WO2018211631A1 - ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置 - Google Patents

ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2018211631A1
WO2018211631A1 PCT/JP2017/018552 JP2017018552W WO2018211631A1 WO 2018211631 A1 WO2018211631 A1 WO 2018211631A1 JP 2017018552 W JP2017018552 W JP 2017018552W WO 2018211631 A1 WO2018211631 A1 WO 2018211631A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
injection
fuel injection
fuel
combustion
diesel engine
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/018552
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
尚俊 白橋
恒寛 森
陽明 岩田
高弘 山本
Original Assignee
マツダ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by マツダ株式会社 filed Critical マツダ株式会社
Priority to US16/614,254 priority Critical patent/US20200088125A1/en
Priority to JP2019518672A priority patent/JP6873407B2/ja
Priority to PCT/JP2017/018552 priority patent/WO2018211631A1/ja
Priority to EP17910031.8A priority patent/EP3608526A4/en
Publication of WO2018211631A1 publication Critical patent/WO2018211631A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/402—Multiple injections
    • F02D41/403—Multiple injections with pilot injections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/401—Controlling injection timing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D2041/389—Controlling fuel injection of the high pressure type for injecting directly into the cylinder
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/06—Fuel or fuel supply system parameters
    • F02D2200/0602—Fuel pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/10—Parameters related to the engine output, e.g. engine torque or engine speed
    • F02D2200/101—Engine speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • F02D35/023—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining the cylinder pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/3011—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion
    • F02D41/3017—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used
    • F02D41/3035—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used a mode being the premixed charge compression-ignition mode
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/402—Multiple injections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/402—Multiple injections
    • F02D41/405—Multiple injections with post injections
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a fuel injection control method and a fuel injection control device for a diesel engine that perform a plurality of times of fuel injection during a single combustion stroke to cause a plurality of times of combustion in a cylinder.
  • Patent Document 1 calculates a time difference that can reduce a pressure level in a high-frequency region by the interference of combustion pressure waves as a target value of a generation time difference between combustion pressure waves generated by each of a plurality of fuel injections.
  • a technique for controlling an interval between fuel injections performed a plurality of times based on a target value is disclosed.
  • the knocking noise is reduced by controlling the fuel injection interval to reduce the frequency component of the in-cylinder pressure in a specific frequency range (2.8 to 3.5 kHz).
  • the “combustion pressure wave” is a pressure wave generated when the in-cylinder pressure rapidly increases due to combustion in the engine, and corresponds to a time-differentiated waveform of the in-cylinder pressure.
  • the knock sound generated from the engine has a transfer characteristic of the engine structural system, particularly a characteristic corresponding to the resonance frequency of the engine structural system.
  • a frequency band including the resonance frequency of the engine structural system (a frequency band having a certain width is obtained by combining resonance of components on the main transmission path of the engine. In such a band related to the resonance frequency is referred to as “resonance frequency band”), the knocking noise tends to increase.
  • the technique described in Patent Document 1 described above reduces only the knocking sound for a specific frequency band of 2.8 to 3.5 kHz. Therefore, each of the knocking sounds corresponding to a plurality of resonance frequency bands possessed by such an engine structural system cannot be appropriately reduced.
  • the knocking noise is in-cylinder pressure level (generally called “CPL (Cylinder Pressure Level)”) corresponding to the combustion excitation force in addition to the resonance of the engine structural system described above.
  • CPL Cylinder Pressure Level
  • the force index indicates high-frequency energy obtained by Fourier-transforming the in-cylinder pressure waveform.
  • the characteristic corresponds to “CPL”.
  • This CPL corresponds to the heat generation rate indicating the mode of combustion in the cylinder, but the waveform of this heat generation rate changes under the influence of environmental conditions such as temperature and pressure, and the knocking sound is , Affected by the shape of the waveform of such heat release rate. Therefore, in order to appropriately reduce knocking noise, the interval between multiple fuel injections is set based on the timing at which the heat generation rate becomes maximum (peak), reflecting the influence of environmental conditions such as temperature and pressure. It is desirable to do.
  • Patent Literature 2 discloses a technique for reducing knock noise corresponding to the resonance frequency of the engine structural system, paying attention to such points.
  • the engine system has a waveform trough portion that shows the frequency characteristics of the combustion pressure wave generated by the multiple times of combustion by controlling the intervals between the multiple times of fuel injection.
  • the frequency control as described above can reduce the knocking sound corresponding to a plurality of frequency bands such as the resonance frequency component, it is insufficient to reduce the knocking sound level as a whole.
  • the level of combustion noise is greater than mechanical noise, running noise, intake / exhaust noise, and the like, and knock noise becomes noticeable.
  • a method of reducing the maximum combustion pressure is conceivable.
  • the smoke amount increases and the fuel consumption deteriorates.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems of the prior art, and a diesel engine fuel injection control method and fuel injection capable of appropriately reducing knock noise without deteriorating smoke and fuel consumption.
  • An object is to provide a control device.
  • the present invention is a fuel injection control method for a diesel engine, in which a plurality of fuel injections are performed during a single combustion stroke to generate a plurality of combustions in a cylinder.
  • the third fuel is injected at the step of starting the second fuel injection, and at the third timing when the time corresponding to the second crank angle has elapsed since the end of the second fuel injection near the compression top dead center.
  • a step of starting injection wherein the second crank angle is smaller than the first crank angle.
  • the first fuel injection and the second fuel injection are sequentially performed in the compression stroke, and then the third fuel injection is performed in the vicinity of the compression top dead center, so that at least two preceding stages are performed.
  • a plurality of fuel injections including injection and main injection are performed.
  • the injection interval of each fuel injection is set to an interval corresponding to the crank angle at which the fuel is injected.
  • the fuel injection on the rear stage side (retarding side) is made to reduce the injection interval defined by the crank angle.
  • the inclination of the in-cylinder pressure up to the maximum in-cylinder pressure due to main combustion can be made gentle, and the high frequency component of the knocking sound can be appropriately reduced. Therefore, according to the present invention, it is possible to appropriately reduce the knocking sound without causing the deterioration of emission such as smoke and the deterioration of fuel consumption.
  • the pre-stage injection can be executed at an appropriate injection interval.
  • the increase rate of the first crank angle with respect to the increase in the rotational speed is substantially equal to the increase rate of the second crank angle with respect to the increase in the rotational speed.
  • each of the first and second crank angles is substantially constant regardless of a change in the load of the diesel engine.
  • the time corresponding to the combustion stroke does not change as in the case where the engine speed changes.
  • the prescribed injection interval can be made substantially constant.
  • the injection amount of the second fuel injection is made larger than the injection amount of the first fuel injection, and the injection of the third fuel injection is made larger than the injection amount of the second fuel injection.
  • the method further includes the step of increasing the amount. According to the present invention configured as described above, since the fuel injection amount in the front injection is increased stepwise toward the main injection, the heat generation rate can be continuously increased more effectively by the front injection. it can.
  • the present invention provides a fuel injection control device for a diesel engine that performs a plurality of times of fuel injection during a single combustion stroke to generate a plurality of times of combustion in the cylinder, wherein the fuel is injected into the cylinder.
  • the third fuel injection is started at the third timing when the time corresponding to the second crank angle has elapsed since then, and the fuel supply device is controlled so that the second crank angle is smaller than the first crank angle. It is characterized by that. Also according to the present invention configured as described above, the in-cylinder heat amount at the start of main combustion and thus the in-cylinder pressure can be increased by continuously generating heat toward the main injection. Therefore, the gradient of the in-cylinder pressure up to the maximum in-cylinder pressure due to main combustion can be made gentle, and the high frequency component of the knocking sound can be appropriately reduced without deteriorating smoke and fuel consumption.
  • the controller controls the fuel supply device so that each of the first and second crank angles is increased as the rotational speed of the diesel engine is higher. According to the present invention configured as described above, even if the time corresponding to the combustion stroke (combustion cycle) is changed according to the engine speed, the pre-stage injection can be executed at an appropriate injection interval.
  • the controller supplies the fuel supply device so that the increase rate of the first crank angle with respect to the increase in the rotational speed is substantially equal to the increase rate of the second crank angle with respect to the increase in the rotational speed.
  • the controller supplies the fuel supply device so that the increase rate of the first crank angle with respect to the increase in the rotational speed is substantially equal to the increase rate of the second crank angle with respect to the increase in the rotational speed.
  • the controller controls the fuel supply device so that each of the first and second crank angles is substantially constant irrespective of a change in the load of the diesel engine.
  • the controller controls the fuel supply device so that each of the first and second crank angles is substantially constant irrespective of a change in the load of the diesel engine.
  • the controller makes the injection amount of the second fuel injection larger than the injection amount of the first fuel injection and the third injection amount of the second fuel injection.
  • the fuel supply device is controlled so as to increase the fuel injection amount. According to the present invention configured as described above, since the fuel injection amount in the front injection is increased stepwise toward the main injection, the heat generation rate can be continuously increased more effectively by the front injection. it can.
  • the fuel injection control method and the fuel injection control device for a diesel engine according to the present invention it is possible to appropriately reduce knocking noise without deteriorating smoke and fuel consumption.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating an overall configuration of a diesel engine system to which a fuel injection control device for a diesel engine according to an embodiment of the present invention is applied. It is a block diagram which shows the control system of the diesel engine by embodiment of this invention. It is a time chart which shows the typical fuel-injection pattern applied in embodiment of this invention. It is a graph which shows the heat release rate and CPL in two running scenes with a large difference in knock sound obtained from the actual running scene. It is a simulation result when combustion in a full load region is reproduced in a partial load region. It is the simulation result which compared the combustion waveform which reproduced the combustion in a full load area
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a diesel engine system to which a fuel injection control device for a diesel engine according to an embodiment of the present invention is applied.
  • the diesel engine shown in FIG. 1 is a four-cycle diesel engine mounted on a vehicle as a driving power source. Specifically, this diesel engine has a plurality of cylinders 2 and is driven by the supply of fuel mainly composed of light oil, and for introducing combustion air into the engine body 1.
  • an air cleaner 31, compressors 61 a and 62 a of the turbocharger 60, a throttle valve 36, an intercooler 35, and a surge tank 37 are provided in this order from the upstream side.
  • the exhaust passage 40 is provided with turbines 62b and 61b of the turbocharger 60 and an exhaust purification device 41 in order from the upstream side.
  • the turbocharger 60 is configured as a two-stage turbocharging system that can efficiently obtain high supercharging throughout the entire range from a low rotation range to a high rotation range where exhaust energy is low. That is, the turbocharger 60 includes a large turbocharger 61 for supercharging a large amount of air in a high rotation range, and a small turbocharger 62 that can perform supercharging efficiently even with low exhaust energy. The supercharging by the large turbocharger 61 and the small turbocharger 62 is switched according to the operating state (engine speed and load).
  • the turbines 61b and 62b of the turbocharger 60 are rotated by receiving the energy of the exhaust gas flowing through the exhaust passage 40, and the compressors 61a and 62a rotate in conjunction with the rotation, whereby the air flowing through the intake passage 30 Is compressed (supercharged).
  • the intercooler 35 is for cooling the air compressed by the compressors 61a and 62a.
  • the throttle valve 36 opens and closes the intake passage 30.
  • the engine is basically fully opened or maintained at a high opening degree close to that during operation of the engine, and is closed only when necessary, such as when the engine is stopped, to block the intake passage 30.
  • the exhaust purification device 41 is for purifying harmful components in the exhaust gas.
  • the exhaust purification device 41 includes an oxidation catalyst 41a that oxidizes CO and HC in the exhaust gas and a DPF 41b that collects soot in the exhaust gas.
  • the EGR device 50 is for returning the exhaust gas to the intake side.
  • the EGR device 50 includes an EGR passage 50a that connects a portion of the exhaust passage 40 upstream of the turbine 62 and a portion of the intake passage 30 downstream of the intercooler 35, and an EGR that opens and closes the EGR passage 50a. And a relatively high pressure exhaust gas (high pressure EGR gas) discharged to the exhaust passage 40 is recirculated to the intake side.
  • the engine body 1 is opposed to a cylinder block 3 in which a cylinder (cylinder) 2 extending in the vertical direction is formed, a piston 4 accommodated in the cylinder so as to be able to reciprocate (vertically move), and a crown surface of the piston 4.
  • the cylinder head 5 is provided so as to cover the end surface (upper surface) of the cylinder from the side, and the oil pan 6 is provided on the lower side of the cylinder block 3 for storing lubricating oil.
  • the piston 4 is connected to a crankshaft 7 that is an output shaft of the engine body 1 via a connecting rod (connecting rod) 8.
  • a combustion chamber 9 is formed above the piston 4, and the fuel injected from an injector 20 as a fuel supply device is diffusely burned while being mixed with air.
  • the piston 4 reciprocates due to the expansion energy associated with the combustion, and the crankshaft 7 rotates about the central axis.
  • the piston 4 is provided with a dynamic vibration absorber that suppresses expansion and contraction resonance of the connecting rod 8. This dynamic vibration absorber will be described later.
  • the geometric compression ratio of the engine body 1 that is, the ratio of the combustion chamber volume when the piston 4 is at the bottom dead center to the combustion chamber volume when the piston 4 is at the top dead center is 12 or more and 15
  • the following is set (for example, 14).
  • This geometric compression ratio of 12 or more and 15 or less is a considerably low value for a diesel engine. This is aimed at improving emission performance and thermal efficiency by suppressing the combustion temperature.
  • the cylinder head 5 has an intake port 16 for introducing the air supplied from the intake passage 30 into the combustion chamber 9, and an exhaust port 17 for introducing the exhaust gas generated in the combustion chamber 9 into the exhaust passage 40.
  • An intake valve 18 for opening and closing the opening on the combustion chamber 9 side of the intake port 16 and an exhaust valve 19 for opening and closing the opening on the combustion chamber 9 side of the exhaust port 17 are provided.
  • the cylinder head 5 is provided with an injector 20 for injecting fuel into the combustion chamber 9.
  • the injector 20 is attached in such a posture that the tip portion on the piston 4 side faces the center of a cavity (not shown) as a recess provided on the crown surface of the piston 4.
  • the injector 20 is connected to a pressure accumulation chamber (not shown) on the common rail side via a fuel flow path.
  • High pressure fuel pressurized by a fuel pump (not shown) is stored in the pressure accumulating chamber, and the injector 20 receives fuel supplied from the pressure accumulating chamber and injects combustion into the combustion chamber 9.
  • a fuel pressure regulator (not shown) is provided between the fuel pump and the pressure accumulating chamber to adjust the pressure in the pressure accumulating chamber, that is, the injection pressure that is the pressure of the fuel injected from the injector 20.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a control system of the diesel engine according to the present embodiment.
  • the diesel engine according to the present embodiment is comprehensively controlled by a PCM (powertrain control module) 70.
  • the PCM 70 is a microprocessor composed of a CPU, ROM, RAM, and the like.
  • the PCM 70 is electrically connected to various sensors for detecting the operating state of the engine.
  • the cylinder block 3 is provided with a crank angle sensor SN1 that detects a rotation angle (crank angle) and a rotation speed of the crankshaft 7.
  • the crank angle sensor SN1 outputs a pulse signal in accordance with the rotation of a crank plate (not shown) that rotates integrally with the crankshaft 7. Based on the pulse signal, the rotation angle and rotation of the crankshaft 7 are output.
  • the speed (that is, the engine speed) is specified.
  • an airflow sensor SN2 that detects the amount of air (fresh air amount) that passes through the air cleaner 31 and is sucked into each cylinder 2 is provided. Is provided.
  • the surge tank 37 is provided with an intake manifold temperature sensor SN3 that detects the temperature of the gas in the surge tank 37, that is, the gas sucked into each cylinder 2.
  • An intake manifold pressure sensor SN4 that detects the pressure of the air passing through this portion and the intake air sucked into the cylinder 2 is provided in the portion of the intake passage 30 downstream of the intercooler 35.
  • the engine body 1 is provided with a water temperature sensor SN5 that detects the temperature of the cooling water that cools the engine body 1.
  • An atmospheric pressure sensor SN6 that detects atmospheric pressure is provided.
  • the PCM 70 controls each part of the engine while executing various determinations and calculations based on the input signals from the various sensors described above.
  • the PCM 70 controls the injector 20, the throttle valve 36, the EGR valve 50b, the fuel pressure regulator, and the like.
  • the PCM 70 mainly controls the injector 20 to perform control related to fuel supplied to the cylinder 2 (fuel injection control).
  • the PCM 70 corresponds to the “fuel injection control device for a diesel engine” in the present invention, and functions as a “controller” in the present invention.
  • FIG. 3 is a time chart showing a typical fuel injection pattern applied in the present embodiment.
  • the PCM 70 performs a plurality of fuel injections (multi-stage injection) during one combustion stroke to cause a plurality of combustions in the cylinder. Specifically, the PCM 70 performs pilot injection relatively early, and then performs pre-injection at a timing relatively close to the main injection timing. In this injection pattern, it is possible to increase the air utilization rate by improving the premixability of fuel and air by performing the pilot injection that is the first injection.
  • the pilot injection and the pre-injection which is the next injection, cause pre-combustion, which is combustion with a small amount of heat generation, immediately before the main injected fuel burns, that is, immediately before main combustion occurs.
  • the main injected fuel can be easily burned.
  • the PCM 70 performs after-injection in which a smaller amount of fuel is injected into the combustion chamber 9 at a timing after the main injection so that soot generated in the combustion chamber 9 is combusted. To do.
  • one pilot injection, pre-injection, main injection, and after-injection are shown, but at least one or more of these fuel injections (typically pre-injection) may be performed twice or more, It is not necessary to perform at least one or more of these fuel injections (typically after injection).
  • the PCM 70 applies a fuel injection pattern according to the operating state of the engine. That is, the PCM 70 determines the timing and period for executing pilot injection, pre-injection, main injection and after-injection, the number of execution times of pilot injection, pre-injection, main injection and after-injection, according to the engine load and engine speed, Change execution / non-execution of pilot injection, pre-injection, main injection, and after injection.
  • the PCM 70 determines the basic injection timing of the main injection (hereinafter referred to as “reference main injection timing”) based on the required output corresponding to the accelerator opening of the driver, the operating state of the engine, and the like. Set). Further, the PCM 70 is pre-injected, for example, in order to cause combustion with a small amount of heat generation by pre-injection immediately before the main injected fuel is combusted, and to form a state in which the main injected fuel is easily combusted.
  • the injection timing of the pre-injection is set as a timing at which the fuel spray is contained in a cavity provided on the crown surface of the piston 4 and a relatively rich air-fuel mixture is formed in the cavity. Further, the PCM 70 sets the injection timing of the after injection as a timing at which soot generated in the combustion chamber 9 by the fuel injection before the after injection is appropriately burned by the after injection.
  • the frequency control as disclosed in Patent Document 2 can reduce the knocking sound corresponding to a plurality of frequency bands such as the resonance frequency component, but reduces the overall level of the knocking sound. Is insufficient.
  • the level of combustion noise is greater than mechanical noise, running noise, intake / exhaust noise, and the like, and knock noise becomes noticeable.
  • a method of reducing the maximum combustion pressure is conceivable.
  • the smoke amount increases and the fuel consumption deteriorates. That is, basically, the knocking sound and the smoke amount are in a contradictory relationship, and the knocking sound and the fuel consumption are in a conflicting relationship.
  • the present inventor has made an effort to find an ideal combustion from the viewpoint of CPL in order to search for an ideal combustion that can appropriately reduce knock noise without deteriorating smoke and fuel consumption.
  • the inventor tried to find a clue that leads to CPL reduction from an actual running scene, focusing on a scene with a small knocking sound and a scene with a large knocking sound.
  • the knock noise is small in the full load region where the combustion energy (torque) is the largest, whereas the knock noise is large in the light and medium load region on the low rotation side (that is, a level at which the knock noise can be heard). all right.
  • partial load region for the entire load region will be used as appropriate to indicate such a light and medium load region on the low rotation side.
  • an operation state in which the engine speed is about 1500 rpm and the engine load is about 500 kPa belongs to this partial load region.
  • FIG. 4 shows the heat generation rate and CPL in two running scenes (specifically, a partial load area and a full load area) where the difference in knocking noise obtained from the actual running scene is large.
  • FIG. 4A shows the crank angle on the horizontal axis, the heat generation rate on the vertical axis
  • FIG. 4B shows the frequency on the horizontal axis and CPL on the vertical axis.
  • graphs G11 and G13 show the heat generation rate and CPL obtained in the running scene in the partial load region, respectively
  • graphs G12 and G14 show the running scene in the full load region, respectively. Shows the heat generation rate and CPL obtained.
  • FIG. 5 shows a simulation result when combustion in the full load region is reproduced in the partial load region.
  • FIG. 5A shows the crank angle on the horizontal axis, the heat generation rate on the vertical axis
  • FIG. 5B shows the frequency on the horizontal axis and CPL on the vertical axis.
  • the graphs G11 to G14 are the same graphs as in FIGS. 4A and 4B
  • the graph G15 shows the heat generation rate (graph G12) in the entire load region by the similar heat generation.
  • the combustion waveform deformed so as to match the partial load region is shown
  • the graph G16 shows the CPL when the combustion waveform of the deformed graph G15 is applied. From graph G16, it was found that CPL is greatly reduced by transferring the similar combustion waveform in the full load region to the partial load region. Therefore, the present inventor decided to examine how much CPL can be reduced by further simulation.
  • FIG. 6 shows a simulation result comparing a combustion waveform in which combustion in the full load region is reproduced in a partial load region with a combustion waveform in which the slope of heat generation is minimum.
  • FIG. 6A shows the crank angle on the horizontal axis, the heat generation rate on the vertical axis
  • FIG. 6B shows the frequency on the horizontal axis and CPL on the vertical axis.
  • the graphs G13, G15, and G16 are the same graphs as FIGS. 5A and 5B
  • the graph G17 is a combustion waveform that reproduces combustion in the full load region in the partial load region ( The combustion waveform which made the inclination the minimum under the same torque conditions as graph G15) is shown.
  • This graph G17 has a combustion waveform in which the amount of heat generation is increased and the combustion slope is made gentler than that in the graph G15 at the rise of the heat generation rate, and the heat generation amount is reduced more than that in the graph G15 at the peak of the heat generation rate. is there. Further, the graph G18 shows the CPL when the combustion waveform of the graph G17 is applied. Comparing this graph G18 with graph G16 showing CPL in a combustion waveform in which combustion in the full load region is reproduced in the partial load region, it can be said that there is room for CPL reduction at a frequency of 1500 Hz or less. Therefore, the present inventor decided to study further reduction of CPL at a frequency of 1500 Hz or less by simulation.
  • FIG. 7 shows a simulation result of the derived ideal combustion waveform.
  • FIG. 7A shows the crank angle on the horizontal axis, the heat generation rate on the vertical axis
  • FIG. 7B shows the frequency on the horizontal axis and CPL on the vertical axis.
  • the graphs G13, G17, and G18 are the same graphs as FIGS. 6A and 6B
  • the graph G19 is based on the combustion waveform (graph G17) having the smallest inclination of heat generation.
  • the combustion waveform that can be realized with an actual machine hereinafter referred to as “target combustion waveform”.
  • the target combustion waveform shown in the graph G19 almost traces the combustion waveform with the minimum inclination of heat generation shown in the graph G17, except for the amount of combustion due to after-injection. Further, the graph G20 shows the CPL when the target combustion waveform of the graph G19 is applied. Thereby, according to a target combustion waveform, it turns out that CPL is reduced appropriately in the frequency of 1500 Hz or less.
  • the target combustion waveform (ideal combustion waveform) could be derived from the combustion waveform in which combustion in the full load region was reproduced in the partial load region. Therefore, the present inventor decided to investigate the combustion function to be controlled to realize this ideal combustion waveform. Specifically, the combustion function to be enhanced is extracted from the combustion in the full load region where the knocking noise is small.
  • the present inventor compared the combustion in the partial load region and the combustion in the full load region in order to clarify the reason why the knocking noise is small in the combustion in the full load region.
  • the present inventor examined an ignition delay period (a period from the start of fuel injection to the start of combustion) between combustion in the partial load region and combustion in the full load region.
  • FIG. 8 shows the relationship between the engine load and the ignition delay period.
  • FIG. 8A shows the engine load on the horizontal axis, the ignition delay period of pre-combustion (particularly, the period from pilot injection to the peak of pre-combustion) on the vertical axis, and FIG.
  • the horizontal axis represents the engine load
  • the vertical axis represents the main combustion ignition delay period (particularly, the period from main injection to main combustion start).
  • 8 (a) and 8 (b) it can be seen that the ignition delay period becomes shorter in both pre-combustion and main combustion as the engine load increases. Particularly in the full load region, the ignition delay period is minimized. Therefore, the present inventor has considered a mechanism in which the knocking noise is reduced in the entire load region due to the short ignition delay period.
  • the present inventor considered improving the CPL by adjusting the fuel injection pattern to shorten the ignition delay period.
  • the CPL is improved by shortening the ignition delay period, since the knocking sound and the amount of smoke are in a trade-off relationship as described above, the amount of smoke increases.
  • the present inventor first considered an achievement means necessary for controlling the ignition delay period.
  • FIG. 9 schematically shows an example of fuel injection patterns in the partial load region and the full load region.
  • pilot injection, pre-injection, main injection, and after injection are performed in the partial load region, and two pre-injections and main injection are performed in the full load region.
  • fuel injection is performed a plurality of times at relatively long intervals. This is to secure the time for using the swirl flow in the combustion chamber and the penetration of fuel injection to improve the mixing of the fuel and air in the combustion chamber.
  • fuel injection is performed a plurality of times at relatively short intervals.
  • the amount of fuel injection to be performed a plurality of times is increased stepwise while bringing the fuel injections to be close to each other (hereinafter referred to as “slope injection” as appropriate).
  • the present inventor considered increasing the number of fuel injections in the partial load region in order to shorten the injection interval and shorten the ignition delay period.
  • FIG. 10 schematically shows an example of a fuel injection pattern in which the number of injections is increased in the partial load region. As shown in the lower part of FIG. 10, in the partial load region, the pre-injection is increased once, that is, the pre-injection is performed twice.
  • FIG. 11 shows a conceptual diagram for explaining combustion when the number of injections is increased in the partial load region.
  • FIG. 11A shows a combustion image in the combustion chamber when the number of injections is increased in the partial load region
  • FIG. 11B shows a combustion image in the combustion chamber in the full load region.
  • the injection amount increases stepwise, and therefore combustion (energy) continuously increases in the combustion chamber.
  • FIG. 11A when the number of injections is increased in the partial load region, small combustion (energy) is dispersed in the combustion chamber, and ignition is performed sequentially. That is, even in the partial load region, by increasing the number of injections, combustion similar to the full load region can be formed in the combustion chamber. Therefore, the ignition delay period can be shortened in the partial load region.
  • FIG. 12 shows the ignition delay period when the number of injections is increased in the partial load region.
  • FIG. 12A shows the ignition delay period before and after the increase in the number of injections in the pre-combustion
  • FIG. 12B shows the increase in the number of injections in the main combustion before and after the increase.
  • Indicates the ignition delay period. 12 (a) and 12 (b) it can be seen that when the number of injections is increased in the partial load region, the ignition delay period is shortened for both pre-combustion and main combustion (particularly main combustion).
  • the present inventor decided to examine the calibration of the fuel injection pattern that combines the increase in the number of injections and the slope injection.
  • the maximum number of injections applied to the fuel injection pattern was seven.
  • a fuel injection pattern including three pilot injections, two pre-injections, one main injection, and one after injection was used.
  • the injection amount of each of these fuel injections is also changed as appropriate.
  • FIG. 13 schematically shows an example of a fuel injection pattern applied in the partial load region.
  • fuel injection is performed seven times and the injection amount is increased stepwise (that is, slope injection is performed).
  • An example of a pattern is shown.
  • the fuel injection pattern as shown in FIG. 13 is appropriately referred to as a “seven-stage reference injection pattern”.
  • FIG. 14 shows a combustion waveform when the seven-stage reference injection pattern is applied.
  • FIG. 14 shows the crank angle on the horizontal axis and the heat generation rate on the vertical axis.
  • the graphs G11 and G19 are the same graphs as those in FIGS. 4A and 7A, respectively. That is, the graph G11 shows a combustion waveform according to the original fuel injection pattern in the partial load region (hereinafter referred to as “reference injection pattern” as appropriate) in which the increase in the number of injections and the slope injection are not applied.
  • Graph G19 shows a target combustion waveform based on a combustion waveform (see graph G17 in FIG. 6A) in which the inclination of heat generation is minimum.
  • graph G21 shows the combustion waveform when the seven-stage reference injection pattern is applied. From this graph G21, it can be seen that the target combustion waveform can be substantially reproduced when the seven-stage reference injection pattern is applied.
  • FIG. 15 shows the CPL and the smoke amount when the seven-stage reference injection pattern is applied.
  • FIG. 15A shows the CPL when the reference injection pattern and the seven-stage reference injection pattern are applied.
  • FIG. 15A shows that the CPL is greatly improved when the seven-stage reference injection pattern is applied, compared to when the reference injection pattern is applied.
  • FIG. 15B shows the smoke amount when the reference injection pattern and the seven-stage reference injection pattern are applied.
  • FIG. 15B shows that when the seven-stage reference injection pattern is applied, the smoke amount is worse than when the reference injection pattern is applied. Therefore, the present inventor decided to study the improvement of the smoke amount by such a seven-stage reference injection pattern.
  • FIG. 16 shows combustion waveforms when the first and second seven-stage improved injection patterns obtained by improving the seven-stage reference injection pattern are applied.
  • the horizontal axis indicates the crank angle
  • the vertical axis indicates the heat generation rate.
  • a graph G21 is the same graph as FIG. 14, that is, shows a combustion waveform when the seven-stage reference injection pattern is applied, and the graph G22 is the first graph.
  • the combustion waveform at the time of applying a 7-stage improved injection pattern is shown.
  • This first seven-stage improved injection pattern eliminates a dent (valley) at the rising portion of the combustion waveform and smoothes the rising of the combustion waveform (stabilizes the slope), compared to the seven-stage reference injection pattern, Further, this is an injection pattern in which the peak of the combustion waveform is advanced and the calorific value at the rising portion of the combustion waveform corresponding to the main combustion is reduced.
  • Such a first seven-stage improved injection pattern attempts to reduce the amount of smoke.
  • the dent (valley) at the rising portion of the combustion waveform has a sharp rise when returning from the dent, and thus becomes a large factor of knocking noise, particularly impact noise containing a lot of high-frequency components.
  • the after-injection is retarded from the seven-stage reference injection pattern, so that the mixing period of fuel and air is extended. .
  • the reason why the combustion waveform is advanced in the first seven-stage improved injection pattern as described above is to suppress a torque drop (deterioration of fuel consumption) due to the retard of the after injection.
  • FIG. 16B a graph G22 is the same graph as FIG. 16A, that is, shows a combustion waveform when the first seven-stage improved injection pattern is applied.
  • paragraph improved injection pattern is shown.
  • This second seven-stage improved injection pattern is basically the same pattern as the first seven-stage improved injection pattern, but differs from the first seven-stage improved injection pattern in that the fuel injection pressure is increased. . By increasing the fuel injection pressure in this way, it is intended to improve the homogenization of the fuel and reduce the amount of smoke.
  • FIG. 17 shows the CPL and the smoke amount when the first and second seven-stage improved injection patterns are applied.
  • FIG. 17A shows the CPL when the reference injection pattern, the seven-stage reference injection pattern, and the first and second seven-stage improved injection patterns are applied.
  • FIG. 17A shows that the CPL is further improved when the first and second seven-stage improved injection patterns are applied than when the seven-stage reference injection pattern is applied.
  • FIG. 17B shows the smoke amount when the reference injection pattern, the seven-stage reference injection pattern, and the first and second seven-stage improved injection patterns are applied. From FIG. 17B, when the first and second seven-stage improved injection patterns are applied, the smoke amount is improved as compared with the case where the seven-stage reference injection pattern is applied, but the reference injection pattern is applied.
  • the present inventor considered that it is difficult to further reduce the smoke amount only by improving the after injection and the injection pressure in the first and second seven-stage improved injection patterns. Therefore, the present inventor decided to unravel the factors that determine the CPL and the amount of smoke in multistage injection.
  • FIG. 18 is an explanatory diagram of a sensitivity adjustment method for multi-stage injection that is performed in order to clarify the mechanism of CPL and the amount of smoke.
  • FIG. 18A shows an example of a fuel injection pattern applied to the mechanism elucidation. This fuel injection pattern includes seven-stage injection including pilot injection 1, pilot injection 2, pre-injection 1, pre-injection 2, main injection, after-injection 1, and after-injection 2.
  • FIG. 18B shows an example of a combustion waveform when the fuel injection pattern of FIG. 18A is applied. In this combustion waveform, region R11 corresponds to combustion by pilot injection 1 and pilot injection 2, region R12 corresponds to combustion by pre-injection 1, region R13 corresponds to combustion by pre-injection 2, and region R14 corresponds to main injection. And it corresponds to the combustion by the after injection 1.
  • the present inventor has sought to elucidate the function provided in each fuel injection in the multistage injection by investigating the heat generation and smoke sensitivity with respect to the injection amount for each fuel injection in the multistage injection.
  • the knock noise was substituted with the calorific value by replacing the slope of the heat generation rate having a high correlation with CPL with the change in the calorific value per unit injection amount.
  • FIG. 19 shows the sensitivity survey results of each fuel injection of the multi-stage injection in the partial load region.
  • FIG. 19A shows a change in the amount of heat generated per unit injection amount for pilot injection 1, pilot injection 2, pre-injection 1, pre-injection 2, and after-injection 1.
  • FIG. This change in the amount of generated heat uniquely indicates a knock sound (CPL).
  • CPL knock sound
  • FIG. 19B shows changes in the smoke amount per unit injection amount for pilot injection 1, pilot injection 2, pre-injection 1, pre-injection 2 and after-injection 1.
  • FIG. 19B it can be seen that the smoke amount changes greatly with respect to the pre-injection 1, the pre-injection 2, and the after-injection 1. That is, it can be seen that the pre-injection 1, the pre-injection 2, and the after-injection 1 have a greater influence on the smoke amount than other fuel injections.
  • FIG. 20 shows a combustion waveform according to the fuel injection pattern obtained by the calibration based on the mechanism of the CPL and the smoke amount as described above.
  • FIG. 20 shows the crank angle on the horizontal axis and the heat generation rate on the vertical axis.
  • the graph G11 is the same graph as FIG. 4A, that is, shows a combustion waveform based on the reference injection pattern, and the graph G24 is obtained by calibration based on the mechanism of the CPL and the smoke amount.
  • region is shown.
  • the latter fuel injection pattern is composed of six stages of fuel injection, and is hereinafter referred to as “six-stage improved injection pattern” as appropriate.
  • This six-stage improved injection pattern is basically an injection pattern in which the front-stage fuel injection in the above-described seven-stage injection pattern (seven-stage reference injection pattern, first and second seven-stage improved injection patterns) is eliminated. It is.
  • the pre-combustion is included in the main combustion, thereby eliminating the depression (valley) at the rising portion of the combustion waveform and making the rising of the combustion waveform gentle (region R21). reference).
  • CPL is reduced.
  • the high frequency component of the knocking sound is reduced.
  • the shape of the combustion waveform corresponding to the main combustion is trapezoidal by multistage injection (see region R22) to reduce the amount of smoke.
  • after injection is retarded to further reduce the amount of smoke.
  • the main combustion is advanced in the six-stage improved injection pattern in order to suppress the torque drop (deterioration of fuel consumption) due to the retard of the after injection.
  • FIG. 21 shows various results when the six-stage improved injection pattern is applied in the partial load region.
  • FIGS. 21A and 21B show the ignition delay periods in the pre-combustion and main combustion when the reference injection pattern and the six-stage improved injection pattern are applied, respectively.
  • 21A and 21B when the six-stage improved injection pattern is applied, the ignition delay period may be shorter in both the pre-combustion and the main combustion than when the reference injection pattern is applied. Recognize.
  • FIG. 21C shows the CPL when the reference injection pattern and the six-stage improved injection pattern are applied. From FIG. 21 (c), it can be seen that when the six-stage improved injection pattern is applied, the CPL becomes smaller than when the reference injection pattern is applied (for example, about 6 dB lower).
  • FIG. 21 (d) shows the smoke amount when the reference injection pattern and the six-stage improved injection pattern are applied. From FIG. 21 (d), it can be seen that the smoke amount is the same when the six-stage improved injection pattern is applied and when the reference injection pattern is applied. This means that when the six-stage improved injection pattern is applied, the smoke amount is improved as compared with the case where the above-described seven-stage standard injection pattern and the first and second seven-stage improved injection patterns are applied. To do.
  • FIG. 21 (e) shows the CO amount and HC amount when the reference injection pattern and the six-stage improved injection pattern are applied. From FIG. 21 (e), when the six-stage improved injection pattern is applied, the CO amount becomes smaller (for example, about 20% reduction) than when the reference injection pattern is applied, and the six-stage improved injection pattern It can be seen that the amount of HC is the same when applied and when the reference injection pattern is applied. This is considered to be because when the six-stage improved injection pattern is applied, the fuel (unburned fuel) adhering to the cylinder is reduced.
  • FIG. 21 (f) shows the fuel efficiency when the standard injection pattern and the six-stage improved injection pattern are applied. From FIG. 21 (f), it can be seen that the fuel efficiency is the same when the six-stage improved injection pattern is applied and when the reference injection pattern is applied.
  • knock noise can be significantly reduced in the partial load region without causing deterioration of emissions such as smoke and fuel consumption.
  • FIG. 22 is an explanatory diagram for the control performed by the PCM 70 in the embodiment of the present invention.
  • FIG. 22 schematically shows fuel injection performed a plurality of times, with time shown in the horizontal direction (uniquely corresponding to the crank angle), fuel injection amount in the vertical direction.
  • the PCM 70 performs one main injection, three previous injections before the main injection, and one subsequent injection after the main injection in the partial load region as described above.
  • the front-stage injection includes at least the pre-injection (the pilot injection may or may not be included), and the rear-stage injection is the after injection.
  • first-stage injection first-stage injection
  • second-stage injection second-stage injection
  • third-stage injection main injection
  • fourth-stage injection fourth-stage injection
  • subsequent-stage injection This is called “fifth stage injection”.
  • the PCM 70 steps the fuel injection amount applied to each of the first-stage injection, the second-stage injection, and the third-stage injection toward the main injection, as indicated by a solid line L11 in FIG. Increase, that is, perform slope injection.
  • the heat generation rate is continuously increased by the first-stage injection, the second-stage injection, and the third-stage injection, so that the in-cylinder heat amount at the start of main combustion and thus the in-cylinder pressure are increased.
  • the inclination of the in-cylinder pressure up to the maximum in-cylinder pressure due to main combustion can be made gentle, and the high-frequency component of the knocking sound can be reduced appropriately.
  • the PCM 70 substantially sets the injection intervals T11, T12, T13, and T14 between the first stage injection, the second stage injection, the third stage injection, the fourth stage injection, and the fifth stage injection. Keep it constant. In particular, by making the injection intervals T11, T12, and T13 substantially constant, heat can be continuously generated toward the main injection by the first-stage injection, the second-stage injection, and the third-stage injection.
  • the injection intervals T11, T12, and T13 when viewed in time are substantially constant, but when viewed in terms of the crank angle as shown in the lower diagram of FIG. These intervals are not constant. Specifically, the width of the crank angle corresponding to the injection interval becomes smaller as it proceeds to the rear side (retard side). That is, “crank angle CR11 corresponding to injection interval T11> crank angle CR12 corresponding to injection interval T12> crank angle CR13 corresponding to injection interval T13”. This is because the closer to TDC, the lower the rotational speed of the crankshaft 7 defined by the crank angle.
  • the PCM 70 changes the injection interval according to the engine speed.
  • the setting of the injection interval according to the engine speed will be described with reference to FIG.
  • FIG. 23 shows the relationship between the engine speed and the injection interval defined by the crank angle.
  • Graph G31 shows the injection interval between the first-stage injection and the second-stage injection
  • graph G32 shows the injection interval between the second-stage injection and the third-stage injection
  • graph G33 shows the third-stage injection and 4th-stage injection.
  • the injection interval with the stage injection is shown
  • the graph G34 shows the injection interval between the fourth stage injection and the fifth stage injection.
  • the graphs G31 to G34 are shown shifted from each other, but actually, these graphs G31 to G34 almost overlap each other.
  • the PCM 70 increases the injection interval defined by the crank angle as the engine speed increases. This is because the higher the engine speed, the faster the rotation angle of the crankshaft 7 and the shorter the time corresponding to one combustion stroke (combustion cycle). Therefore, if the injection interval defined by the crank angle is increased as the engine speed increases, the injection interval as viewed in time can be hardly changed depending on the engine speed. Further, the PCM 70 changes all of the injection intervals of each fuel injection at an approximately equal ratio in accordance with the engine speed. In this way, even when the engine speed changes, the relationship between the injection intervals is maintained substantially constant.
  • the PCM 70 does not change the injection interval according to the engine load.
  • FIG. 24 shows the relationship between the engine load and the injection interval defined by the crank angle.
  • the graph G41 shows the injection interval between the first-stage injection and the second-stage injection
  • the graph G42 shows the injection interval between the second-stage injection and the third-stage injection
  • the graph G43 shows the third-stage injection and 4
  • the injection interval with the stage injection is shown
  • the graph G44 shows the injection interval between the fourth stage injection and the fifth stage injection.
  • the graphs G41 to G44 are shown shifted from each other, but actually, these graphs G41 to G44 almost overlap each other.
  • the PCM 70 makes the injection interval defined by the crank angle substantially constant regardless of the engine load. That is, the PCM 70 does not change the injection interval even when the engine load changes. This is because when the engine load changes, only the required fuel injection amount changes, and the time corresponding to one combustion stroke does not change as in the case where the engine speed changes.
  • the pulse width of the control signal supplied to the injector 20 changes when the fuel injection amount changes according to the engine load, it is preferable to change the timing of performing each fuel injection according to the change in the pulse width.
  • This fuel injection control process is started and executed repeatedly when the ignition of the vehicle is turned on and the PCM 70 is powered on.
  • the PCM 70 acquires various types of information related to the driving state of the vehicle. Specifically, the PCM 70 is currently set to the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor, the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor, and the vehicle transmission in addition to the detection signals output from the various sensors SN1 to SN6 described above. The information including the gear stage etc. which are present is acquired.
  • step S2 the PCM 70 sets a target acceleration based on the information acquired in step S1. Specifically, the PCM 70 determines the acceleration corresponding to the current vehicle speed and gear stage from acceleration characteristic maps (created in advance and stored in a memory or the like) defined for various vehicle speeds and various gear stages. A characteristic map is selected, and a target acceleration corresponding to the current accelerator opening is determined with reference to the selected acceleration characteristic map.
  • acceleration characteristic maps created in advance and stored in a memory or the like
  • step S3 the PCM 70 determines a target torque of the engine for realizing the target acceleration determined in step S2. Specifically, the PCM 70 determines a target torque within a range of torque that can be output by the engine based on the current vehicle speed, gear stage, road surface gradient, road surface ⁇ , and the like.
  • step S4 the PCM 70 injects from the injector 20 to obtain the target torque based on the target torque determined in step S3 and the engine speed determined based on the output signal from the crank angle sensor SN1.
  • the required injection amount of fuel to be made (mainly the fuel injection amount of the main injection) is set.
  • the PCM 70 determines the fuel injection mode (including the fuel injection amount and injection timing, in other words, the fuel injection pattern).
  • the PCM 70 is a fuel injection mode consisting of the first to fifth injections when the engine operating state is included in the partial load region, and the first to third injections.
  • a fuel injection mode is adopted in which the fuel injection amount to be applied is increased stepwise toward the main injection, and the injection intervals of the first to fifth injections are made substantially constant (see FIG. 22). Further, the PCM 70 sets an injection interval of each fuel injection according to the engine speed.
  • the PCM 70 applies the injection interval according to the current engine speed with reference to a map that defines the relationship between the engine speed and the injection interval defined by the crank angle as shown in FIG.
  • the PCM 70 changes all the injection intervals of each fuel injection at an equal ratio according to the engine speed.
  • the PCM 70 makes the injection interval defined by the crank angle substantially constant regardless of the engine load (see FIG. 24).
  • step S6 the PCM 70 controls the injector 20 based on the required injection amount determined in step S4 and the fuel injection mode determined in step S5. After step S6, the PCM 70 ends the fuel injection control process.
  • the injection interval of each fuel injection is set to an interval according to the crank angle at which the fuel injection is performed.
  • the PCM 70 reduces the injection interval defined by the crank angle as the fuel injection on the rear stage side (retarding side) is performed.
  • the PCM 70 reduces the injection interval defined by the crank angle as it proceeds to the rear side (retard side) so that the injection intervals of the respective fuel injections when viewed in time are substantially equal.
  • the PCM 70 increases the injection interval defined by the crank angle as the engine speed increases, so even if the time of the combustion stroke (combustion cycle) changes according to the engine speed.
  • the pre-stage injection can be executed at an appropriate injection interval.
  • the PCM 70 changes all the injection intervals of each fuel injection at substantially equal ratios according to the engine speed, so even if the engine speed changes, the relationship between the injection intervals. Can be maintained substantially constant.
  • the PCM 70 when the engine load changes, the PCM 70 does not change the time corresponding to the combustion stroke (combustion cycle) unlike the case where the engine speed changes.
  • the prescribed injection interval can be made substantially constant.
  • the PCM 70 increases the fuel injection amount in the front injection stepwise toward the main injection, so that the heat generation rate can be continuously increased more effectively by the front injection. it can.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)

Abstract

１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるエンジンの燃料噴射制御装置は、ディーゼルエンジンの燃料噴射を制御するＰＣＭ７０を有する。このＰＣＭ７０は、圧縮行程の第１時期において、第１の燃料噴射を開始し、圧縮行程で、且つ、第１の燃料噴射が終了してから第１クランク角に対応する時間が経過した第２時期において、第２の燃料噴射を開始し、圧縮上死点付近で、且つ、第２の燃料噴射が終了してから第２クランク角に対応する時間が経過した第３時期において、第３の燃料噴射を開始する。この場合、第２クランク角は第１クランク角よりも大きい。

Description

ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
　本発明は、１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置に関する。
　従来から、ディーゼルエンジンの騒音（特にエンジンのノッキングに起因する騒音であり、以下では単に「ノック音」と呼ぶ。）を低減する種々の試みがなされている。例えば、特許文献１には、複数回の燃料噴射のそれぞれによって生じる燃焼圧力波の間の発生時間差の目標値として、燃焼圧力波の干渉によって高周波領域の圧力レベルを低減できる時間差を算出し、この目標値に基づいて、複数回行う燃料噴射の間隔を制御する技術が開示されている。この技術では、燃料噴射の間隔を制御することにより、特定の周波数域（２．８～３．５ｋＨｚ）を狙って筒内圧の周波数成分を低減することで、ノック音の低減を図っている。なお、「燃焼圧力波」は、エンジン内の燃焼により筒内圧が急激に上昇することで発生する圧力波であり、筒内圧の波形を時間微分したものに相当する。
　ところで、エンジンから発生するノック音は、エンジンの構造系の伝達特性、特にエンジンの構造系の共振周波数に応じた特性を有するものとなる。具体的には、エンジンの構造系が有する共振周波数が含まれる周波数帯域（エンジンの主要な伝達経路上にある部品の共振が組み合わされることで、ある程度の幅を持つ周波数帯域となる。以下では、そのような共振周波数に関する帯域を「共振周波数帯域」と呼ぶ。）において、ノック音が大きくなる傾向にある。一般的に、エンジンの構造系の共振周波数帯域は複数存在するが、上記した特許文献１に記載された技術では、２．８～３．５ｋＨｚの特定の周波数帯域についてのノック音しか低減することができず、そのようなエンジンの構造系が有する複数の共振周波数帯域に対応するノック音のそれぞれを適切に低減することができなかった。
　ここで、ノック音は、上記したエンジンの構造系の共振に加えて、燃焼加振力に相当する筒内圧レベル（一般的に「ＣＰＬ（Cylinder Pressure Level）」と呼ばれるものであり、燃焼加振力指標で筒内圧波形をフーリエ変換した高周波エネルギーを示す。以下では単に「ＣＰＬ」と表記する。）に応じた特性になる。このＣＰＬは、気筒内での燃焼の態様を指し示す熱発生率に応じたものとなるが、この熱発生率の波形は、温度や圧力などの環境条件の影響を受けて変化し、ノック音が、そのような熱発生率の波形の形態の影響を受ける。そのため、ノック音を適切に低減するためには、温度や圧力などの環境条件の影響を反映した、熱発生率が最大（ピーク）となるタイミングに基づいて、複数回行う燃料噴射の間隔を設定するのが望ましい。
　このような点に着目して、エンジンの構造系の共振周波数に対応するノック音を低減することを図った技術が、例えば特許文献２に開示されている。特許文献２に開示された技術では、複数回行う燃料噴射の間隔を制御して、複数回の燃焼によって生じた燃焼圧力波の周波数特性を示す波形の谷の部分が、エンジンの構造系が有する複数の共振周波数帯域のそれぞれの範囲内に含まれるようにすることで、エンジンの構造系の複数の共振周波数帯域のそれぞれに対応するノック音を低減している。
　なお、以下では、上記の特許文献２に開示されたような、エンジンの特定の周波数（典型的には構造系の共振周波数）に対応するノック音を低減するように行われる燃料噴射制御を、適宜「周波数コントロール」と呼ぶ。
特開２０１２－３６７９８号公報 特開２０１６－２１７２１５号公報
　しかしながら、上述したような周波数コントロールでは、共振周波数成分など複数の周波数帯域に対応するノック音を低減することはできるが、ノック音のレベルを全体的に低下させるには不十分である。特に、ディーゼルエンジンの低負荷域において、機械騒音や走行騒音や吸排気音などに比して燃焼音のレベルが大きくなるため、ノック音が目立つようになる。この燃焼音のレベルを低下させるために最大燃焼圧力を低下させる方法が考えられるが、この方法だと、スモーク量（すす発生量）の増加、及び、燃費の悪化が生じてしまう。
　本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、スモーク及び燃費を悪化させずにノック音を適切に低減することができるディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置を提供することを目的とする。
　上述した課題を解決するために、本発明は、１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法であって、圧縮行程の第１時期において、第１の燃料噴射を開始するステップと、圧縮行程で、且つ、第１の燃料噴射が終了してから第１クランク角に対応する時間が経過した第２時期において、第２の燃料噴射を開始するステップと、圧縮上死点付近で、且つ、第２の燃料噴射が終了してから第２クランク角に対応する時間が経過した第３時期において、第３の燃料噴射を開始するステップと、を有し、第２クランク角は第１クランク角よりも小さい、ことを特徴とする。
　このように構成された本発明では、圧縮行程において第１の燃料噴射と第２の燃料噴射とを順に行い、この後に圧縮上死点付近で第３の燃料噴射行って、少なくとも２回の前段噴射及びメイン噴射を含む複数回の燃料噴射を行う。このときに、本発明では、各燃料噴射の噴射間隔を、燃料噴射を行うクランク角に応じた間隔に設定する。具体的には、後段側（遅角側）の燃料噴射ほど、クランク角で規定した噴射間隔を小さくする。
　これにより、前段噴射を適切な噴射間隔にて実行することによって、メイン噴射に向けて連続して熱発生させることができ、メイン燃焼開始時の筒内熱量ひいては筒内圧力を高めることができる。よって、メイン燃焼による最大筒内圧に至るまでの筒内圧力の傾きを緩やかにすることができ、ノック音の高周波成分を適切に減少することができる。したがって、本発明によれば、スモークなどのエミッションの悪化や燃費の悪化を生じさせずに、ノック音を適切に低減することができる。
　また、本発明において、好ましくは、ディーゼルエンジンの回転数が高いほど、第１及び第２クランク角のそれぞれを大きくするステップを更に有する。
　このように構成された本発明によれば、エンジン回転数に応じて燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が変化しても、前段噴射を適切な噴射間隔にて実行することができる。
　また、本発明において、好ましくは、回転数の増加に対する第１クランク角の増加率と、回転数の増加に対する第２クランク角の増加率とが略等しい。
　このように構成された本発明によれば、エンジン回転数に応じて、各燃料噴射の噴射間隔をほぼ等比率で変化させるので、エンジン回転数が変化しても、各噴射間隔の関係をほぼ一定に維持することができる。
　また、本発明において、好ましくは、ディーゼルエンジンの負荷の変化によらずに、第１及び第２クランク角のそれぞれが略一定である。
　このように構成された本発明によれば、エンジン負荷が変化した場合、エンジン回転数が変化した場合のように燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が変化するわけではないので、クランク角で規定した噴射間隔を略一定にすることができる。
　また、本発明において、好ましくは、第１の燃料噴射の噴射量よりも第２の燃料噴射の噴射量を大きくし、且つ、第２の燃料噴射の噴射量よりも第３の燃料噴射の噴射量を大きくするステップを更に有する。
　このように構成された本発明によれば、前段噴射における燃料噴射量をメイン噴射に向けて段階的に増加させるので、より効果的に、前段噴射により熱発生率を連続的に増加させることができる。
　他の観点では、本発明は、１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置であって、気筒内に燃料を噴射する燃料供給装置と、燃料供給装置を制御する制御器と、を有し、制御器は、圧縮行程の第１時期において、第１の燃料噴射を開始し、圧縮行程で、且つ、第１の燃料噴射が終了してから第１クランク角に対応する時間が経過した第２時期において、第２の燃料噴射を開始し、圧縮上死点付近で、且つ、第２の燃料噴射が終了してから第２クランク角に対応する時間が経過した第３時期において、第３の燃料噴射を開始し、第２クランク角が第１クランク角よりも小さくなるように、燃料供給装置を制御する、ことを特徴とする。
　このように構成された本発明によっても、メイン噴射に向けて連続して熱発生させることで、メイン燃焼開始時の筒内熱量ひいては筒内圧力を高めることができる。よって、メイン燃焼による最大筒内圧に至るまでの筒内圧力の傾きを緩やかにすることができ、スモーク及び燃費を悪化させずに、ノック音の高周波成分を適切に減少することができる。
　また、本発明において、好ましくは、制御器は、ディーゼルエンジンの回転数が高いほど、第１及び第２クランク角のそれぞれを大きくするように、燃料供給装置を制御する。
　このように構成された本発明によれば、エンジン回転数に応じて燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が変化しても、前段噴射を適切な噴射間隔にて実行することができる。
　また、本発明において、好ましくは、制御器は、回転数の増加に対する第１クランク角の増加率と、回転数の増加に対する第２クランク角の増加率とを略等しくするように、燃料供給装置を制御する。
　このように構成された本発明によれば、エンジン回転数に応じて、各燃料噴射の噴射間隔をほぼ等比率で変化させるので、エンジン回転数が変化しても、各噴射間隔の関係をほぼ一定に維持することができる。
　また、本発明において、好ましくは、制御器は、ディーゼルエンジンの負荷の変化によらずに、第１及び第２クランク角のそれぞれを略一定にするように、燃料供給装置を制御する。
　このように構成された本発明によれば、エンジン負荷が変化した場合、エンジン回転数が変化した場合のように燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が変化するわけではないので、クランク角で規定した噴射間隔を略一定にすることができる。
　また、本発明において、好ましくは、制御器は、第１の燃料噴射の噴射量よりも第２の燃料噴射の噴射量を大きくし、且つ、第２の燃料噴射の噴射量よりも第３の燃料噴射の噴射量を大きくするように、燃料供給装置を制御する。
　このように構成された本発明によれば、前段噴射における燃料噴射量をメイン噴射に向けて段階的に増加させるので、より効果的に、前段噴射により熱発生率を連続的に増加させることができる。
　本発明に係るディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置によれば、スモーク及び燃費を悪化させずにノック音を適切に低減することができる。
本発明の実施形態によるディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置が適用されたディーゼルエンジンシステムの全体構成を示す概略図である。 本発明の実施形態によるディーゼルエンジンの制御系統を示すブロック図である。 本発明の実施形態において適用する代表的な燃料噴射パターンを示すタイムチャートである。 実走シーンから得られたノック音の差異が大きい２つの走行シーンでの熱発生率及びＣＰＬを示すグラフである。 全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現したときのシミュレーション結果である。 全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現した燃焼波形と、熱発生の傾きが最小である燃焼波形とを比較したシミュレーション結果である。 導出した理想の燃焼波形のシミュレーション結果である。 エンジン負荷と着火遅れ期間との関係を示すグラフである。 部分負荷領域と全負荷領域での燃料噴射パターン例を示す模式図である。 部分負荷領域において噴射回数を増加した燃料噴射パターン例を示す模式図である。 部分負荷領域において噴射回数を増加したときの燃焼を説明するための概念図である。 部分負荷領域において噴射回数を増加したときの着火遅れ期間を示すグラフである。 部分負荷領域において適用する燃料噴射パターン例を示す模式図である。 ７段基準噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示すグラフである。 ７段基準噴射パターンを適用した場合のＣＰＬ及びスモーク量を示すグラフである。 第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示すグラフである。 第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合のＣＰＬ及びスモーク量を示すグラフである。 ＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムを解明するために行う、多段噴射の感度調整方法についての説明図である。 部分負荷領域において多段噴射の各燃料噴射の感度調査結果を示すグラフである。 ＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムに基づくキャリブレーションにより得られた、燃料噴射パターンによる燃焼波形を示すグラフである。 部分負荷領域において６段改良噴射パターンを適用した場合の各種結果を示すグラフである。 本発明の実施形態においてＰＣＭが行う制御内容についての説明図である。 エンジン回転数とクランク角で規定した各噴射間隔との関係を示すグラフである。 エンジン負荷とクランク角で規定した各噴射間隔との関係を示すグラフである。 本発明の実施形態による燃料噴射制御処理を示すフローチャートである。
　以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態によるディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置について説明する。
　＜装置構成＞
　図１は、本発明の実施形態によるディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置が適用されたディーゼルエンジンシステムの全体構成を示す概略図である。
　図１に示すディーゼルエンジンは、走行用の動力源として車両に搭載される４サイクルのディーゼルエンジンである。具体的には、このディーゼルエンジンは、複数の気筒２を有し、軽油を主成分とする燃料の供給を受けて駆動されるエンジン本体１と、エンジン本体１に燃焼用の空気を導入するための吸気通路３０と、エンジン本体１で生成された排気ガスを排出するための排気通路４０と、排気通路４０を通過する排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ装置５０と、排気通路４０を通過する排気ガスにより駆動されるターボ過給機６０と、を有する。
　吸気通路３０には、上流側から順に、エアクリーナ３１と、ターボ過給機６０のコンプレッサ６１ａ、６２ａと、スロットルバルブ３６と、インタークーラ３５と、サージタンク３７とが設けられている。サージタンク３７よりも下流側には、各気筒２とそれぞれ個別に連通する独立通路が設けられており、サージタンク３７内のガスはこれら独立通路を通ってそれぞれ気筒２に分配される。
　排気通路４０には、上流側から順に、ターボ過給機６０のタービン６２ｂ、６１ｂと、排気浄化装置４１とが設けられている。
　ターボ過給機６０は、排気エネルギーが低い低回転域から高回転域まで全域で効率よく高過給を得られる２段過給システムとして構成されている。即ち、ターボ過給機６０は、高回転域において多量の空気を過給するための大型ターボチャージャー６１と、低い排気エネルギーでも効率よく過給を行える小型ターボチャージャー６２とを備えており、エンジンの運転状態（エンジン回転数及び負荷）に応じて大型ターボチャージャー６１と小型ターボチャージャー６２による過給を切り替える。このターボ過給機６０のタービン６１ｂ、６２ｂが、排気通路４０を流れる排気ガスのエネルギーを受けて回転し、これに連動してコンプレッサ６１ａ、６２ａが回転することにより、吸気通路３０を流通する空気を圧縮（過給）する。
　インタークーラ３５は、コンプレッサ６１ａ、６２ａにより圧縮された空気を冷却するためのものである。
　スロットルバルブ３６は、吸気通路３０を開閉するものである。ただし、本実施形態では、エンジンの運転中は基本的には全開若しくはこれに近い高開度に維持されており、エンジンの停止時等の必要時にのみ閉弁されて吸気通路３０を遮断する。
　排気浄化装置４１は、排気ガス中の有害成分を浄化するためのものである。本実施形態では、この排気浄化装置４１には、排気ガス中のＣＯ及びＨＣを酸化する酸化触媒４１ａと、排気ガス中のスート（煤）を捕集するＤＰＦ４１ｂとが含まれる。
　ＥＧＲ装置５０は、排気ガスを吸気側に還流するためのものである。ＥＧＲ装置５０は、排気通路４０におけるタービン６２よりも上流側の部分と、吸気通路３０のうちインタークーラ３５よりも下流側の部分とを接続するＥＧＲ通路５０ａと、このＥＧＲ通路５０ａを開閉するＥＧＲバルブ５０ｂとを備えており、排気通路４０に排出された比較的高圧の排気ガス（高圧ＥＧＲガス）を吸気側に還流させる。
　エンジン本体１は、上下方向に延びるシリンダ（気筒）２が内部に形成されたシリンダブロック３と、シリンダに往復運動（上下動）可能に収容されたピストン４と、ピストン４の冠面と対向する側からシリンダの端面（上面）を覆うように設けられたシリンダヘッド５と、潤滑油を貯留するためにシリンダブロック３の下側に配設されたオイルパン６と、を有している。
　ピストン４は、エンジン本体１の出力軸であるクランクシャフト７とコンロッド（コネクティングロッド）８を介して連結されている。また、ピストン４の上方には燃焼室９が形成されており、この燃焼室９では、燃料供給装置としてのインジェクタ２０から噴射された燃料が空気と混合されつつ拡散燃焼する。そして、当該燃焼に伴う膨張エネルギーにより、ピストン４が往復運動して、クランクシャフト７が中心軸回りに回転するようになっている。また、ピストン４には、コンロッド８の伸縮共振を抑制する動吸振器が設けられている。この動吸振器については後述する。
　ここで、エンジン本体１の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン４が下死点にあるときの燃焼室容積とピストン４が上死点にあるときの燃焼室容積との比は、１２以上１５以下（例えば１４）に設定されている。この１２以上１５以下という幾何学的圧縮比は、ディーゼルエンジンとしてはかなり低い値である。これは、燃焼温度の抑制によるエミッション性能や熱効率の向上を狙ってのことである。
　シリンダヘッド５には、吸気通路３０から供給される空気を燃焼室９に導入するための吸気ポート１６と、燃焼室９で生成された排気ガスを排気通路４０に導入するための排気ポート１７と、吸気ポート１６の燃焼室９側の開口を開閉する吸気弁１８と、排気ポート１７の燃焼室９側の開口を開閉する排気弁１９とが設けられている。
　また、シリンダヘッド５には、燃焼室９に燃料を噴射するインジェクタ２０が取り付けられている。このインジェクタ２０は、そのピストン４側の先端部が、ピストン４の冠面に設けられた凹部としてのキャビティ（不図示）の中心部を臨むような姿勢で取り付けられている。インジェクタ２０は、燃料流路を介してコモンレール側の蓄圧室（不図示）と接続されている。蓄圧室内には、燃料ポンプ（不図示）により加圧された高圧の燃料が貯蔵されており、インジェクタ２０は、この蓄圧室から燃料の供給を受けて、燃焼室９内に燃焼を噴射する。燃料ポンプと蓄圧室との間には、蓄圧室内の圧力すなわちインジェクタ２０から噴射される燃料の圧力である噴射圧を調整するための燃圧レギュレータ（不図示）が設けられている。
　次に、図２を参照して、本実施形態によるディーゼルエンジンの制御系統について説明する。図２は、本実施形態によるディーゼルエンジンの制御系統を示すブロック図である。図２に示すように、本実施形態によるディーゼルエンジンは、ＰＣＭ（パワートレイン・コントロール・モジュール）７０によって総括的に制御される。ＰＣＭ７０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ，ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサである。
　ＰＣＭ７０は、エンジンの運転状態を検出するための各種センサと電気的に接続されている。
　例えば、シリンダブロック３には、クランクシャフト７の回転角度（クランク角）及び回転速度を検出するクランク角センサＳＮ１が設けられている。このクランク角センサＳＮ１は、クランクシャフト７と一体に回転するクランクプレート（不図示）の回転に応じてパルス信号を出力するものであり、このパルス信号に基づいて、クランクシャフト７の回転角度及び回転速度（つまりエンジン回転数）が特定されるようになっている。
　吸気通路３０のうちエアクリーナ３１付近（エアクリーナ３１とコンプレッサ６１ａとの間の部分）には、エアクリーナ３１を通過して各気筒２に吸入される空気量（新気量）を検出するエアフロセンサＳＮ２が設けられている。
　サージタンク３７には、当該サージタンク３７内のガス、つまり各気筒２に吸入されるガスの温度を検出するインマニ温度センサＳＮ３が設けられている。
　吸気通路３０のうちインタークーラ３５よりも下流側の部分には、この部分を通過する空気ひいては気筒２に吸入される吸気の圧力を検出するインマニ圧力センサＳＮ４が設けられている。
　エンジン本体１には、当該エンジン本体１を冷却する冷却水の温度を検出する水温センサＳＮ５が設けられている。また、大気圧を検出する大気圧センサＳＮ６が設けられている。
　ＰＣＭ７０は、上記した各種センサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつ、エンジンの各部を制御する。例えば、ＰＣＭ７０は、インジェクタ２０や、スロットルバルブ３６や、ＥＧＲバルブ５０ｂや、燃圧レギュレータなどを制御する。本実施形態では、図２に示すように、ＰＣＭ７０は、主に、インジェクタ２０を制御して、気筒２に供給する燃料に関する制御（燃料噴射制御）を行う。なお、ＰＣＭ７０は、本発明における「ディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置」に相当し、本発明における「制御器」として機能する。
　ここで、図３を参照して、本実施形態においてＰＣＭ７０が行う燃料噴射制御の基本概念について説明する。図３は、本実施形態において適用する代表的な燃料噴射パターンを示すタイムチャートである。
　本実施形態では、図３に示すように、ＰＣＭ７０は、１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射（多段噴射）を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるようにする。具体的には、ＰＣＭ７０は、比較的早期にパイロット噴射を実施し、その後、メイン噴射のタイミングに比較的近いタイミングでプレ噴射を実施する。この噴射パターンでは、最初の噴射であるパイロット噴射の実施によって燃料と空気との予混合性を高めて空気利用率を高めることができる。そして、このパイロット噴射と次の噴射であるプレ噴射との実施によって、メイン噴射された燃料が燃焼する直前、つまり主燃焼が生じる直前に、熱発生量の小さい燃焼であるプレ燃焼を生じさせて、メイン噴射された燃料が燃焼しやすい状態にすることができる。加えて、ＰＣＭ７０は、燃焼室９内に生じた煤を燃焼させるように、メイン噴射の後のタイミングで燃焼室９内にメイン噴射の噴射量よりも少ない量の燃料を噴射するアフター噴射を実施する。
　図３では、１回のパイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射及びアフター噴射を示しているが、これらの少なくとも１以上の燃料噴射（典型的にはプレ噴射）を２回以上行ってもよいし、これらの少なくとも１以上の燃料噴射（典型的にはアフター噴射）を行わなくてもよい。
　また、ＰＣＭ７０は、エンジンの運転状態に応じた燃料噴射パターンを適用する。つまり、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷及びエンジン回転数に応じて、パイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射及びアフター噴射を実行するタイミング及び期間や、パイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射及びアフター噴射の実行回数や、パイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射及びアフター噴射の実行／非実行を変更する。
　典型的には、ＰＣＭ７０は、メイン噴射について、ドライバのアクセル開度に応じた要求出力やエンジンの運転状態などに基づいて、メイン噴射の基本的な噴射タイミング（以下では「基準メイン噴射タイミング」と呼ぶ。）を設定する。また、ＰＣＭ７０は、メイン噴射された燃料が燃焼する直前にプレ噴射によって熱発生量の小さい燃焼を生じさせて、メイン噴射された燃料が燃焼しやすい状態を形成するべく、例えば、プレ噴射された燃料噴霧がピストン４の冠面に設けられたキャビティ内に収まり、且つ、キャビティ内に比較的濃い混合気が形成されるようなタイミングとしてプレ噴射の噴射タイミングを設定する。さらに、ＰＣＭ７０は、アフター噴射の前の燃料噴射により燃焼室９内に生じた煤がアフター噴射によって適切に燃焼されるようなタイミングとしてアフター噴射の噴射タイミングを設定する。
　＜制御の基本概念＞
　次に、図４以降の図面を参照して、本発明の実施形態に係る制御の基本概念について説明する。
　上述したように、特許文献２に開示されたような周波数コントロールでは、共振周波数成分など複数の周波数帯域に対応するノック音を低減することはできるが、ノック音のレベルを全体的に低下させるには不十分である。特に、ディーゼルエンジンの低負荷域において、機械騒音や走行騒音や吸排気音などに比して燃焼音のレベルが大きくなるため、ノック音が目立つようになる。この燃焼音のレベルを低下させるために最大燃焼圧力を低下させる方法が考えられるが、この方法だと、スモーク量（すす発生量）の増加、及び、燃費の悪化が生じてしまう。すなわち、基本的には、ノック音とスモーク量とは相反する関係にあり、また、ノック音と燃費とは相反する関係にある。
　そこで、本発明者は、スモーク及び燃費を悪化させずにノック音を適切に低減することが可能な理想の燃焼を探索すべく、ＣＰＬからみた理想の燃焼を見付けるための取り組みを行った。まず、本発明者は、実際の走行シーンから、ノック音が小さいシーンとノック音が大きいシーンに着目して、ＣＰＬ低減に繋がる糸口を見付けようとした。その結果、燃焼エネルギー（トルク）が最も大きい全負荷領域ではノック音が小さいのに対して、低回転側の軽中負荷領域ではノック音が大きいこと（つまりノック音が聞こえるレベルになる）ことがわかった。以下では、全負荷領域に対する「部分負荷領域」の文言を、このような低回転側の軽中負荷領域のことを指すものとして適宜用いるものとする。なお、典型的には、エンジン回転数が１５００ｒｐｍ程度で、エンジン負荷が５００ｋＰａ程度の運転状態が、この部分負荷領域に属する。
　図４は、実走シーンから得られたノック音の差異が大きい２つの走行シーン（具体的には部分負荷領域と全負荷領域）での熱発生率及びＣＰＬを示している。図４（ａ）は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示しており、また、図４（ｂ）は、横軸に周波数を示し、縦軸にＣＰＬを示している。具体的には、グラフＧ１１及びＧ１３は、それぞれ、部分負荷領域での走行シーンにて得られた熱発生率及びＣＰＬを示し、また、グラフＧ１２及びＧ１４は、それぞれ、全負荷領域での走行シーンにて得られた熱発生率及びＣＰＬを示している。図４（ａ）及び（ｂ）より、部分負荷領域と全負荷領域とで燃焼の違いに着目すると、全負荷領域では発生熱量（トルク）が大きいにも関わらず、高周波エネルギーが小さいことがわかる。そこで、本発明者は、シミュレーションを活用して、ノック音が小さい全負荷領域での燃焼波形から理想の燃焼波形を見付けようとした。
　図５は、全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現したときのシミュレーション結果を示している。図５（ａ）は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示しており、また、図５（ｂ）は、横軸に周波数を示し、縦軸にＣＰＬを示している。具体的には、グラフＧ１１～Ｇ１４は、図４（ａ）及び（ｂ）と同一のグラフであり、グラフＧ１５は、全負荷領域での熱発生率（グラフＧ１２）を相似形の熱発生により部分負荷領域相当に合わせるよう変形した燃焼波形を示しており、また、グラフＧ１６は、この変形したグラフＧ１５の燃焼波形を適用した場合のＣＰＬを示している。グラフＧ１６より、全負荷領域における相似燃焼波形を部分負荷領域へと転写することにより、ＣＰＬが大幅に低減することがわかった。そこで、本発明者は、ＣＰＬをどこまで低減可能なのか、更なるシミュレーションにより検討することとした。
　図６は、全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現した燃焼波形と、熱発生の傾きが最小である燃焼波形とを比較したシミュレーション結果を示している。図６（ａ）は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示しており、また、図６（ｂ）は、横軸に周波数を示し、縦軸にＣＰＬを示している。具体的には、グラフＧ１３、Ｇ１５、Ｇ１６は、図５（ａ）及び（ｂ）と同一のグラフであり、グラフＧ１７は、全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現した燃焼波形（グラフＧ１５）と同一トルク条件下において傾きを最小にした燃焼波形を示している。このグラフＧ１７は、熱発生率の立ち上がりにおいて、グラフＧ１５よりも発熱量を増加し且つ燃焼傾きを緩やかにし、また、熱発生率のピークにおいて、グラフＧ１５よりも発熱量を減少させた燃焼波形である。更に、グラフＧ１８は、このようなグラフＧ１７の燃焼波形を適用した場合のＣＰＬを示している。このグラフＧ１８と、全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現した燃焼波形でのＣＰＬを示すグラフＧ１６とを比較すると、１５００Ｈｚ以下の周波数においてＣＰＬの低減余地があると言える。そこで、本発明者は、シミュレーションにより、１５００Ｈｚ以下の周波数でのＣＰＬの更なる低減を検討することとした。
　図７は、導出した理想の燃焼波形のシミュレーション結果を示している。図７（ａ）は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示しており、また、図７（ｂ）は、横軸に周波数を示し、縦軸にＣＰＬを示している。具体的には、グラフＧ１３、Ｇ１７、Ｇ１８は、図６（ａ）及び（ｂ）と同一のグラフであり、グラフＧ１９は、熱発生の傾きが最小である燃焼波形（グラフＧ１７）を基にした、実機で実現できるような燃焼波形（以下では「目標燃焼波形」と呼ぶ。）を示している。このグラフＧ１９で示す目標燃焼波形は、アフター噴射による燃焼分を除けば、グラフＧ１７で示す熱発生の傾きが最小である燃焼波形をほぼトレースできていることがわかる。更に、グラフＧ２０は、このようなグラフＧ１９の目標燃焼波形を適用した場合のＣＰＬを示している。これにより、目標燃焼波形によれば、１５００Ｈｚ以下の周波数においてＣＰＬが適切に低減されていることがわかる。
　以上述べたシミュレーションにより、全負荷領域での燃焼を部分負荷領域にて再現した燃焼波形から、目標となる燃焼波形（理想の燃焼波形）を導くことができた。そこで、本発明者は、この理想の燃焼波形を実現するための制御すべき燃焼機能を調査することとした。具体的には、ノック音が小さい全負荷領域での燃焼から高めるべき燃焼機能を抽出することとした。まず、本発明者は、全負荷領域での燃焼においてノック音が小さい理由を解明すべく、部分負荷領域での燃焼と全負荷領域での燃焼とを比較した。特に、本発明者は、部分負荷領域での燃焼と全負荷領域での燃焼との着火遅れ期間（燃料噴射開始から燃焼開始までの期間）を調べた。
　図８は、エンジン負荷と着火遅れ期間との関係について示している。図８（ａ）は、横軸にエンジン負荷を示し、縦軸にプレ燃焼の着火遅れ期間（特にパイロット噴射からプレ燃焼のピークまでの期間）を示しており、また、図８（ｂ）は、横軸にエンジン負荷を示し、縦軸にメイン燃焼の着火遅れ期間（特にメイン噴射からメイン燃焼開始までの期間）を示している。図８（ａ）及び（ｂ）より、エンジン負荷が高いほど、プレ燃焼及びメイン燃焼の両方とも、着火遅れ期間が短くなることがわかる。特に全負荷領域において、着火遅れ期間が最小となる。そこで、本発明者は、着火遅れ期間が短いことで、全負荷領域においてノック音が小さくなるメカニズムを考察することとした。
　ここで、着火遅れによるＣＰＬ悪化・改善のメカニズムについて考察する。まず、着火遅れ期間が長い場合、燃料噴射を開始してから燃料が着火するまでの時間が長いため、燃焼室内の未燃燃料量（予混合気量）が多くなる。そのため、着火遅れ期間が長い場合には、燃焼室内で多量の燃料が燃焼することで、燃焼が大きくなってＣＰＬが悪化する。一方、着火遅れ期間が短い場合、燃料噴射を開始してから燃料が着火するまでの時間が短いため、燃焼室内の未燃燃料量（予混合気量）が少なくなる。そのため、着火遅れ期間が短い場合には、燃焼室内で少量の燃料が燃焼することで、燃焼が小さくなってＣＰＬが改善することが考えられる。
　そこで、本発明者は、燃料噴射パターンを調整して着火遅れ期間を短縮することでＣＰＬを改善することを考えた。但し、着火遅れ期間の短縮によりＣＰＬは改善するが、上述したようにノック音とスモーク量とはトレードオフの関係にあるので、スモーク量は多くなる。このようなスモーク量も考慮する必要があるが、本発明者は、まず、着火遅れ期間のコントロールに必要な達成手段の検討することとした。
　図９は、部分負荷領域と全負荷領域での燃料噴射パターンの例を模式的に示している。図９に示す例においては、部分負荷領域では、パイロット噴射、プレ噴射、メイン噴射及びアフター噴射を行い、全負荷領域では、２回のプレ噴射及びメイン噴射を行う。より具体的には、部分負荷領域では、比較的長い間隔を空けて複数回の燃料噴射を行っている。これは、燃焼室内のスワール流や燃料噴射のペネトレーションを利用する時間を確保して、燃焼室内の燃料と空気との混合性を高めるためである。これに対して、全負荷領域では、比較的短い間隔にて複数回の燃料噴射を行っている。これは、全負荷領域では、燃焼室内の燃料と空気との混合性が十分に確保できる環境になっているので、部分負荷領域のようなスワール流やペネトレーションを利用する必要がないからである。特に、全負荷領域では、複数回の燃料噴射を近接させつつ、複数回行う燃料噴射の噴射量を段階的に増加させる（以下では適宜「スロープ噴射」と呼ぶ）。
　このように、部分負荷領域では、複数回の燃料噴射の噴射間隔が長いため、着火遅れ期間が長くなるのに対して、全負荷領域では、複数回の燃料噴射の噴射間隔が短いため、着火遅れ期間が短くなるとが考えられる。したがって、まず、本発明者は、部分負荷領域において、噴射間隔を短くして着火遅れ期間を短縮すべく、燃料の噴射回数を増やすことを考えた。
　図１０は、部分負荷領域において噴射回数を増加した燃料噴射パターンの例を模式的に示している。図１０の下段に示すように、部分負荷領域において、プレ噴射を１回増やしている、つまりプレ噴射を２回行うようにしている。
　図１１は、部分負荷領域において噴射回数を増加したときの燃焼を説明するための概念図を示している。図１１（ａ）は、部分負荷領域において噴射回数を増加したときの燃焼室内の燃焼イメージを示しており、図１１（ｂ）は、全負荷領域における燃焼室内の燃焼イメージを示している。図１１（ｂ）に示すように、全負荷領域では、噴射量を段階的に増加するため、燃焼室内において燃焼（エネルギー）が連続的に増加していく。また、図１１（ａ）に示すように、部分負荷領域において噴射回数を増加した場合、燃焼室内に小さい燃焼（エネルギー）が分散して、順番に着火が行われることとなる。つまり、部分負荷領域でも、噴射回数を増加することで、全負荷領域と類似する燃焼を燃焼室内に形成することができる。よって、部分負荷領域において、着火遅れ期間を短縮することが可能となる。
　図１２は、部分負荷領域において噴射回数を増加したときの着火遅れ期間を示している。具体的には、図１２（ａ）は、プレ燃焼での噴射回数の増加前と増加後の着火遅れ期間を示し、図１２（ｂ）は、メイン燃焼での噴射回数の増加前と増加後の着火遅れ期間を示している。図１２（ａ）及び（ｂ）より、部分負荷領域において噴射回数を増加すると、プレ燃焼及びメイン燃焼の両方とも（特にメイン燃焼）、着火遅れ期間が短くなることがわかる。
　したがって、本発明者は、部分負荷領域での着火遅れ期間の短縮のため、噴射回数の増加とスロープ噴射とを組み合わせた燃料噴射パターンのキャリブレーションを机上検討することとした。この場合、燃料噴射パターンに適用する噴射回数を最大で７回とした。例えば、３回のパイロット噴射、２回のプレ噴射、１回のメイン噴射、及び１回のアフター噴射から成る燃料噴射パターンを用いた。また、これらの各々の燃料噴射の噴射量も適宜変更することとした。
　図１３は、部分負荷領域において適用する燃料噴射パターンの例を模式的に示している。図１３では、部分負荷領域での着火遅れ期間の短縮のために、７回の燃料噴射を行い、且つ、噴射量を段階的に増加させるようにした（つまりスロープ噴射させるようにした）燃料噴射パターンの例を示している。以下では、図１３に示すような燃料噴射パターンを適宜「７段基準噴射パターン」と呼ぶ。
　図１４は、７段基準噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示している。図１４は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示している。具体的には、グラフＧ１１及びＧ１９は、それぞれ、図４（ａ）及び図７（ａ）と同一のグラフである。つまり、グラフＧ１１は、噴射回数増加やスロープ噴射を適用していない、部分負荷領域での元の燃料噴射パターン（以下では適宜「基準噴射パターン」と呼ぶ。）による燃焼波形を示している。また、グラフＧ１９は、熱発生の傾きが最小である燃焼波形（図６（ａ）のグラフＧ１７参照）を基にした目標燃焼波形を示している。一方、グラフＧ２１は、７段基準噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示している。このグラフＧ２１より、７段基準噴射パターンを適用した場合に目標燃焼波形をほぼ再現できていることがわかる。
　図１５は、７段基準噴射パターンを適用した場合のＣＰＬ及びスモーク量を示している。具体的には、図１５（ａ）は、基準噴射パターンと７段基準噴射パターンを適用した場合のＣＰＬを示している。図１５（ａ）より、７段基準噴射パターンを適用した場合には、基準噴射パターンを適用した場合よりもＣＰＬが大幅に改善していることがわかる。一方、図１５（ｂ）は、基準噴射パターンと７段基準噴射パターンを適用した場合のスモーク量を示している。図１５（ｂ）より、７段基準噴射パターンを適用した場合には、基準噴射パターンを適用した場合よりもスモーク量が悪化していることがわかる。そこで、本発明者は、このような７段基準噴射パターンによるスモーク量の改善を検討することとした。
　図１６は、７段基準噴射パターンを改良した第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示している。図１６（ａ）及び（ｂ）は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示している。
　具体的には、図１６（ａ）において、グラフＧ２１は、図１４と同一のグラフであり、つまり７段基準噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示しており、グラフＧ２２は、第１の７段改良噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示している。この第１の７段改良噴射パターンは、７段基準噴射パターンと比較して、燃焼波形の立ち上がり部分の凹み（谷）をなくして、燃焼波形の立ち上がりを滑らかにし（傾きを安定化する）、且つ、燃焼波形のピークを進角させ、尚且つ、メイン燃焼に対応する燃焼波形の立ち上がり部分の発熱量を低減させるようにした噴射パターンである。このような第１の７段改良噴射パターンによって、スモーク量を低減しようとしている。なお、燃焼波形の立ち上がり部分の凹み（谷）は、当該凹みから復帰するときの立ち上がりが急になるため、ノック音の大きな要因となる、特に高周波成分を多く含むインパクトノイズとなる。
　更に、第１の７段改良噴射パターンでは、スモーク量をより低減すべく、アフター噴射を７段基準噴射パターンよりも遅角させることで、燃料と空気との混合期間を拡大させるようにしている。なお、上記のように第１の７段改良噴射パターンにおいて燃焼波形を進角させているのは、アフター噴射の遅角によるトルク落ち（燃費悪化）を抑制するためである。
　他方で、図１６（ｂ）において、グラフＧ２２は、図１６（ａ）と同一のグラフであり、つまり第１の７段改良噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示しており、グラフＧ２３は、第２の７段改良噴射パターンを適用した場合の燃焼波形を示している。この第２の７段改良噴射パターンは、基本的には第１の７段改良噴射パターンと同一のパターンであるが、燃料の噴射圧を上昇させる点で第１の７段改良噴射パターンと異なる。このように燃料の噴射圧を上昇させることで、燃料の均質化を向上して、スモーク量を低減しようとしている。
　図１７は、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合のＣＰＬ及びスモーク量を示している。具体的には、図１７（ａ）は、基準噴射パターン、７段基準噴射パターン、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合のＣＰＬを示している。図１７（ａ）より、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合には、７段基準噴射パターンを適用した場合よりもＣＰＬが更に改善していることがわかる。一方、図１７（ｂ）は、基準噴射パターン、７段基準噴射パターン、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合のスモーク量を示している。図１７（ｂ）より、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合には、７段基準噴射パターンを適用した場合よりもスモーク量が改善しているが、基準噴射パターンを適用した場合よりもスモーク量がまだ悪化していることがわかる。そこで、本発明者は、第１及び第２の７段改良噴射パターンでのアフター噴射及び噴射圧の改良だけでは、スモーク量をこれ以上低減することは困難であると考えた。したがって、本発明者は、多段噴射においてＣＰＬ及びスモーク量を決定する要因を紐解くこととした。
　図１８は、ＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムを解明するために行う、多段噴射の感度調整方法についての説明図である。図１８（ａ）は、メカニズム解明に適用する燃料噴射パターンの例を示している。この燃料噴射パターンは、パイロット噴射１と、パイロット噴射２と、プレ噴射１と、プレ噴射２と、メイン噴射と、アフター噴射１と、アフター噴射２と、を含む７段噴射から成る。図１８（ｂ）は、図１８（ａ）の燃料噴射パターンを適用した場合の燃焼波形例を示している。この燃焼波形において、領域Ｒ１１はパイロット噴射１及びパイロット噴射２による燃焼に対応し、領域Ｒ１２はプレ噴射１による燃焼に対応し、領域Ｒ１３はプレ噴射２による燃焼に対応し、領域Ｒ１４はメイン噴射及びアフター噴射１による燃焼に対応する。
　ここで、本発明者は、多段噴射における各燃料噴射ごとの噴射量に対する熱発生とスモーク感度を調査することで、多段噴射における各燃料噴射に具備させる機能を解明しようとした。この調査に当たって、ＣＰＬと相関の高い熱発生率の傾きを、単位噴射量当たりの発熱量の高さ変化に置き換えることで、ノック音を発熱量で代用することとした。
　図１９は、部分負荷領域において多段噴射の各燃料噴射の感度調査結果を示している。具体的には、図１９（ａ）は、パイロット噴射１とパイロット噴射２とプレ噴射１とプレ噴射２とアフター噴射１とについて、単位噴射量当たりの発熱量の高さ変化を示している。この発熱量の高さ変化は、一義的にノック音（ＣＰＬ）を示すものとなる。図１９（ａ）より、パイロット噴射２及びプレ噴射１に関して発熱量の高さ変化が大きいことがわかる。すなわち、パイロット噴射２及びプレ噴射１が、他の燃料噴射と比較して、ノック音（ＣＰＬ）により大きな影響を与えることがわかる。一方で、図１９（ｂ）は、パイロット噴射１とパイロット噴射２とプレ噴射１とプレ噴射２とアフター噴射１とについて、単位噴射量当たりのスモーク量の変化を示している。図１９（ｂ）より、プレ噴射１、プレ噴射２及びアフター噴射１に関してスモーク量の変化が大きいことがわかる。すなわち、プレ噴射１、プレ噴射２及びアフター噴射１が、他の燃料噴射と比較して、スモーク量により大きな影響を与えることがわかる。
　図１９（ａ）及び（ｂ）に示した調査結果より、ＣＰＬの大きさは前段の燃料噴射に依存し、且つ、スモーク量の大きさは後段の燃料噴射に依存する、というＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムが判明した。そこで、本発明者は、このメカニズムに基づき、前段の燃料噴射を調整することでＣＰＬを低減し、且つ後段の燃料噴射を調整することでスモーク量を低減するべく、燃料噴射パターンのキャリブレーションを行うこととした。
　図２０は、上記したようなＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムに基づくキャリブレーションにより得られた、燃料噴射パターンによる燃焼波形を示している。図２０は、横軸にクランク角を示し、縦軸に熱発生率を示している。具体的には、グラフＧ１１は、図４（ａ）と同一のグラフであり、つまり基準噴射パターンによる燃焼波形を示しており、グラフＧ２４は、ＣＰＬ及びスモーク量のメカニズムに基づくキャリブレーションにより得られた、部分負荷領域での燃料噴射パターンによる燃焼波形を示している。後者の燃料噴射パターンは、６段の燃料噴射からなり、以下では適宜「６段改良噴射パターン」と呼ぶ。この６段改良噴射パターンは、基本的には、上記した７段の噴射パターン（７段基準噴射パターン、第１及び第２の７段改良噴射パターン）における最前段の燃料噴射を無くした噴射パターンである。
　具体的には、６段改良噴射パターンでは、プレ燃焼をメイン燃焼に内包することで、燃焼波形の立ち上がり部分の凹み（谷）をなくし、且つ、燃焼波形の立ち上がりを緩やかにしてある（領域Ｒ２１参照）。これにより、ＣＰＬを低減するようにしている。特に、ノック音の高周波成分を低減するようにしている。また、６段改良噴射パターンでは、多段噴射によりメイン燃焼に対応する燃焼波形の形状を台形化し（領域Ｒ２２参照）、スモーク量を低減するようにしている。更に、６段改良噴射パターンでは、スモーク量をより低減すべく、アフター噴射を遅角させている。この場合、アフター噴射の遅角によるトルク落ち（燃費悪化）を抑制すべく、６段改良噴射パターンでは、メイン燃焼を進角させている。
　図２１は、部分負荷領域において６段改良噴射パターンを適用した場合の各種の結果を示している。まず、図２１（ａ）及び（ｂ）は、それぞれ、基準噴射パターンと６段改良噴射パターンを適用した場合のプレ燃焼及びメイン燃焼での着火遅れ期間を示している。図２１（ａ）及び（ｂ）より、６段改良噴射パターンを適用した場合には、基準噴射パターンを適用した場合よりも、プレ燃焼及びメイン燃焼の両方とも、着火遅れ期間が短くなることがわかる。
　次いで、図２１（ｃ）は、基準噴射パターンと６段改良噴射パターンを適用した場合のＣＰＬを示している。図２１（ｃ）より、６段改良噴射パターンを適用した場合には、基準噴射パターンを適用した場合よりもＣＰＬが小さくなることがわかる（例えば６ｄＢ程度小さくなる）。
　次いで、図２１（ｄ）は、基準噴射パターンと６段改良噴射パターンを適用した場合のスモーク量を示している。図２１（ｄ）より、６段改良噴射パターンを適用した場合と基準噴射パターンを適用した場合とでスモーク量が同等であることがわかる。これは、６段改良噴射パターンを適用した場合には、上述した７段基準噴射パターン、第１及び第２の７段改良噴射パターンを適用した場合よりもスモーク量が改善していることを意味する。
　次いで、図２１（ｅ）は、基準噴射パターンと６段改良噴射パターンを適用した場合のＣＯ量及びＨＣ量を示している。図２１（ｅ）より、６段改良噴射パターンを適用した場合には、基準噴射パターンを適用した場合よりもＣＯ量が小さくなること（例えば２０％程度減少）、及び、６段改良噴射パターンを適用した場合と基準噴射パターンを適用した場合とでＨＣ量が同等であることがわかる。これは、６段改良噴射パターンを適用した場合には、筒内に付着する燃料（未燃燃料）が減ったからであると考えられる。
　次いで、図２１（ｆ）は、基準噴射パターンと６段改良噴射パターンを適用した場合の燃費率を示している。図２１（ｆ）より、６段改良噴射パターンを適用した場合と基準噴射パターンを適用した場合とで燃費率が同等であることがわかる。
　以上のことから、６段改良噴射パターンによれば、部分負荷領域において、スモークなどのエミッションの悪化や燃費の悪化を生じさせずに、ノック音を大幅に低減することができる。
　＜本実施形態に係る制御＞
　次に、上記セクションで述べた基本概念に基づいた、本発明の実施形態に係る制御について具体的に説明する。
　図２２は、本発明の実施形態においてＰＣＭ７０が行う制御についての説明図である。図２２は、横方向に時間を示し（一義的にクランク角に対応する）、縦方向に燃料噴射量を示し、複数回行う燃料噴射を模式的に示している。本実施形態では、ＰＣＭ７０は、上述したような部分負荷領域において、１回のメイン噴射と、メイン噴射の前の３回の前段噴射と、メイン噴射の後の１回の後段噴射と、を行う。前段噴射は、少なくともプレ噴射を含み（パイロット噴射を含めてもよいし、含めなくてもよい）、後段噴射は、アフター噴射である。以下では、３回の前段噴射のそれぞれを「１段目噴射」、「２段目噴射」及び「３段目噴射」と呼び、メイン噴射を「４段目噴射」と呼び、後段噴射を「５段目噴射」と呼ぶ。
　また、本実施形態では、ＰＣＭ７０は、図２２中の実線Ｌ１１に示すように、１段目噴射、２段目噴射及び３段目噴射のそれぞれに適用する燃料噴射量をメイン噴射に向けて段階的に増加させるようにする、つまりスロープ噴射を行うようにする。これにより、１段目噴射、２段目噴射及び３段目噴射により熱発生率を連続的に増加させて、メイン燃焼開始時の筒内熱量ひいては筒内圧力を高めておくようにする。こうすることで、メイン燃焼による最大筒内圧に至るまでの筒内圧力の傾きを緩やかにすることができ、ノック音の高周波成分を適切に減少することができる。
　また、本実施形態では、ＰＣＭ７０は、１段目噴射、２段目噴射、３段目噴射、４段目噴射及び５段目噴射のそれぞれの間の噴射間隔Ｔ１１、Ｔ１２、Ｔ１３、Ｔ１４をほぼ一定にする。特に、噴射間隔Ｔ１１、Ｔ１２、Ｔ１３をほぼ一定にすることで、１段目噴射、２段目噴射及び３段目噴射によって、メイン噴射に向けて連続的に熱発生させることができる。
　ここで、図２２における上の図に示すように、時間で見たときの噴射間隔Ｔ１１、Ｔ１２、Ｔ１３はほぼ一定であるが、図２２の下の図に示すように、クランク角で見ると、これらの間隔は一定とはならない。具体的には、後段側（遅角側）に進むほど、噴射間隔に対応するクランク角の幅が小さくなる。つまり、「噴射間隔Ｔ１１に対応するクランク角ＣＲ１１＞噴射間隔Ｔ１２に対応するクランク角ＣＲ１２＞噴射間隔Ｔ１３に対応するクランク角ＣＲ１３」となる。これは、ＴＤＣに近付くほど、クランク角で規定されるクランクシャフト７の回転速度が低下するからである。
　また、本実施形態では、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数に応じて噴射間隔を変える。このエンジン回転数に応じた噴射間隔の設定について、図２３を参照して説明する。図２３は、エンジン回転数と、クランク角で規定した噴射間隔との関係を示している。グラフＧ３１は、１段目噴射と２段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ３２は、２段目噴射と３段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ３３は、３段目噴射と４段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ３４は、４段目噴射と５段目噴射との噴射間隔を示している。なお、図２３では、説明の便宜上、グラフＧ３１～Ｇ３４をずらして示しているが、実際には、これらのグラフＧ３１～Ｇ３４はほぼ重なり合うものとなる。
　図２３に示すように、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数が高くなるほど、クランク角で規定した噴射間隔を大きくする。こうするのは、エンジン回転数が高くなるほど、クランクシャフト７の回転角度が速くなり、１回の燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が短くなるからである。よって、エンジン回転数が高くなるほど、クランク角で規定した噴射間隔を大きくすれば、時間で見たときの噴射間隔をエンジン回転数によってほとんど変化させないようにすることができる。また、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数に応じて、各燃料噴射の噴射間隔の全てをほぼ等比率で変化させる。こうすることで、エンジン回転数が変化しても、各噴射間隔の関係がほぼ一定に維持されるようにする。
　更に、本実施形態では、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷に応じて噴射間隔を変えないようにする。これについて、図２４を参照して説明する。図２４は、エンジン負荷と、クランク角で規定した噴射間隔との関係を示している。グラフＧ４１は、１段目噴射と２段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ４２は、２段目噴射と３段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ４３は、３段目噴射と４段目噴射との噴射間隔を示し、グラフＧ４４は、４段目噴射と５段目噴射との噴射間隔を示している。なお、図２４では、説明の便宜上、グラフＧ４１～Ｇ４４をずらして示しているが、実際には、これらのグラフＧ４１～Ｇ４４はほぼ重なり合うものとなる。
　図２４に示すように、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷によらずに、クランク角で規定した噴射間隔を略一定にする。つまり、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷が変化しても噴射間隔を変化させないようにする。こうするのは、エンジン負荷が変化すると必要な燃料噴射量が変わるだけであり、エンジン回転数が変化した場合のように１回の燃焼行程に対応する時間が変化するわけではないからである。但し、エンジン負荷に応じて燃料噴射量が変化すると、インジェクタ２０に供給する制御信号のパルス幅が変化するため、このパルス幅の変化に応じて各燃料噴射を行うタイミングを変化させるのがよい。
　次に、図２５を参照して、ＰＣＭ７０が実行する燃料噴射制御処理のフローチャートについて説明する。この燃料噴射制御処理は、車両のイグニッションがオンにされ、ＰＣＭ７０に電源が投入された場合に起動され、繰り返し実行される。
　燃料噴射制御処理が開始されると、ステップＳ１において、ＰＣＭ７０は、車両の運転状態に関する各種情報を取得する。具体的には、ＰＣＭ７０は、上述した各種センサＳＮ１～ＳＮ６が出力した検出信号の他、アクセル開度センサが検出したアクセル開度、車速センサが検出した車速、車両の変速機に現在設定されているギヤ段等を含む情報を取得する。
　次に、ステップＳ２において、ＰＣＭ７０は、ステップＳ１において取得された情報に基づき、目標加速度を設定する。具体的には、ＰＣＭ７０は、種々の車速及び種々のギヤ段について規定された加速度特性マップ（予め作成されてメモリなどに記憶されている）の中から、現在の車速及びギヤ段に対応する加速度特性マップを選択し、選択した加速度特性マップを参照して現在のアクセル開度に対応する目標加速度を決定する。
　次に、ステップＳ３において、ＰＣＭ７０は、ステップＳ２において決定した目標加速度を実現するためのエンジンの目標トルクを決定する。具体的には、ＰＣＭ７０は、現在の車速、ギヤ段、路面勾配、路面μなどに基づき、エンジンが出力可能なトルクの範囲内で、目標トルクを決定する。
　次に、ステップＳ４において、ＰＣＭ７０は、ステップＳ３において決定した目標トルクと、クランク角センサＳＮ１からの出力信号に基づいて求めたエンジン回転数とに基づいて、目標トルクを得るためにインジェクタ２０から噴射させるべき燃料の要求噴射量（主にメイン噴射の燃料噴射量）を設定する。
　次に、ステップＳ５において、ＰＣＭ７０は、燃料噴射形態（燃料の噴射量及び噴射タイミングなどを含むものであり、換言すると燃料噴射パターンである）を決定する。特に、本実施形態では、ＰＣＭ７０は、エンジンの運転状態が部分負荷領域に含まれる場合に、１段目～５段目噴射からなる燃料噴射形態であって、１段目～３段目噴射に適用する燃料噴射量がメイン噴射に向けて段階的に増加され、且つ、１段目～５段目噴射のそれぞれの噴射間隔がほぼ一定にされた燃料噴射形態を採用する（図２２参照）。また、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数に応じて各燃料噴射の噴射間隔を設定する。特に、ＰＣＭ７０は、図２３に示したようなエンジン回転数とクランク角で定義した噴射間隔との関係を規定したマップを参照して、現在のエンジン回転数に応じた噴射間隔を適用する。この場合、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数に応じて、各燃料噴射の噴射間隔の全てを等比率で変化させる。但し、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷によらずに、クランク角で規定した噴射間隔を略一定にする（図２４参照）。
　次に、ステップＳ６において、ＰＣＭ７０は、ステップＳ４において決定した要求噴射量及びステップＳ５において決定した燃料噴射形態に基づき、インジェクタ２０を制御する。ステップＳ６の後、ＰＣＭ７０は、燃料噴射制御処理を終了する。
　＜作用効果＞
　次に、本発明の実施形態の作用効果について説明する。
　本実施形態によれば、ＰＣＭ７０は、２回以上の前段噴射及びメイン噴射を含む複数回の燃料噴射を行う場合に、各燃料噴射の噴射間隔を、燃料噴射を行うクランク角に応じた間隔に設定する。具体的には、ＰＣＭ７０は、後段側（遅角側）の燃料噴射ほど、クランク角で規定した噴射間隔を小さくする。典型的には、ＰＣＭ７０は、時間で見たときの各燃料噴射の噴射間隔がほぼ等しくなるように、後段側（遅角側）に進むにつれて、クランク角で規定した噴射間隔を小さくする。
　これにより、前段噴射を適切な噴射間隔（すなわち等時間間隔）にて実行することによって、メイン噴射に向けて連続して熱発生させることができ、メイン燃焼開始時の筒内熱量ひいては筒内圧力を高めることができる。よって、メイン燃焼による最大筒内圧に至るまでの筒内圧力の傾きを緩やかにすることができ、ノック音の高周波成分を適切に減少することができる。したがって、本実施形態によれば、スモークなどのエミッションの悪化や燃費の悪化を生じさせずに、ノック音を適切に低減することができる。
　また、本実施形態によれば、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数が高いほど、クランク角で規定した噴射間隔を大きくするので、エンジン回転数に応じて燃焼行程（燃焼サイクル）の時間が変化しても、前段噴射を適切な噴射間隔にて実行することができる。
　また、本実施形態によれば、ＰＣＭ７０は、エンジン回転数に応じて、各燃料噴射の噴射間隔の全てをほぼ等比率で変化させるので、エンジン回転数が変化しても、各噴射間隔の関係をほぼ一定に維持することができる。
　また、本実施形態によれば、ＰＣＭ７０は、エンジン負荷が変化した場合、エンジン回転数が変化した場合のように燃焼行程（燃焼サイクル）に対応する時間が変化するわけではないので、クランク角で規定した噴射間隔を略一定にすることができる。
　また、本実施形態によれば、ＰＣＭ７０は、前段噴射における燃料噴射量をメイン噴射に向けて段階的に増加させるので、より効果的に、前段噴射により熱発生率を連続的に増加させることができる。
　１　エンジン本体
　２　気筒
　４　ピストン
　７　クランクシャフト
　８　コンロッド
　２０　インジェクタ
　３０　吸気通路
　４０　排気通路
　６０　ターボ過給機
　７０　ＰＣＭ

Claims (10)

  1. 　１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法であって、
    　圧縮行程の第１時期において、第１の燃料噴射を開始するステップと、
    　圧縮行程で、且つ、前記第１の燃料噴射が終了してから第１クランク角に対応する時間が経過した第２時期において、第２の燃料噴射を開始するステップと、
    　圧縮上死点付近で、且つ、前記第２の燃料噴射が終了してから第２クランク角に対応する時間が経過した第３時期において、第３の燃料噴射を開始するステップと、
    　を有し、
    　前記第２クランク角は前記第１クランク角よりも小さい、ことを特徴とするディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法。
  2. 　前記ディーゼルエンジンの回転数が高いほど、前記第１及び第２クランク角のそれぞれを大きくするステップを更に有する、請求項１に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法。
  3. 　前記回転数の増加に対する前記第１クランク角の増加率と、前記回転数の増加に対する前記第２クランク角の増加率とが略等しい、請求項２に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法。
  4. 　前記ディーゼルエンジンの負荷の変化によらずに、前記第１及び第２クランク角のそれぞれが略一定である、請求項１乃至３のいずれか一項に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法。
  5. 　前記第１の燃料噴射の噴射量よりも前記第２の燃料噴射の噴射量を大きくし、且つ、前記第２の燃料噴射の噴射量よりも前記第３の燃料噴射の噴射量を大きくするステップを更に有する、請求項１乃至４のいずれか一項に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法。
  6. 　１回の燃焼行程中に複数回の燃料噴射を行って気筒内に複数回の燃焼を生じさせるディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置であって、
    　前記気筒内に燃料を噴射する燃料供給装置と、
    　前記燃料供給装置を制御する制御器と、を有し、
    　前記制御器は、
    　圧縮行程の第１時期において、第１の燃料噴射を開始し、
    　圧縮行程で、且つ、前記第１の燃料噴射が終了してから第１クランク角に対応する時間が経過した第２時期において、第２の燃料噴射を開始し、
    　圧縮上死点付近で、且つ、前記第２の燃料噴射が終了してから第２クランク角に対応する時間が経過した第３時期において、第３の燃料噴射を開始し、
    　前記第２クランク角が前記第１クランク角よりも小さくなるように、
    　前記燃料供給装置を制御する、ことを特徴とするディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。
  7. 　前記制御器は、前記ディーゼルエンジンの回転数が高いほど、前記第１及び第２クランク角のそれぞれを大きくするように、前記燃料供給装置を制御する、請求項６に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。
  8. 　前記制御器は、前記回転数の増加に対する前記第１クランク角の増加率と、前記回転数の増加に対する前記第２クランク角の増加率とを略等しくするように、前記燃料供給装置を制御する、請求項７に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。
  9. 　前記制御器は、前記ディーゼルエンジンの負荷の変化によらずに、前記第１及び第２クランク角のそれぞれを略一定にするように、前記燃料供給装置を制御する、請求項６乃至８のいずれか一項に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。
  10. 　前記制御器は、前記第１の燃料噴射の噴射量よりも前記第２の燃料噴射の噴射量を大きくし、且つ、前記第２の燃料噴射の噴射量よりも前記第３の燃料噴射の噴射量を大きくするように、前記燃料供給装置を制御する、請求項６乃至９のいずれか一項に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。
PCT/JP2017/018552 2017-05-17 2017-05-17 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置 WO2018211631A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US16/614,254 US20200088125A1 (en) 2017-05-17 2017-05-17 Fuel injection control method and fuel injection control system for diesel engine
JP2019518672A JP6873407B2 (ja) 2017-05-17 2017-05-17 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
PCT/JP2017/018552 WO2018211631A1 (ja) 2017-05-17 2017-05-17 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
EP17910031.8A EP3608526A4 (en) 2017-05-17 2017-05-17 FUEL INJECTION CONTROL DEVICE AND FUEL INJECTION CONTROL METHOD FOR DIESEL ENGINE

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2017/018552 WO2018211631A1 (ja) 2017-05-17 2017-05-17 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018211631A1 true WO2018211631A1 (ja) 2018-11-22

Family

ID=64273518

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2017/018552 WO2018211631A1 (ja) 2017-05-17 2017-05-17 ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20200088125A1 (ja)
EP (1) EP3608526A4 (ja)
JP (1) JP6873407B2 (ja)
WO (1) WO2018211631A1 (ja)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112096535B (zh) * 2020-08-13 2021-11-02 东风汽车集团有限公司 发动机燃油喷射次数控制方法、系统及汽车

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10205383A (ja) * 1997-01-21 1998-08-04 Isuzu Motors Ltd ディーゼルエンジンの燃料噴射装置
JP2002047975A (ja) 2000-07-28 2002-02-15 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2007100623A (ja) * 2005-10-06 2007-04-19 Denso Corp ディーゼル機関の燃料噴射制御装置
JP2009275621A (ja) * 2008-05-15 2009-11-26 Denso Corp 燃料噴射制御装置およびそれを用いた燃料噴射システム
JP2011202624A (ja) * 2010-03-26 2011-10-13 Nippon Soken Inc 燃料噴射制御装置
JP2016217215A (ja) 2015-05-18 2016-12-22 マツダ株式会社 エンジンの燃料噴射制御装置

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
IT1308412B1 (it) * 1999-03-05 2001-12-17 Fiat Ricerche Metodo di controllo della combustione di un motore diesel ad iniezionediretta tramite l'attuazione di iniezioni multiple mediante un sistema
JP4186799B2 (ja) * 2003-11-17 2008-11-26 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の適合方法および内燃機関
DE102008020221B4 (de) * 2008-04-22 2018-10-25 Thomas Koch Verfahren zum Starten einer selbstzündenden Brennkraftmaschine bei niedrigen Temperaturen
JP5086887B2 (ja) * 2008-05-16 2012-11-28 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料噴射制御装置
WO2011118030A1 (ja) * 2010-03-26 2011-09-29 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃焼制御装置
JP6171956B2 (ja) * 2014-01-30 2017-08-02 マツダ株式会社 直噴ガソリンエンジンの制御装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10205383A (ja) * 1997-01-21 1998-08-04 Isuzu Motors Ltd ディーゼルエンジンの燃料噴射装置
JP2002047975A (ja) 2000-07-28 2002-02-15 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2007100623A (ja) * 2005-10-06 2007-04-19 Denso Corp ディーゼル機関の燃料噴射制御装置
JP2009275621A (ja) * 2008-05-15 2009-11-26 Denso Corp 燃料噴射制御装置およびそれを用いた燃料噴射システム
JP2011202624A (ja) * 2010-03-26 2011-10-13 Nippon Soken Inc 燃料噴射制御装置
JP2016217215A (ja) 2015-05-18 2016-12-22 マツダ株式会社 エンジンの燃料噴射制御装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3608526A4 *

Also Published As

Publication number Publication date
US20200088125A1 (en) 2020-03-19
JPWO2018211631A1 (ja) 2020-03-12
EP3608526A1 (en) 2020-02-12
JP6873407B2 (ja) 2021-05-19
EP3608526A4 (en) 2020-04-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6135875B2 (ja) エンジンの燃料噴射制御装置
JP6288066B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6222622B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6222623B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP2018193915A (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
US10557436B2 (en) Method and device for controlling fuel injection of diesel engine
JP6716101B2 (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP2018193914A (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6900000B2 (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6838654B2 (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
WO2018211631A1 (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6218124B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジン
JP6288067B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP2018193918A (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP2018193919A (ja) ディーゼルエンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6218122B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置
JP6218123B2 (ja) 圧縮自己着火式エンジンの燃料噴射制御方法及び燃料噴射制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17910031

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2017910031

Country of ref document: EP

Effective date: 20191107

Ref document number: 2019518672

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE