the ECU 120 temporarily stores a central processing unit (CPU) 30 that executes arithmetic processing according to a set program, a read-only memory (ROM) 31 that stores a control program and data necessary for the calculation, and a calculation result.
  • a random access memory (RAM) 32 an input circuit 33 for receiving signals from each sensor, an output circuit 34 for transmitting signals to each device from the calculation results, and the like.
  • the ECU 120 determines the injection timing, the injection period, the ignition timing of the spark plug 4, the fuel injector 100 based on the detection values of the accelerator opening sensor 22, the coolant temperature sensor 20, the air-fuel ratio sensor 15, the O2 sensor 16, and the like.
  • the fuel pressure of the high-pressure pump 27, the opening degree of the throttle valve 23, etc. are determined, control signals are transmitted to these devices, and the engine is set to predetermined operating conditions.
  • the fuel injection valve 100 is driven by a drive circuit 121. More specifically, the injection command value 122 is sent from the ECU 120 to the drive circuit 121, and the drive circuit 121 supplies the injection valve 100 with a drive current that can be opened at a timing and a period corresponding to the injection command value 122. Output. Further, a drive voltage value 123 of the injection valve is sent from the drive circuit 121 to the ECU 120.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the fuel injection valve 100 and an example of the configuration of the drive circuit 121 and the ECU 120 for driving the fuel injection valve.
  • the ECU 120 and the drive circuit 121 are configured as separate parts, but the ECU 120 and the drive circuit 121 may be configured as an integral part.
  • the ECU 120 takes in signals indicating the state of the engine from various sensors, and calculates an appropriate injection pulse width and injection timing according to the operating conditions of the internal combustion engine.
  • the injection command value 122 output from the ECU 120 is input to the fuel injection valve drive circuit 121.
  • the drive circuit 121 controls a voltage applied to a solenoid (coil) 105 provided in the fuel injection valve 100 and supplies a drive current to the fuel injection valve 100.
  • the voltage value 123 applied to the solenoid (coil) 105 is sent from the drive circuit 121 to the ECU 120 and can be read by the ECU 120.
  • the fuel injection valve 100 shown in FIG. 2 is a normally closed electromagnetic valve (electromagnetic fuel injection valve).
  • the valve body 114 In a state where the solenoid 105 is not energized, the valve body 114 is urged by the spring 110 and the valve seat. It is in close contact with 118 and closed.
  • the mover 102 In this closed state, the mover 102 is brought into close contact with the valve body 114 by the zero spring 112, and there is a gap between the mover 102 and the magnetic core 107 with the valve body 114 closed.
  • the fuel is supplied from the upper part of the fuel injection valve, and the valve seat 118 seals the fuel.
  • the force of the spring 110 and the force of the fuel pressure act on the valve body and are pushed in the closing direction.
  • a magnetic circuit for generating an electromagnetic force for the on-off valve is constituted by a nozzle holder 101, which is a cylindrical member disposed on the outer peripheral side of the magnetic core 107 and the movable element 102, the magnetic core 107, the movable element 102, and the housing 103. ing.
  • a current is supplied to the solenoid 105, a magnetic flux is generated in the magnetic circuit, and a magnetic attractive force is generated between the movable element 102, which is a movable part, and the magnetic core 107.
  • the mover 102 moves upward.
  • valve body 114 moves upward together with the movable element 102 and moves until the upper end surface of the movable element 102 collides with the lower surface of the magnetic core 107.
  • the valve body 114 is separated from the valve seat 118, and the supplied fuel is injected from the injection port 119.
  • the valve element 114 is detached from the movable element and overshoots, but after a certain time, the valve element 114 is stationary on the movable element 102. To do.
  • the current supply to the solenoid 105 is cut off, the magnetic flux generated in the magnetic circuit is reduced and the magnetic attractive force is reduced.
  • the mover 102 and the valve body 114 move downward, and the valve body 114 is moved to the valve.
  • the mover 102 is detached from the valve body 114.
  • the valve body 114 stops after colliding with the valve seat 118, and fuel injection stops.
  • This engine has a configuration of four cylinders, and the cylinder block 2 is provided with four combustion chambers 10a, 10b, 10c, and 10d.
  • the combustion chambers 10a, 10b, 10c, and 10d are provided with fuel injection valves 100a, 100b, 100c, and 100d, respectively.
  • Each fuel injection valve 100a, 100b, 100c, 100d is driven by a drive circuit 121a, 121b, 121c, 121d, respectively.
  • Injection command signals 122a, 122b, 122c, 122d are sent from the ECU 120 to the respective drive circuits 121a, 121b, 121c, 121d.
  • drive voltage values 123a, 123b, 123c, and 123d are sent from the respective drive circuits 121a, 121b, 121c, and 121d to the ECU 120.
  • the fuel injection valves 100a, 100b, 100c, and 100d provided in the combustion chambers can be independently driven by the ECU 120, and the drive voltage values 123a, 123b, 123c, and 123d are independently set. It can be read.
  • an example of a four-cylinder engine configuration is shown, but the present invention is not limited to this, and an engine configuration composed of other cylinders such as three or six cylinders may be used.
  • FIG. 4 shows a process flow diagram of the internal combustion engine executed by the ECU 120.
  • the engine cycle number n is updated.
  • the engine cycle number is the number of time steps with a crank angle of 720 degrees as a unit.
  • the control of the fuel injection valve, ignition device, and intake / exhaust valve of each cylinder is performed in S403, and the process proceeds to the next engine cycle.
  • the engine is controlled based on the detection result while continuously detecting the closing period of the fuel injection valve of each cylinder while the engine is operating.
  • the closing period of the fuel injection valve is detected every engine cycle.
  • a predetermined cycle for example, 10 cycles
  • the closing period of the fuel injection valve may be detected once every time (for example, 1 second). Or, for example, when the engine is in a transient change state, the fuel injection valve closing period is detected at a fine cycle interval, and when the engine is in a steady state, the fuel injection valve closing period is detected at a large cycle interval.
  • the closing period of the fuel injection valve of a different cylinder may be detected for each engine cycle.
  • the first cycle detects the closing period of the fuel injection valve of only the first cylinder
  • the second cycle detects the closing period of the fuel injection valve of only the second cylinder. You may detect the valve closing period of the fuel injection valve of another cylinder.
  • the closing period of the fuel injection valve of each cylinder is detected.
  • FIG. 5 shows an example of the temporal change in the injection command pulse input from the ECU 120 to the drive circuit 121 of the fuel injection valve 100, the squeeze force acting on the valve body 114 of the fuel injection valve 100, and the lift amount of the valve body 114.
  • a comparison is made between the case where the fuel viscosity (viscosity coefficient) is large and the case where the fuel viscosity is small for the same injection command pulse.
  • the squeeze force is a drag force caused by the fuel acting on the valve body 114.
  • the squeeze force is a positive value, it indicates that a force in the valve opening direction is acting on the valve body.
  • the time from the valve closing timing and the injection command pulse OFF timing to the closing of the valve body is shorter when the fuel viscosity is small (t1) than when the fuel viscosity is large (t2). That is, the difference in fuel viscosity can be detected from the difference in time from the injection command pulse OFF timing to the closing of the valve body.
  • the difference in fuel viscosity between the cylinders can be determined by detecting the time from when the injection command pulse is turned off until the valve body is closed. Further, from the difference in fuel viscosity between the cylinders, the correlation of FIG. The difference in fuel temperature between can be obtained.
  • the fuel of the first cylinder and the fourth cylinder is determined from the difference in time (or the difference in fuel temperature) between the valve bodies of the first and fourth cylinders that are the cylinders at both ends.
  • the temperature difference ⁇ T14 may be obtained, and the temperature differences from the other cylinders # 2 and # 3 may be obtained from ⁇ T14 by interpolation.
  • the fuel temperature deviation between the other cylinders is determined by interpolation from the difference in the closing time (or the difference in fuel temperature) of the injection valves of at least two cylinders. Can do. If it does in this way, ECU calculation load for calculating fuel temperature deviation can be reduced.
  • FIG. 7 shows an example of the temporal change of the fuel injection command pulse and the lift amount of the valve body of the fuel injection valve.
  • the fuel viscosity is the reference viscosity ⁇ 0 (the fuel temperature is the reference temperature for the same injection command pulse).
  • the example of the lift amount in the case of Tf0) and the case where the viscosity of the fuel is unknown (fuel temperature is unknown) are shown.
  • the reference temperature Tf0 is 20 ° C., for example.
  • the time from the injection command pulse OFF timing t_off at the reference viscosity ⁇ 0 to the closing of the valve body is defined as t0.
  • the time from the injection command pulse OFF timing t_off at the unknown viscosity to the closing of the valve body is defined as tx.
  • valve closing period ⁇ t is defined by being normalized by t0 is to reduce the influence of individual differences of the fuel injection valves on the valve closing period. That is, the valve closing behavior of the valve body may vary depending on the injection valve even if the fuel viscosity is the same due to variations in the manufacture of the fuel injection valve. Since the influence of the valve closing behavior due to individual variation is considered to appear in both tx and t0, the effect is offset by taking the ratio of both, and the influence of the individual difference of the fuel injection valve on the valve closing period ⁇ t is reduced.
  • t0 may be, for example, the time from the injection command pulse OFF timing to the closing of the valve body of the fuel injection valve immediately after the engine cold start. Immediately after the cold start of the engine, the fuel temperature of each cylinder is substantially the same, so t0 can be obtained with the fuel temperature at this time as the reference temperature Tf0. Further, by acquiring t0 immediately after the engine cold start, even if the closing behavior of the fuel injection valve changes due to aging or fuel properties, the influence can be reflected in t0.
  • the fuel injection valve control amount for each cylinder, the ignition control amount for each cylinder, or the intake / exhaust valve control amount for each cylinder is determined in accordance with the thus obtained fuel temperature deviation between the cylinders. Is.
  • the correlation characteristic between the fuel viscosity and the fuel temperature shown in FIG. 6 varies depending on the fuel properties, the qualitative property that the viscosity decreases as the fuel temperature increases does not vary regardless of the fuel properties. Therefore, in the present embodiment, it is not necessary to have a correlation characteristic between the fuel viscosity and the fuel temperature for each fuel property.
  • the correlation characteristic between the fuel viscosity and the fuel temperature of isooctane, which is a typical fuel component, is used, and A relative amount having a positive correlation with the fuel temperature deviation may be obtained. This eliminates the need for installing a sensor for detecting the fuel property and for estimating the fuel property.
  • FIG. 10 shows an example of the time variation of the lift amount of the fuel injection valve and the fuel injection valve drive voltage. Since the inductance of the magnetic coil of the fuel injection valve changes due to the movement of the core of the fuel injection valve, an inflection point occurs in the waveform of the drive voltage when the valve is closed as shown in FIG. Therefore, by detecting the time when the inflection point occurs in the waveform of the drive voltage, it is possible to detect the closing timing of the fuel injection valve.
  • the valve closing period ⁇ t of the injection valve can be obtained from the difference between the valve closing timing and the OFF timing (t_off) of the injection command pulse.
  • the fuel temperature of each cylinder estimated by the above means is different from the fuel temperature detected by the fuel temperature sensor provided in the high-pressure fuel pipe.
  • the fuel temperature of each cylinder is Tf_a, Tf_b, Tf_c, Tf_d
  • the fuel temperature detected by the fuel temperature sensor 29 provided in the high-pressure fuel pipe is Tf_p
  • Tf_a, Tf_b, Tf_c, Tf_d Becomes higher than Tf_p. This is because there is heat transfer from the high-pressure fuel pipe 28 and the fuel injection valves 100a, 100b, 100c, and 100d to the fuel.
  • the high-pressure fuel pipe 28 and the fuel injection valves 00a, 100b, 100c, and 100d are at a higher temperature than the fuel therein, so that the fuel is high-pressure fuel pipe 28 and the fuel injection valves 00a, 100b, 100c, The fuel temperature rises while passing through 100d.
  • the cooling water flowing through the engine block 2 may be installed so that the cooling water flows from one of the engine blocks 2 and flows out from the other as shown in FIG.
  • the amount of air entering the cylinder, the amount of fuel, the gas flow in the cylinder, and the like vary from cylinder to cylinder.
  • the combustion temperature of each cylinder also varies. Due to these causes, a temperature distribution is generally generated in the engine block 2.
  • Tf_a, Tf_b, Tf_c, and Tf_d have different temperatures.
  • FIG. 12 shows the result of calculation by numerical simulation of how much the fuel temperature varies depending on the cylinder.
  • the cooling water inlet temperature was 80 ° C. and the outlet temperature was 120 ° C.
  • the horizontal axis indicates the residence time of the fuel in the injection valve (the time from when the fuel enters the injection valve until it is injected into the cylinder), and the vertical axis indicates the temperature rise in the fuel injection valve. Show. As shown in FIG. 12, the temperature of the fuel rises by receiving heat from the wall surface of the fuel injection valve.
  • the temperature of the fuel injection valve becomes higher. As a result, the temperature of the fuel rises higher than that in the cylinder 1.
  • the residence time of the fuel in the injection valve is about 10 seconds. In this case, a difference of about 18 ° C. occurs in the fuel temperature between the cylinders.
  • FIG. 13 shows a result of calculating how much the temperature of the compressed air-fuel mixture in the cylinder (the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center) changes with respect to the temperature change of the fuel. From FIG. 13, when the fuel temperature differs by 18 ° C., the compressed mixture temperature changes by 7 ° C.
  • the difficulty of knocking during engine high-load operation is strongly influenced by the temperature of the compressed mixture, and knocking is less likely to occur as the temperature of the compressed mixture is lower. That is, when the fuel temperature is different among the cylinders, there is a difference in the difficulty of knocking depending on the cylinders.
  • the closing period of the fuel injection valve is long (that is, the fuel temperature is low).
  • the ignition timing of the cylinder is set to an advance side with respect to the ignition timing of the cylinder in which the closing period of the fuel injection valve is short (that is, the fuel temperature is high).
  • the cylinder having a low fuel temperature and is unlikely to cause knocking approaches the optimal ignition timing (MBT) in which the ignition timing is high in fuel efficiency and output performance.
  • MBT optimal ignition timing
  • FIG. 15 shows the relationship between the particulate matter (PM) emission and the fuel consumption rate with respect to the fuel injection timing in the direct injection gasoline engine.
  • FIG. 15 shows the relationship between the fuel injection timing and the PM emission amount in the intake stroke and the relationship between the fuel injection timing and the fuel consumption rate in the intake stroke immediately after the cold start of the direct injection gasoline engine in the cylinder.
  • the term “immediately after the engine cold start” refers to the period from the engine cold start until the engine coolant temperature or the lubricating oil temperature reaches 60 ° C., for example.
  • the fuel injection timing When the fuel injection timing is advanced (approaching intake top dead center), the position of the piston crown surface is close to the fuel injection valve, and a lot of fuel injected into the cylinder adheres to the piston crown surface. Since PM is generated by diffusion combustion of the fuel adhering to the wall surface, the PM emission amount increases under such conditions.
  • the fuel injection timing when the fuel injection timing is advanced, the mixing time until the ignition timing of the fuel and the in-cylinder air becomes longer, so that the homogeneity of the air-fuel mixture is improved. If the homogeneity of the air-fuel mixture is good, unburned fuel is reduced and fuel efficiency is improved.
  • the injection timing (point A) at which the fuel consumption becomes the best is on the advance side with respect to the injection timing (point B) at which the PM emission amount is minimized.
  • the best fuel injection timing and the minimum PM injection timing do not coincide with each other, there is a problem that the fuel consumption deteriorates when the injection timing is determined so as to minimize the PM emission amount.
  • the injection timing of the cylinder with a short fuel injection valve closing period (that is, the fuel temperature is high) is set as the fuel injection valve closing period. Is set to an advance side with respect to the injection timing of the cylinder having a long (that is, the fuel temperature is low).
  • the injection timing is set to the advance side, even if the injection timing is set to the advance side, the fuel adhering to the wall is quickly vaporized, so that an increase in PM can be suppressed.
  • a highly homogeneous air-fuel mixture can be formed by advancing the injection timing. Thereby, the fuel consumption of the engine can be reduced without increasing the PM emission amount.
  • the fuel vaporization rate is directly affected by the fuel temperature.
  • the injection timing is determined according to the temperature of the fuel actually injected into the cylinder, the injection timing is determined based on the actual state of the vaporization speed rather than determining the injection timing based on the engine coolant temperature or the lubricating oil temperature. Accurate control is possible.
  • engine control is performed in response to a difference in fuel temperature between cylinders, thereby reducing variation in fuel injection amount for each cylinder and improving engine emission performance and fuel consumption performance. Can do.
  • FIG. 18 shows the relationship of the injection amount to the fuel temperature injected into the cylinder at the same injection pulse width and the same fuel pressure.
  • the viscosity of the fuel decreases, so that the viscous shear stress between the fuel and the wall surface in the fuel injection valve decreases, and the injection amount increases. Therefore, if there is a fuel temperature deviation between the cylinders, the fuel injection amount for each cylinder varies, and the emission performance and fuel consumption performance of the engine deteriorate.
  • the injection pulse width of the cylinder with a short fuel injection valve closing period (that is, the fuel temperature is high) is set as the fuel injection valve closing period is long (that is, the fuel temperature is (Low) Set short for the injection pulse width of the cylinder.
  • the engine control is performed in response to the difference in fuel temperature between the cylinders, thereby reducing the ignition variation in the premixed compression ignition (HCCI) operation, and the fuel consumption, exhaust, and drivability of the engine. (Vibration, noise) can be improved.
  • HCCI premixed compression ignition
  • HCCI makes the air-fuel ratio in the cylinder leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, raises the in-cylinder gas by heating the intake gas due to the heat of residual exhaust gas, etc., and high compression ratio, and burns the air-fuel mixture by self-ignition This is a driving method.
  • the self-ignition timing is strongly influenced by the temperature of the compressed mixture, and generally, the higher the compression mixture temperature, the earlier the self-ignition timing.
  • the self-ignition timing varies from cylinder to cylinder. More specifically, in the cylinder where the fuel temperature of the cylinder fueled in the cylinder is high, the temperature of the compressed mixture becomes higher than that of the cylinder where the fuel temperature is low, so the self-ignition timing is advanced. If the self-ignition timing varies between cylinders in this way, the fuel consumption, exhaust, and drivability (vibration, noise) of the engine are deteriorated.
  • variation in HCCI self-ignition timing is reduced by performing control according to the fuel temperature of each cylinder in the engine configuration shown in FIG.
  • electric heaters 110a, 110b, 110c, and 110d are provided in the nozzle portions of the fuel injection valves 100a, 100b, 100c, and 100d, respectively.
  • the heater controllers 111a, 111b, 111c, and 111d increase or decrease the electric power supplied to the electric heaters 110a, 110b, 110c, and 110d based on command values 113a, 113b, 113c, and 113d from the ECU 120.
  • ECU 120 controls the electric power supplied from the heater controller to the electric heater so that the detected fuel temperature of each cylinder becomes a constant temperature.
  • An example of the fuel temperature and heater power controlled in this way is shown in FIG.
  • the valve closing period when the power supplied to the electric heater is zero or very small (for example, 1% or less of the normal power supply amount) (hereinafter referred to as heater OFF) is set.
  • the amount of electric power supplied to the electric heater provided in the fuel injector of the long cylinder ie, the fuel temperature is low
  • the fuel injector of the cylinder that has a short valve closing period when the heater is OFF ie, the fuel temperature is high.
  • Increase the amount of power supplied to the electric heater As a result, the temperature of the fuel injected into each cylinder is made uniform. Then, the deviation of the compression mixture temperature of each cylinder becomes small, and the variation in self-ignition timing during HCCI operation decreases. As a result, it is possible to improve the fuel consumption, exhaust, and drivability (vibration, noise) of the engine.
  • FIG. 22 shows an engine configuration for carrying out another embodiment for reducing the ignition timing of HCCI.
  • the engine is provided with an electromagnetic intake valve 71 and an electromagnetic exhaust valve 81.
  • the electromagnetic intake valve 71 and the electromagnetic exhaust valve 81 are driven by an electromagnetic valve drive circuit 115, and the opening / closing timing of the intake and exhaust valves is set by an electromagnetic valve control command value 116 from the ECU 120.
  • FIG. 22 for the sake of simplification, only the configuration of one cylinder of the multi-cylinder engine is shown, but the other cylinders have the same configuration. With such a configuration, the ECU 120 can set the opening / closing timing of the intake and exhaust valves of each cylinder for each cylinder.
  • FIG. 1 An example of intake and exhaust valve timings during HCCI operation is shown in FIG.
  • a period during which both the intake valve and the exhaust valve are closed that is, a so-called negative overlap period, is provided from the latter stage of the exhaust stroke to the first half of the intake stroke.
  • negative overlap exhaust gas is confined in the cylinder, and the intake air in the cylinder is heated.
  • the negative overlap period becomes longer, the amount of residual gas confined in the cylinder increases, so the mixture temperature increases.
  • the negative overlap period can be determined for each cylinder by controlling the opening / closing timing of the intake / exhaust valves by the solenoid valve control command value sent from the ECU to the solenoid valve drive circuit of each cylinder. it can.
  • a negative overlap period for each cylinder is determined as shown in FIG. 24 with respect to the closing period of the fuel injection valve. That is, in the present embodiment, under the operating condition where the fuel is leaner than the theoretical mixture ratio, the negative overlap period of the cylinder with a short fuel injection valve closing period (that is, the fuel temperature is high) is set as the fuel injection valve closing period. Is set short with respect to the negative overlap period of the cylinder having a long (that is, the fuel temperature is low). As a result, the residual gas in the cylinder having a high fuel temperature is reduced relative to the cylinder having a low fuel temperature.
  • the fuel temperature injected into the cylinder is detected or estimated by a method different from the above, and the fuel injection valve control amount for each cylinder or the cylinder temperature corresponding to the detected or estimated fuel temperature is detected.
  • the ignition control amount or the intake / exhaust valve control amount for each cylinder may be determined.
  • a temperature sensor is provided in the fuel injection valve, and ignition retardation control for avoiding knocking is performed using the fuel temperature for each cylinder obtained by the temperature sensor.
  • the ignition timing of the cylinder having a low fuel temperature may be set to advance with respect to the ignition timing of the cylinder having a high fuel temperature.
  • the injection timing of the cylinder having a high fuel temperature is advanced with respect to the injection timing of the cylinder having a low fuel temperature immediately after the engine is cold-started.
  • the amount of heat supplied to the heating means is zero or small, the amount of heat supplied to the fuel heating means provided in the cylinder having a low fuel temperature is reduced.
  • the fuel is supplied. You may make it set large with respect to the amount of heat supplied to the fuel heating means provided in the cylinder with high temperature. Further, in the state where the fuel temperature for each cylinder obtained by the temperature sensor is used and the air / fuel ratio is leaner than the stoichiometric air / fuel ratio, the negative valve overlap period of the cylinder having a high fuel temperature is You may set short compared with the negative valve overlap period of a cylinder with low temperature.
  • a cylinder injection type spark ignition engine has been shown.
  • the present invention is not limited to this, and a diesel engine (compression ignition engine) may be used.
  • the fuel injection valve is not limited to the solenoid-driven fuel injection valve, and may be a piezo drive system, a magnetostrictive element drive system, or the like.
  • the driving direction of the valve body may be an outer opening valve method in addition to the inner opening valve method described in the present embodiment.
  • a part of the configuration of a certain embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of a certain embodiment. Further, it is possible to add, delete, and replace other configurations for a part of the configuration of each embodiment.
  • each of the above-described configurations, functions, processing units, processing means, and the like may be realized by hardware by designing a part or all of them with, for example, an integrated circuit.
  • Each of the above-described configurations, functions, and the like may be realized by software by interpreting and executing a program that realizes each function by the processor.
  • Information such as programs, tables, and files that realize each function can be stored in a storage device such as a memory or a hard disk, or a storage medium such as an IC card, an SD card, or a DVD.
  • control lines and information lines indicate what is considered necessary for the explanation, and not all the control lines and information lines on the product are necessarily shown. In practice, it can be considered that most of the configurations are connected to each other.

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Abstract

各気筒へ噴射される燃料温度に差異が生じ得る場合にも、エンジンを良好に制御することが可能な内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。　複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、前記各気筒に噴射される燃料毎の温度を取得する燃料温度取得手段を備え、前記燃料温度取得手段によって取得された燃料毎の温度に応じて、前記各気筒毎の燃料噴射弁制御量、点火制御量、吸排気バルブ制御量の少なくとも一つを設定する。或いは、複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、前記各燃料噴射弁の弁体の閉弁時期を検出する閉弁時期検出手段と、前記弁動作検出手段で検出された弁の閉弁期間に基づいて燃料の温度を推定する燃料温度推定手段と、を備える。

Description

内燃機関の制御装置
　本発明は、内燃機関の制御装置に関する。
　筒内に燃料を直接噴射する筒内直接噴射式エンジンが広く知られており、例えば特開２００９－４７０５５号公報（特許文献１）などが開示されている。近年の排気規制や燃費規制の強化によって、このような筒内直接噴射式エンジンでは、より緻密なエンジン制御が求められている。例えば、前記公報においては、混合燃料中のアルコール濃度に応じて燃料噴射時期を設定している。
　一般に内燃機関の燃焼は、前記アルコール濃度のみでなく、種々の環境条件の影響を受ける。特に燃料温度は、燃料噴霧の気化速度や筒内混合気の温度などに影響を及ぼす。エンジン気筒内に供給される燃料は、燃料レールや燃料噴射弁からの伝熱によって加熱される。特に筒内直接噴射式エンジンでは、燃焼によって発生する熱によって燃料噴射弁が高温となるため、気筒に供給される時点での燃料温度は、燃料ポンプ吐出時点に比べ大幅に上昇する。また多気筒エンジンでは、気筒毎での燃焼のばらつきやエンジンブロックの温度分布などによって、気筒間での燃料温度に差異が生じる。従って気筒間での燃料温度の差異を検知し、その差異に対応してエンジンを制御することがエミッション、燃費、出力性能等を高くする上で重要である。
　筒内に噴射される燃料温度を測定する手段が特開２０１４－１１８９５２号公報（特許文献２）に開示されている。本公報の燃料噴射装置は、ノズルボディ内でシート部上流の燃料の温度を測定する温度センサを備えている。
特開２００９－４７０５５号公報 特開２０１４－１１８９５２号公報
　特許文献２に示されたように燃料噴射弁内に温度センサを設けると、燃料噴射弁の構造が複雑となり、製造コストが高くなる虞がある。また、一般的には燃料温度と燃料噴射弁の温度は異なるものであるが、特許文献２記載の方法では、温度センサをノズルボディ壁面に接して配置しているため、測定温度がノズルボディ壁面温度の影響を受け、燃料温度の測定誤差が大きくなる虞がある。更に、温度センサの熱容量によって温度検出に時間遅れが生じ、燃料温度の変化に追従できなくなる虞がある。
　そこで本発明では、各気筒へ噴射される燃料温度に差異が生じ得る場合にも、エンジンを良好に制御することが可能な内燃機関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ために、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。
　本発明は、複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、前記各気筒に噴射される燃料毎の温度を取得する燃料温度取得手段を備え、前記燃料温度取得手段によって取得された燃料毎の温度に応じて、前記各気筒毎の燃料噴射弁制御量、点火制御量、吸排気バルブ制御量の少なくとも一つを設定することを特徴とする。
　或いは、本発明は、複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、前記各燃料噴射弁の弁体の閉弁時期を検出する閉弁時期検出手段と、前記弁動作検出手段で検出された弁の閉弁期間に基づいて燃料の温度を推定する燃料温度推定手段と、を備えることを特徴とする。
　本発明によれば、各気筒へ噴射される燃料温度に差異が生じ得る場合にも、エンジンを良好に制御することができる。
本発明の一実施形態に係るエンジンシステムを示す図である。 燃料噴射弁１００の縦断面図である。 本実施形態に係るエンジン全体図である。 内燃機関の制御フロー図である。 噴射指令パルス、噴射弁の弁体に作用するスクイーズ力、弁体のリフト量の時間変化の一例を示した図である。 燃料の粘度と温度との相関例を示した図である。 噴射指令パルス、噴射弁の弁体リフト量の関係から、閉弁期間変化Δｔの定義を示した図である。 閉弁期間Δｔと燃料温度もしくは燃料温度と正の相関を持つ相対量の関係を示した図である。 燃料噴射弁の駆動電圧と弁体リフト量の時間変化の例を示した図である。閉弁タイミングを駆動電圧波形の変曲点により求める例を示している。 エンジン全体図を用いて、各気筒に噴射される燃料の温度Ｔｆ＿ａ～Ｔｆ＿ｄ、燃料配管の温度センサで検出される燃料の温度Ｔｆ＿ｐの関係を示している。 燃料が噴射弁内に滞留する時間と、燃料の上昇温度との関係を示した計算結果である。 燃料の温度変化と、圧縮混合気の温度変化の関係を示した計算結果である。 本実施形態における各気筒の閉弁期間と点火進角量の設定例を示した図である。 燃料噴射タイミングと燃料消費率、ＰＭ排出量の関係例を示した図である。 燃料噴射タイミングとＰＭ排出量の関係例を示した図である。燃料温度が異なる場合の比較を示している。 本実施形態における各気筒の閉弁期間と噴射進角量の設定例を示した図である。 燃料温度に対する噴射量の変化の例を示した図である。 本実施形態における各気筒の閉弁期間と噴射パルス幅の設定例を示した図である。 本実施形態におけるエンジン全体図である。燃料噴射弁のノズルにヒータ１１０ａ～１１０ｄを備えたエンジン構成となっている。 本実施形態における各気筒の閉弁期間とヒータ電力の設定例を示した図である。 本実施形態におけるエンジン全体図である。電磁式吸気弁７１と電磁式排気弁８１を備えたエンジン構成となっている。 ＨＣＣＩ運転時の吸排気バルブタイミングの設定例を示した図である。 本実施形態における各気筒の閉弁期間とネガティブバルブオーバーラップ期間の設定例を示した図である。
　以下、実施例を図面を用いて説明する。
　本発明の一実施形態によるエンジンシステム、エンジン構成を図１を用いて説明する。
　図１は、エンジン構成の概略を示す。本実施例の４サイクルエンジンは、エンジンヘッド１、シリンダブロック２、ピストン３、吸気弁７、排気弁８によって燃焼室１０が形成されている。燃料噴射弁１００がシリンダブロック２に設けられ、その噴射ノズルは燃焼室１０に貫通しており、所謂、筒内直接噴射式エンジンを構成している。
　ピストン３はコンロッド１７を介してクランク軸１８と連結されており、クランク軸１８にはクランク角度とエンジン回転数を検出可能なクランク角センサ１９が設置されている。シリンダブロック２には冷却水の温度を検出する水温センサ２０が設置されている。吸気管５には吸入する空気量を調節可能な絞り弁２３が設けられており、その上流には吸入する空気量を検出可能なエアフローセンサ（図示しない）が設けられている。排気管６には三元触媒１４を備えており、その上流側には空燃比センサ１５を、下流にはＯ２センサ１６が設けられている。
　アクセルペダル２１には運転者の踏み込み量を検出するアクセル開度センサ２２を備えている。
　燃料タンク２５内に設置された低圧ポンプ２６によって加圧された燃料が低圧燃料配管２４を通じて高圧ポンプ２７に送られる。高圧ポンプ２７によって、約５～３０ＭＰａに加圧された燃料が、高圧燃料配管２８を通じて燃料噴射弁１００に送られる。高圧ポンプ２７の燃圧はＥＣＵ１２０から高圧ポンプ２７に送られる燃圧指令値１２４によって設定される。
　高圧燃料配管２８の中の燃料温度が燃料温度センサ２９によって検出され、燃料温度値１２５がＥＣＵ１２０へ入力される。
　ＥＣＵ１２０は、設定されたプログラムに従って演算処理を実行する中央処理装置（ＣＰＵ）３０、制御プログラムや演算に必要なデータを記憶しているリードオンリーメモリ（ＲＯＭ）３１、演算結果を一時的に格納するためのランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）３２と、各センサからの信号を受信する入力回路３３、演算結果から各装置に信号を送信する出力回路３４等で構成されている。ＥＣＵ１２０は、アクセル開度センサ２２、冷却水温センサ２０、空燃比センサ１５、Ｏ２センサ１６など、各センサの検出値を基に、燃料インジェクタ１００の噴射タイミング、噴射期間、点火プラグ４の点火タイミング、高圧ポンプ２７の燃圧、スロットル弁２３の開度等を決定し、これら各装置に制御信号を送信し、エンジンを所定の運転条件に設定する。
　燃料噴射弁１００は駆動回路１２１によって駆動される。より具体的には、ＥＣＵ１２０から駆動回路１２１に噴射指令値１２２が送られ、駆動回路１２１では噴射弁１００を噴射指令値１２２に対応したタイミング及び期間、開弁可能な駆動電流を噴射弁１００に出力する。また、駆動回路１２１より噴射弁の駆動電圧値１２３がＥＣＵ１２０に送られる。
　次に図２を用いて、本実施例における燃料噴射弁及びその駆動装置の構成と基本的な動作を説明する。
　図２は、燃料噴射弁１００の縦断面図とその燃料噴射弁を駆動するための駆動回路１２１，ＥＣＵ１２０の構成の一例を示す図である。本実施例ではＥＣＵ１２０と駆動回路１２１とは別体の部品として構成されているが、ＥＣＵ１２０と駆動回路１２１は一体の部品として構成されてもよい。
　ＥＣＵ１２０は、エンジンの状態を示す信号を各種センサから取り込み、内燃機関の運転条件に応じて適切な噴射パルスの幅や噴射タイミングの演算を行う。ＥＣＵ１２０より出力された噴射指令値１２２は燃料噴射弁の駆動回路１２１に入力される。駆動回路１２１は、燃料噴射弁１００内に設けられたソレノイド（コイル）１０５に印加する電圧を制御し、燃料噴射弁１００に駆動電流を供給する。またソレノイド（コイル）１０５に印加された電圧値１２３は駆動回路１２１からＥＣＵ１２０に送られ、ＥＣＵ１２０によって読み取りできるようになっている。
　燃料噴射弁１００の縦断面を用いて構成と動作について説明する。図２に示した燃料噴射弁１００は通常時閉型の電磁弁（電磁式燃料噴射弁）であり、ソレノイド１０５に通電されていない状態では、弁体１１４はスプリング１１０によって付勢され、弁座１１８に密着し閉状態となっている。この閉状態においては、可動子１０２は、ゼロスプリング１１２によって、弁体１１４に密着させられ、弁体１１４が閉じた状態で可動子１０２と磁気コア１０７との間に空隙を有している。燃料は燃料噴射弁の上部より供給され、弁座１１８で燃料をシールしている。閉弁時には、スプリング１１０による力および燃料圧力による力が弁体に作用し、閉方向に押されている。
　開閉弁のための電磁力を発生させる磁気回路は、磁気コア１０７と可動子１０２の外周側に配置された筒状部材であるノズルホルダ１０１と磁気コア１０７，可動子１０２，ハウジング１０３によって構成されている。ソレノイド１０５に電流が供給されると、磁気回路中に磁束が発生し、可動部品である可動子１０２と磁気コア１０７との間に磁気吸引力が発生する。可動子１０２に作用する磁気吸引力がスプリング１１０による荷重と、燃料圧力によって弁体に作用する力の和を超えると、可動子１０２が上方へ動く。このとき弁体１１４は可動子１０２と共に上方へ移動し、可動子１０２の上端面が磁気コア１０７の下面に衝突するまで移動する。その結果、弁体１１４が弁座１１８より離間し、供給された燃料が、噴射口１１９から噴射される。次に、可動子１０２の上端面が磁気コア１０７の下面に衝突した後、弁体１１４は可動子から離脱し、オーバーシュートするが、一定の時間の後に弁体１１４は可動子１０２上で静止する。ソレノイド１０５への電流の供給が切れると、磁気回路中に発生していた磁束が減少し、磁気吸引力が低下する。磁気吸引力がスプリング１１０による荷重と、燃料圧力によって弁体１１４および可動子１０２が受ける流体力を合わせた力よりも小さくなると、可動子１０２および弁体１１４は下方へ動き、弁体１１４が弁座１１８と衝突した時点で、可動子１０２は弁体１１４から離脱する。一方弁体１１４は弁座１１８と衝突した後に静止し、燃料の噴射が停止する。
　次に図３を用いて、エンジン全体構成を説明する。本エンジンは４気筒の構成となっており、シリンダブロック２には、４つの燃焼室１０ａ、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄが設けられている。また各燃焼室１０ａ、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄには、燃料噴射弁１００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄがそれぞれ設けられている。各燃料噴射弁１００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄは駆動回路１２１ａ、１２１ｂ、１２１ｃ、１２１ｄによってそれぞれ駆動される。それぞれの駆動回路１２１ａ、１２１ｂ、１２１ｃ、１２１ｄにはＥＣＵ１２０より噴射指令信号１２２ａ、１２２ｂ、１２２ｃ、１２２ｄが送られる。またそれぞれの駆動回路１２１ａ、１２１ｂ、１２１ｃ、１２１ｄからＥＣＵ１２０には、駆動電圧値１２３ａ、１２３ｂ、１２３ｃ、１２３ｄが送られる。
　即ち、各燃焼室に設けられた燃料噴射弁１００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄは、ＥＣＵ１２０によってそれぞれ独立に駆動できるようになっており、またその駆動電圧値１２３ａ、１２３ｂ、１２３ｃ、１２３ｄをそれぞれ独立に読み込めるようになっている。
　なお、本実施例では４気筒のエンジン構成例を示したが、本発明はこれに限定したものではなく、例えば３気筒や６気筒など、他の気筒数から成るエンジン構成であってもよい。
　次に図４を用いて、本実施形態に係る内燃機関の制御フローを説明する。図４はＥＣＵ１２０で実行される内燃機関の処理フロー図を示している。Ｓ４０１ではエンジンサイクル数ｎを更新する。ここでエンジンサイクル数はクランク角７２０度を一単位とした時間ステップ数である。次にＳ４０２で各気筒の燃料噴射弁の閉弁期間検知を行った後、Ｓ４０３で各気筒の燃料噴射弁、点火装置、吸排気弁の制御を行い、次のエンジンサイクルへ進む。
　このように本実施形態では、エンジン稼働中に各気筒の燃料噴射弁の閉弁期間検知を継続的に実施しながら、その検出結果を元にエンジンの制御を行うものである。なお、図４の例ではエンジンサイクル毎に燃料噴射弁の閉弁期間検知を行うようにしたが、閉弁期間検知によるＥＣＵの演算負荷を低減するために、所定サイクル（例えば１０サイクル）や所定時間（例えば１秒）に１回ずつ燃料噴射弁の閉弁期間検知をしてもよい。または、例えばエンジンが過渡変化状態にある場合は細かいサイクル間隔で燃料噴射弁の閉弁期間検知を行い、エンジンが定常状態にある場合は大きなサイクル間隔で燃料噴射弁の閉弁期間検知を行うようにしても良い。また、エンジンサイクル毎に異なる気筒の燃料噴射弁の閉弁期間検知を行ってもよい。例えば１サイクル目は１番気筒のみの燃料噴射弁の閉弁期間検知をして、２サイクル目は２番気筒のみの燃料噴射弁の閉弁期間検知をするというように、サイクル毎に順番に別の気筒の燃料噴射弁の閉弁期間検知をしてもよい。
　本実施形態においては、気筒に噴射される燃料温度の気筒偏差を取得するために、各気筒の燃料噴射弁の閉弁期間を検知する。
　次に図５から図１０を用いて、気筒に噴射される燃料温度の気筒偏差を取得する方法について説明する。
　図５はＥＣＵ１２０から燃料噴射弁１００の駆動回路１２１に入力される噴射指令パルス、燃料噴射弁１００の弁体１１４に作用するスクイーズ力、弁体１１４のリフト量の時間変化の一例を示しており、同一の噴射指令パルスに対して、燃料の粘度（粘性係数）が大きな場合と、燃料の粘度が小さな場合について比較している。ここでスクイーズ力は、弁体１１４に作用する燃料による抗力であり、スクイーズ力が正の値の場合は、弁体に対して開弁方向の力が作用していることを示す。このスクイーズ力Ｆｓｑと、弁体の移動速度Ｖ、弁体と対向壁とのギャップｈ、燃料の粘度μとの間には、式１で示す関係があることが知られおり、スクイーズ力Ｆｓｑは燃料の粘度に比例する。閉弁時にはスクイーズ力Ｆｓｑは弁体の閉弁を妨げる方向に働くため、燃料の粘度によって弁体の閉弁挙動が変化し、図５のリフト量のグラフで示されるように、燃料の粘度が小さい場合の閉弁タイミングは、燃料の粘度が大きい場合の閉弁タイミングに比べて早くなる。即ち、閉弁タイミングと噴射指令パルスＯＦＦタイミングから弁体が閉じるまでの時間は、燃料の粘度が大きい場合（ｔ２）より燃料の粘度が小さい場合（ｔ１）の方が短くなる。即ち、噴射指令パルスＯＦＦタイミングから弁体が閉じるまでの時間の違いから燃料の粘性の違いを検出することができる。
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 一方、燃料の粘度と燃料の温度の間には図６に示すような負の相関があることが知られている。従って、噴射指令パルスＯＦＦタイミングから弁体が閉じるまでの時間を検出することで気筒間の燃料の粘性の違いが判り、更に気筒間の燃料の粘性の違いから図６の相関を用いて、気筒間の燃料温度の違いを取得することができる。
　本手法では、燃料噴射弁の弁体の動きから燃料温度の偏差を求めるため、温度センサを燃料噴射弁内や燃料噴射弁の近傍に設ける必要が無い。このため低コストかつコンパクトに実現することができる。更に本方式では、構造物の壁面温度や熱容量の影響を受けないため、構造物と燃料の温度差が大きい場合や、温度の過渡変化が大きい場合においても、気筒間の温度偏差を精度よく取得できるという利点がある。
　また、例えば４気筒エンジンの場合、両端の気筒である１番気筒と４番気筒の噴射弁の弁体が閉じる時間の違い（または燃料温度の違い）から、１番気筒と４番気筒の燃料温度差ΔＴ１４を求め、その他の２番気筒、３番気筒との温度差はΔＴ１４から内挿補間で求めても良い。具体的には、１番気筒と２番気筒の燃料温度差ΔＴ１２＝ΔＴ１４／３、１番気筒と３番気筒の燃料温度差ΔＴ１３＝２×ΔＴ１４／３で求めてもよい。気筒数が異なる場合でも、同様に少なくとも２つの気筒の噴射弁の弁体が閉じる時間の違い（または燃料温度の違い）から、内挿補間を用いてその他の気筒間の燃料温度偏差を求めることができる。このようにすると、燃料温度偏差を求めるためのＥＣＵ演算負荷を低減することができる。
　本実施形態における燃料温度偏差を推定する方法をさらに詳細に説明する。図７は燃料の噴射指令パルスと燃料噴射弁の弁体のリフト量の時間変化の一例を示しており、同一の噴射指令パルスに対して、燃料の粘度が基準粘度μ０（燃料温度が基準温度Ｔｆ０）の場合と、燃料の粘度が未知（燃料温度が未知）の場合のリフト量の例を示している。基準温度Ｔｆ０は例えば２０℃である。そして、基準粘度μ０における噴射指令パルスＯＦＦタイミングｔ＿ｏｆｆから弁体が閉じるまでの時間をｔ０と定義する。さらに未知粘度における噴射指令パルスＯＦＦタイミングｔ＿ｏｆｆから弁体が閉じるまでの時間をｔｘと定義する。そして閉弁期間ΔｔをΔｔ＝ｔｘ／ｔ０と定義する。
　このように閉弁期間Δｔをｔ０で規格化して定義するのは、閉弁期間に対する燃料噴射弁の個体差の影響を減らすためである。即ち、燃料噴射弁の製作ばらつきなどによって、同一燃料粘度であっても弁体の閉弁挙動が噴射弁によって異なる可能性がある。個体ばらつきによる閉弁挙動の影響は、ｔｘにもｔ０にも現れると考えられるので、両者の比を取ることでその影響が相殺され、閉弁期間Δｔに対する燃料噴射弁の個体差影響が低減される。
　またｔ０は、例えばエンジン冷間始動直後において、噴射指令パルスＯＦＦタイミングから燃料噴射弁の弁体が閉じるまでの時間としてもよい。エンジン冷間始動直後は、各気筒の燃料温度はほぼ同じであるので、このときの燃料温度を基準温度Ｔｆ０としてｔ０を取得することができる。またエンジン冷間始動直後にｔ０を取得することで、経年や燃料性状などによって燃料噴射弁の閉弁挙動が変化した場合でも、その影響をｔ０に反映することができる。
　このようにして得られた閉弁期間Δｔと燃料温度（もしくは燃料温度と正の相関を持つ相対量）との間には図９に示すような関係があるので、この関係と各気筒で検出したΔｔから、気筒間の燃料温度偏差を求めることができる。
　本実施形態では、このようにして求めた気筒間の燃料温度偏差に対応して、気筒毎の燃料噴射弁制御量、または気筒毎の点火制御量、または気筒毎の吸排気バルブ制御量を決めるものである。本実施形態では、必ずしも燃料温度の絶対値を推定する必要は無く、燃料温度と正の相関を持つ相対量を推定するようにしてもよい。図６に示した燃料粘度と燃料温度との相関特性は燃料性状によって変化するが、燃料温度が高くなると粘性が小さくなるという定性的な特性は燃料性状によらず変化しない。従って本実施形態では、燃料性状毎に燃料粘度と燃料温度との相関特性を持つ必要はなく、例えば代表的な燃料成分であるイソオクタンの燃料粘度と燃料温度との相関特性を使って、気筒間の燃料温度偏差と正の相関を持つ相対量を求めるようにしても良い。これによって、燃料性状を検知するためのセンサの設置や、燃料性状を推定するための処理が不要となる。
　ところで、閉弁期間Δｔを求めるためには燃料噴射弁の閉弁タイミングを知る必要がある。燃料噴射弁の閉弁タイミングは、燃料噴射弁の駆動電圧波形から検知する技術が例えば特許公報　ＵＳ２０１２／０２９１７５７Ａ１にて開示されている。本開示技術による燃料噴射弁の閉弁タイミングの検出方法を図１０を用いて簡潔に説明する。
　図１０は燃料噴射弁のリフト量と、燃料噴射弁駆動電圧の時間変化の一例を示している。燃料噴射弁のコアが移動することによって、燃料噴射弁の磁気コイルのインダクタンスが変化するため、閉弁時には図１０に示すように駆動電圧の波形に変曲点が生じる。そこで駆動電圧の波形に変曲点が生じた時間を検知することで、燃料噴射弁の閉弁タイミングを検出することができる。この閉弁タイミングと噴射指令パルスのＯＦＦタイミング（ｔ＿ｏｆｆ）との差分によって噴射弁の閉弁期間Δｔを求めることができる。
　上記手段により推定された各気筒の燃料温度は、高圧燃料配管に設けられた燃料温度センサによる検出燃料温度とは異なるものである。図１１に示すように、各気筒の燃料温度をそれぞれ、Ｔｆ＿ａ、Ｔｆ＿ｂ、Ｔｆ＿ｃ、Ｔｆ＿ｄ、高圧燃料配管に設けられた燃料温度センサ２９による検出燃料温度をＴｆ＿ｐとすると、Ｔｆ＿ａ、Ｔｆ＿ｂ、Ｔｆ＿ｃ、Ｔｆ＿ｄはＴｆ＿ｐよりも高くなる。これは、高圧燃料配管２８や燃料噴射弁１００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄなどから燃料への伝熱があるためである。即ちエンジン稼働時においては、高圧燃料配管２８や燃料噴射弁００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄはその内部の燃料よりも高温であるため、燃料が高圧燃料配管２８や燃料噴射弁００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄを通過する間に燃料温度が上昇するのである。
　エンジンブロック２に流れる冷却水は、図１１に示すようにエンジンブロック２の一方から流入して、他の一方から流出するように冷却水路が設置されることがある。また一般的に気筒内に入る空気量や燃料量、気筒内のガス流動などには気筒毎にばらつきが生じる。これに伴って各気筒の燃焼温度にもばらつきが生じる。これらが原因となり、エンジンブロック２には温度分布が生じるのが一般的である。
　高圧燃料ポンプ２７から燃料噴射弁００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄまでの高圧燃料配管の長さが気筒によって違うことや、エンジンブロック２に温度分布があることから、各気筒の燃料が受ける伝熱量には差異が生じる。従って一般的には、Ｔｆ＿ａ、Ｔｆ＿ｂ、Ｔｆ＿ｃ、Ｔｆ＿ｄはそれぞれ異なる温度となる。
　図１２に燃料温度が気筒によってどのくらい変化するかを数値シミュレーションにより算出した結果を示す。シミュレーションでは、図１１に示された直列４気筒エンジンにおいて、冷却水が気筒１側からエンジンブロック内に入り、気筒４側から流出することを想定した。冷却水の入口温度を８０℃、出口温度を１２０℃とした。図１２では、横軸に燃料の噴射弁内での滞留時間（燃料が噴射弁に入ってからシリンダ内に噴射されるまでの時間）、縦軸には燃料の噴射弁内での上昇温度を示している。図１２に示されるように、燃料は燃料噴射弁壁面から受熱することによって温度が上昇する。気筒４では気筒１よりも冷却水温度が高いため燃料噴射弁の温度が高くなり、その結果、燃料の上昇温度も気筒１に比べて大きくなる。一般的な筒内直接噴射式ガソリンエンジンでは燃料の噴射弁内滞留時間は１０秒程度であり、この場合、気筒間の燃料温度には約１８℃の差異が生じる。
　さらに図１３では燃料の温度変化に対して、シリンダ内の圧縮混合気温度（圧縮上死点における混合気温度）がどの程度変化するかを算出した結果を示している。図１３から、燃料温度が１８℃異なると圧縮混合気温度は７℃変化する。
　機関高負荷運転時におけるノッキングの起り難さは圧縮混合気温度に強く影響を受け、圧縮混合気温度が低いほどノッキングが起こり難くなる。即ち、燃料温度が気筒間で異なることによって、気筒によってノッキングの起こり難さに違いが生じる。
　そこで、気筒間での燃料温度の差異に対応してエンジン制御を行うことで、ノッキングの発生を抑制しつつ、機関の燃費、出力を改善することができる。
　図１４を用いて、機関高負荷運転時の燃費、出力を改善する実施例について説明する。本実施形態では、ノッキングを回避するための点火時期遅角制御が行われている機関運転状態において、図１４に示すように、燃料噴射弁の閉弁期間が長い（即ち、燃料温度が低い）気筒の点火時期を、燃料噴射弁の閉弁期間が短い（即ち、燃料温度が高い）気筒の点火時期に対して進角側に設定する。これによって、燃料温度が低くノッキングが起こり難い気筒は、点火時期が燃費、出力性能が高い最適点火時期（ＭＢＴ）に近づく。この結果、全ての気筒の点火時期を同一とした場合に比べ、ノッキング性能を同等に維持しつつ、機関の燃費低減、出力向上を図ることができる。
　また別の実施形態では、気筒間での燃料温度の差異に対応してエンジン制御を行うことで、エミッションの発生を抑制しつつ、機関の燃費を改善することができる。
　図１５から図１７を用いて、機関から排出される粒子状物質（ＰＭ）を増やすことなく、機関の燃費を低減する実施例について説明する。
　筒内直接噴射式ガソリンエンジンにおける燃料噴射タイミングに対する粒子状物質（ＰＭ）排出量と燃料消費率の関係を図１５に示す。図１５は、筒内直接噴射式ガソリンエンジンの冷機始動直後において、吸気行程内での燃料噴射時期とＰＭ排出量の関係、吸気行程内での燃料噴射時期と燃料消費率の関係をそれぞれ示している。ここでエンジンの冷機始動直後とは、エンジンの冷機始動からエンジンの冷却水温度または潤滑油温度が例えば６０℃になるまでの間である。
　燃料噴射時期が進角する（吸気上死点に近づく）と、ピストン冠面の位置が燃料噴射弁と近くなり、筒内に噴射された燃料がピストン冠面に多く付着する。ＰＭは壁面に付着した燃料が拡散燃焼することによって発生するので、このような条件ではＰＭ排出量が増加する。一方、燃料噴射時期が進角すると、燃料と筒内空気との点火時期までの混合時間は長くなるため、混合気の均質性が良くなる。混合気の均質性が良いと未燃燃料が減るため燃費が良くなる。このため燃費が最も良くなる噴射時期（Ａ点）は、ＰＭ排出量が最少となる噴射時期（Ｂ点）に対して進角側になる。このように、燃費最良噴射時期とＰＭ最小噴射時期が一致しないことから、ＰＭ排出量を最小とするように噴射時期を定めると燃費が悪化するという課題がある。
　一方、筒内に噴射される燃料温度が上昇すると、ピストン冠面に付着した燃料の気化が促進されるため、図１６に示すように、筒内に噴射される燃料温度が低い場合に比べて、噴射時期進角側でのＰＭ排出量が低減する。
　そこで、本実施形態では、図１７に示すように、機関の冷機始動直後において、燃料噴射弁の閉弁期間が短い（即ち燃料温度が高い）気筒の噴射時期を、燃料噴射弁の閉弁期間が長い（即ち燃料温度が低い）気筒の噴射時期に対して進角側に設定する。燃料温度が高い気筒では、噴射時期を進角側に設定しても、壁面に付着した燃料の気化が早いため、ＰＭの増大が抑えられる。また噴射時期が進角することで均質性の高い混合気を形成できる。これによって、ＰＭ排出量を増やすことなく機関の燃費を低減することができる。
　燃料の気化速度は、燃料温度に直接的に影響を受ける。本実施例では実際に筒内に噴射される燃料温度に対応して噴射タイミングが決められるので、機関の冷却水温度や潤滑油温度に基づいて噴射タイミングを決めるよりも、気化速度の実態に即した正確な制御が可能となる。
　また、別の実施形態では、気筒間での燃料温度の差異に対応してエンジン制御を行うことで、気筒毎の燃料噴射量のばらつきを低減し、機関のエミッション性能や燃費性能を改善することができる。
　図１８、図１９を用いて、気筒毎の燃料噴射量のばらつきを低減し機関のエミッション性能や燃費性能を改善する実施例を説明する。
　図１８に、同一噴射パルス幅、同一燃圧において、筒内に噴射される燃料温度に対する噴射量の関係を示す。燃料温度が高くなると燃料の粘度が小さくなるため、燃料噴射弁内での燃料と壁面との粘性せん断応力が減少し、噴射量が多くなる。従って、気筒間に燃料温度の偏差があると、気筒毎の燃料噴射量にばらつきが生じ、機関のエミッション性能や燃費性能が低下する。
　そこで本実施形態では、図１９に示すように、燃料噴射弁の閉弁期間が短い（即ち燃料温度が高い）気筒の噴射パルス幅を、燃料噴射弁の閉弁期間が長い（即ち燃料温度が低い）気筒の噴射パルス幅に対して短く設定する。これによって気筒毎の燃料温度の違いによる燃料噴射量のばらつきが低減され、機関のエミッション性能や燃費性能を改善することができる。
　また、別の実施形態では、気筒間での燃料温度の差異に対応してエンジン制御を行うことで、予混合圧縮着火（ＨＣＣＩ）運転における着火ばらつきを低減し、機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）を改善することができる。
　　図２０、図２１を用いてＨＣＣＩ運転における着火ばらつきを低減し、機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）を改善する実施例を説明する。　ＨＣＣＩは、筒内の空燃比を理論空燃比よりも燃料希薄にして、残留排ガスの熱などによる吸気ガスの加熱や、高圧縮比などにより筒内ガスを高温にし、自着火により混合気を燃焼させる運転方式である。ＨＣＣＩ運転では、自己着火タイミングが圧縮混合気の温度影響を強く受け、一般的には圧縮混合気温度が高いほど自己着火タイミングが早くなる。従って、気筒間に燃料温度の差異が生じていると、気筒毎に自己着火タイミングがばらつく。より具体的には、筒内に燃料される気筒の燃料温度が高い気筒では、圧縮混合気の温度が燃料温度が低い気筒に比べて高くなるので、自己着火タイミングが早くなる。このように気筒間で自己着火タイミングがばらつくと機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）の悪化を招く。
　そこで、本実施形態では、図２０に示されたエンジン構成において、気筒毎の燃料温度に即した制御を行うことで、ＨＣＣＩの自己着火タイミングのばらつきを低減する。
　図２０に示されるエンジン構成において、燃料噴射弁１００ａ、１００ｂ、１００ｃ、１００ｄのノズル部には、それぞれ電気ヒータ１１０ａ、１１０ｂ、１１０ｃ、１１０ｄが設けられている。またヒータコントローラ１１１ａ、１１１ｂ、１１１ｃ、１１１ｄは電気ヒータ１１０ａ、１１０ｂ、１１０ｃ、１１０ｄへ供給する電力をＥＣＵ１２０からの指令値１１３ａ、１１３ｂ、１１３ｃ、１１３ｄに基づき増減する。そして、ＥＣＵ１２０は検出した各気筒の燃料温度が一定温度となるように、ヒータコントローラが電気ヒータに供給する電力を制御する。このように制御された燃料温度とヒータ電力の一例を図２１に示す。
　本実施形態では、図２１に示すように、電気ヒータへの供給電力がゼロもしくは微小（例えば、通常電力供給量の１％以下）の時（以下、ヒータＯＦＦ時とする）の閉弁期間が長い（即ち、燃料温度が低い）気筒の燃料噴射弁に設けた電気ヒータへの供給電力量を、ヒータＯＦＦ時の閉弁期間が短い（即ち、燃料温度が高い）気筒の燃料噴射弁に設けた電気ヒータへの供給電力量に対して大きくする。これによって、各気筒に噴射される燃料温度が均一化する。すると各気筒の圧縮混合気温度の偏差が小さくなって、ＨＣＣＩ運転時の自己着火タイミングのばらつきが減少する。その結果、機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）を改善することができる。
　さらに図２２から図２４を用いてＨＣＣＩ運転における着火ばらつきを低減し、機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）を改善する別の実施例について説明する。
　図２２は、ＨＣＣＩの着火時期を低減する別の実施例を実施するためのエンジン構成を示している。本エンジンには、電磁式吸気弁７１と電磁式排気弁８１が設けられている。電磁式吸気弁７１と電磁式排気弁８１は、電磁弁駆動回路１１５によって駆動され、ＥＣＵ１２０からの電磁弁制御指令値１１６によって、吸排気弁の開閉タイミングが設定される。図２２では、簡単化のために多気筒エンジンの１気筒分の構成のみ示しているが、他の気筒についても同様の構成となっている。このような構成によって、ＥＣＵ１２０は、各気筒の吸排気弁の開閉タイミングを気筒毎に設定できる。
　ＨＣＣＩ運転時の吸排気バルブタイミングの一例を図２３に示す。ＨＣＣＩ運転時には、排気行程の後期から吸気行程の前期にかけて、吸気弁、排気弁ともに閉じた期間、所謂ネガティブオーバーラップ期間が設けられる。このネガティブオーバーラップによって、排ガスを筒内に閉じ込め筒内の吸気を加熱する。ネガティブオーバーラップ期間が長くなると、筒内に閉じ込められる残留ガスの量が増えるため、混合気温度は高くなる。
　本実施例のエンジンにおいては、ネガティブオーバーラップの期間は、ＥＣＵから各気筒の電磁弁駆動回路に送る電磁弁制御指令値によって吸排気弁の開閉タイミングを制御することで、気筒毎に決めることができる。
　本実施形態に係る内燃機関の制御装置においては、燃料噴射弁の閉弁期間に対して、図２４に示すように各気筒のネガティブオーバーラップ期間を定める。即ち、本実施形態では、理論混合比よりも燃料希薄な運転条件において、燃料噴射弁の閉弁期間が短い（即ち燃料温度が高い）気筒のネガティブオーバーラップ期間を、燃料噴射弁の閉弁期間が長い（即ち燃料温度が低い）気筒のネガティブオーバーラップ期間に対して短く設定する。これによって、燃料温度が高い気筒の残留ガスが、燃料温度が低い気筒に対して少なくなる。すると燃料温度の差異によって生じる気筒間の圧縮混合気温度の偏差が小さくなって、ＨＣＣＩ運転時の自己着火タイミングのばらつきが減少する。その結果、機関の燃費、排気、運転性（振動、騒音）を改善することができる。
　なお、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。
　また上記とは別の方法で筒内に噴射される燃料温度を検出または推定して、それによって検出または推定された燃料温度に対応して、気筒毎の燃料噴射弁制御量、または気筒毎の点火制御量、または気筒毎の吸排気バルブ制御量を決めてもよい。例えば、特許文献２に示されたように燃料噴射弁内に温度センサを設け、この温度センサによって得られた気筒毎の燃料温度を用いて、ノッキングを回避するための点火遅角制御が行われている運転状態において、燃料温度が低い気筒の点火時期を、燃料温度が高い気筒の点火時期に対して進角設定するようにしても良い。また、前記温度センサによって得られた気筒毎の燃料温度を用いて、機関の冷機始動直後において、燃料温度が高い気筒の噴射時期を、燃料温度が低い気筒の噴射時期に対して進角設定するように設定しても良い。また、前記温度センサによって得られた気筒毎の燃料温度を用いて、燃料温度が高い気筒の噴射パルス幅を、燃料温度が低い気筒の噴射パルス幅に対して短く設定するようにしても良い。また、前記温度センサによって得られた気筒毎の燃料温度を用いて、燃料噴射弁をそれぞれ加熱する燃料加熱手段と、前記燃料加熱手段への供給熱量をそれぞれ制御する加熱制御手段を備え、前記燃料加熱手段への供給熱量をゼロ、もしくは微小にした場合に燃料温度が低い気筒に設けた燃料加熱手段への供給熱量を、前記燃料加熱手段への供給熱量をゼロ、もしくは微小にした場合に燃料温度が高い気筒に設けた燃料加熱手段への供給熱量に対して大きく設定するようにしても良い。更に、前記温度センサによって得られた気筒毎の燃料温度を用いて、理論空燃比よりも燃料希薄な空燃比で運転されている状態において、燃料温度が高い気筒のネガティブバルブオーバーラップ期間を、燃料温度が低い気筒のネガティブバルブオーバーラップ期間に比べて短く設定しても良い。
　上記においては筒内噴射式火花点火エンジンでの実施例を示したが、本発明はこれに限定したものではなく、ディーゼルエンジン（圧縮着火エンジン）であってもよい。
　また、燃料噴射弁についても、ソレノイド駆動式の燃料噴射弁に限定したものではなく、ピエゾ駆動方式、磁歪素子駆動方式などであってもよい。さらに、弁体の駆動方向についても、本実施例に記載した内開き弁方式に加えて、外開き弁方式であっても良い。
　また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　また、上記の各構成、機能、処理部、処理手段等は、それらの一部または全部を、例えば集積回路で設計する等によりハードウェアで実現してもよい。また、上記の各構成、機能等は、プロセッサがそれぞれの機能を実現するプログラムを解釈し、実行することによりソフトウェアで実現してもよい。各機能を実現するプログラム、テーブル、ファイル等の情報は、メモリやハードディスク等の記憶装置、またはＩＣカード、ＳＤカード、ＤＶＤ等の記憶媒体に置くことができる。
　また、制御線や情報線は説明上必要と考えられるものを示しており、製品上必ずしも全ての制御線や情報線を示しているとは限らない。実際には殆どの構成が相互に接続されていると考えてよい。
２…エンジンブロック、１０…気筒、２４…スロットル弁、２７…高圧燃料ポンプ、２８…高圧燃料配管、２９…燃料温度センサ、７１…電磁式吸気弁、８１…電磁式排気弁、１００…燃料噴射弁、１０５…ソレノイド、１１０…電気ヒータ、１１１…ヒータコントローラ、１１４…弁体、１１５…電磁弁制御回路、１１８…弁座、１２０…ＥＣＵ、１２１…駆動回路

Claims (9)

  1. 　複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、
    　前記各気筒に噴射される燃料毎の温度を取得する燃料温度取得手段を備え、
    　前記燃料温度取得手段によって取得された燃料毎の温度に応じて、前記各気筒毎の燃料噴射弁制御量、点火制御量、吸排気バルブ制御量の少なくとも一つを設定すること、を特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　前記各燃料噴射弁の弁体の閉弁時期を検出する閉弁時期検出手段と、前記閉弁時期検出手段で検出された弁の閉弁期間に基づいて燃料毎の温度を推定する燃料温度推定手段と、を備えたことを特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  3. 　ノッキングを回避するための点火遅角制御が行われる運転状態において、燃料噴射弁の閉弁期間が長い気筒の点火時期を、燃料噴射弁の閉弁期間が短い気筒の点火時期に対して進角設定すること、を特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  4. 　前記内燃機関の冷機始動直後において、前記燃料噴射弁の閉弁期間が短い気筒の噴射時期を、閉弁期間が長い気筒の噴射時期に対して進角設定すること、を特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  5. 　前記燃料噴射弁の閉弁期間が短い気筒の噴射期間指令値を、前記燃料噴射弁の閉弁期間が長い気筒の噴射期間指令値に対して短くすること、を特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  6. 　前記各燃料噴射弁をそれぞれ加熱する燃料加熱手段と、前記各燃料加熱手段への熱供給状態を制御する加熱制御手段を備え、
    　前記燃料加熱手段への供給熱量をゼロ、もしくは微小にした場合に燃料噴射弁の閉弁期間が長い気筒の燃料加熱手段への供給熱量を、前記燃料加熱手段への供給熱量をゼロ、もしくは微小にした場合に燃料噴射弁の閉弁期間が短い気筒の燃料加熱手段への供給熱量に対して大きくすること、を特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  7. 　理論空燃比よりも燃料希薄な空燃比で運転される状態において、燃料噴射弁の閉弁期間が短い気筒のネガティブバルブオーバーラップ期間を、燃料噴射弁の閉弁期間が長い気筒のネガティブバルブオーバーラップ期間に比べて短くすること、を特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  8. 　複数の気筒にそれぞれ燃料を直接噴射する燃料噴射弁を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、
    　前記各燃料噴射弁の弁体の閉弁時期を検出する閉弁時期検出手段と、前記弁動作検出手段で検出された弁の閉弁期間に基づいて燃料の温度を推定する燃料温度推定手段と、を備えることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  9. 　燃料温度推定手段によって推定された少なくとも２つの異なる気筒の燃料温度を用いて、それ以外の気筒の燃料温度を推定する第２の燃料温度推定手段を備えたこと、を特徴とする請求項７に記載の内燃機関の制御装置。
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