WO2018221511A1 - 圧縮着火式エンジン - Google Patents

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WO2018221511A1
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fuel
combustion chamber
air
engine
egr gas
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PCT/JP2018/020548
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人見　光夫
山本　博之
山本　寿英
英史 藤本
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マツダ株式会社
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Definitions

  • the technology disclosed herein relates to a compression ignition engine.
  • Patent Document 1 describes a diesel engine.
  • This diesel engine includes an exhaust gas purification system using a three-way catalyst for the purpose of omitting an expensive selective reduction catalyst system.
  • this diesel engine adjusts the size and injection pressure of the injection holes for injecting diesel fuel into the combustion chamber.
  • the diesel fuel is diffused throughout the combustion chamber to form a stoichiometric air-fuel mixture, and the mixture is combusted by compression ignition.
  • Patent Document 2 describes a diesel engine that introduces gasoline as secondary fuel into an intake passage through a carburetor and injects diesel fuel into a combustion chamber. Patent Document 2 describes that the ratio of diesel fuel to gasoline is 50% or more of diesel fuel with respect to the total fuel amount.
  • Patent Document 3 describes a diesel engine that supplies vaporized naphtha into a combustion chamber through an intake passage and injects liquid naphtha into the combustion chamber. Patent Document 3 describes that the amount of naphtha supplied into the combustion chamber through the intake passage does not exceed 50% of the total fuel amount.
  • the diesel engine described in Patent Document 1 forms and burns a stoichiometric air-fuel mixture by diffusing diesel fuel throughout the combustion chamber.
  • diesel fuel is difficult to vaporize, the diesel engine described in Patent Literature 1 has a problem that a portion where the fuel concentration is locally increased occurs in the combustion chamber. When the fuel concentration is locally increased, soot and carbon monoxide (CO) are generated in the combustion chamber.
  • CO carbon monoxide
  • the technology disclosed herein has been made in view of the above points, and its purpose is to provide a compression ignition type engine that can reduce emissions such as soot and CO generation and can realize a good operation. There is to do.
  • the compression ignition type engine includes an engine body having a combustion chamber, a first fuel supply unit configured to supply a first fuel to the combustion chamber, and at least one of pressure and temperature leading to compression ignition is the first.
  • a second fuel supply unit configured to supply a second fuel lower than one fuel and less vaporized than the first fuel to the combustion chamber; and an exhaust gas discharged from the combustion chamber as an EGR gas
  • An EGR gas recirculation unit that recirculates to the combustion chamber, and a control unit configured to output a control signal to each of the first fuel supply unit, the second fuel supply unit, and the EGR gas recirculation unit; .
  • the control unit determines whether the operation region of the engine body is a low load region below a predetermined load or a high load region higher than the predetermined load. When the operating range of the engine body is in the low load range, the control unit supplies at least the first fuel to the combustion chamber among the fuels of the first fuel and the second fuel. As described above, the control signal is output to at least the first fuel supply unit of the first fuel supply unit and the second fuel supply unit, and the EGR rate is compared with that in the high load region. The control signal is output to the EGR gas recirculation unit so as to be higher.
  • EGR rate is the ratio of the amount of EGR gas to the total amount of gas charged in the combustion chamber
  • air-fuel ratio is the amount of fuel charged in the combustion chamber (total fuel).
  • a / F The ratio of the air quantity to the quantity
  • the compression ignition type engine includes the first fuel supply unit and the second fuel supply unit. Two types of fuel, a first fuel and a second fuel, are supplied to the combustion chamber.
  • the second fuel has at least one of pressure and temperature leading to compression ignition lower than that of the first fuel, and is less likely to vaporize than the first fuel.
  • the first fuel may be a fuel having a lower boiling point than the second fuel.
  • the first fuel has a fuel characteristic that it is more easily vaporized than the second fuel.
  • the second fuel has a fuel characteristic that it is easier to perform compression ignition than the first fuel. Therefore, by combining fuels having different fuel characteristics in this way and making use of the respective characteristics, appropriate combustion can be realized in a wide range of the operating range of the engine.
  • the low load area requires less air for combustion than the high load area. Therefore, in a low load region, EGR gas having a high temperature is introduced into the combustion chamber. As a result, the temperature of the combustion chamber can be increased by the amount of heat of the EGR gas, and the air-fuel mixture in the combustion chamber can be easily ignited. Therefore, the fuel consumption can be improved.
  • the amount of EGR gas introduced is adjusted, and a control signal is output to the EGR gas recirculation unit so that the EGR rate is higher than that in the high load region so that the amount of EGR gas increases.
  • the homogenization of the air-fuel mixture formed in the combustion chamber can be promoted by mixing it with a large amount of high-temperature EGR gas.
  • the homogenizing the air-fuel mixture generation of soot and CO is suppressed, so that emission can be reduced.
  • the control unit When the operating region of the engine body is in the low load region, the control unit causes the EGR gas to flow in the combustion chamber so that the air-fuel ratio of the combustion chamber is within a range of 14.5 to 15.0.
  • a control signal is output to the EGR gas recirculation unit so that the amount of fuel supplied to the combustion chamber is increased in accordance with an increase in load required for the engine body.
  • a control signal is output to the EGR gas recirculation unit so that the amount of the EGR gas supplied to the combustion chamber is reduced so that the air-fuel ratio of the combustion chamber is within a range of 14.5 to 15.0. Also good.
  • the control unit when the operating region of the engine body is in the low load region, the control unit causes the EGR gas to combust so that the air-fuel ratio of the combustion chamber is within a range of 14.5 to 15.0.
  • a control signal is output to the EGR gas recirculation unit so as to be supplied to the chamber, and when the operation region of the engine body is in the high load region, at least when the first fuel is in the low load region.
  • the amount of the EGR gas supplied to the combustion chamber is in the low load region so that the air-fuel ratio of the combustion chamber is in the range of 14.5 to 15.0. It is also possible to output a control signal to the EGR gas recirculation unit so as to decrease.
  • the air amount can be adjusted accordingly, so that the air-fuel ratio is stably within the range of 14.5 to 15.0. Can hold. If the air-fuel ratio can be maintained within the range of 14.5 to 15.0, emission can be effectively reduced by using a three-way catalyst. In particular, in the high load region, it is preferable to increase the first fuel and lower the EGR rate than in the low load region.
  • a three-way catalyst is disposed in the exhaust passage of the engine body, and the controller is configured to increase the amount of total fuel supplied to the combustion chamber in accordance with an increase in load required for the engine body.
  • the amount of the EGR gas supplied to the combustion chamber decreases in accordance with an increase in load required for the engine body so that the exhaust air-fuel ratio is maintained at the stoichiometric air-fuel ratio.
  • a control signal may be output.
  • the air-fuel ratio range of 14.5 to 15.0 corresponds to the purification window of the three-way catalyst.
  • the air-fuel ratio of the exhaust gas is set to the stoichiometric air-fuel ratio, the purification of the three-way catalyst will be more reliable. Become.
  • the EGR gas recirculation unit includes an exhaust gas recirculation passage that connects the exhaust passage of the engine body and the intake passage so that the EGR gas is recirculated to the combustion chamber via the intake passage of the engine body.
  • the first fuel supply part is installed at a position for supplying the first fuel to an intake port located downstream of the connection part of the exhaust gas recirculation passage in the intake passage. Good.
  • Emissions will be further reduced by utilizing the fuel characteristics of the first fuel, which is easy to vaporize. That is, when EGR gas is introduced into the intake passage and the first fuel is supplied from the intake port on the downstream side, the first fuel is mixed with the flow of intake air containing EGR gas having a high temperature. Thereafter, since the air-fuel mixture is introduced into the combustion chamber, the vaporization of the first fuel is promoted, and the homogenization of the air-fuel mixture formed in the combustion chamber can be further promoted. As a result, emissions such as generation of soot and CO are further reduced, and exhaust performance can be improved.
  • An intake valve that opens and closes an opening of an intake port that communicates with the combustion chamber, and an intake valve that adjusts the opening and closing timing of the intake valve and is controlled by a control signal output from the control unit,
  • the control unit includes a closing side period from an intake bottom dead center to a closing timing in a valve opening period of the intake valve, and when the engine operating region is in the low load region,
  • the control signal may be output to the intake valve unit so as to be longer.
  • the period during which the intake valve is opened in the compression stroke is made longer than in the relatively high load region.
  • the first fuel may include naphtha
  • the second fuel may include diesel fuel
  • naphtha is more easily vaporized than diesel fuel, it is advantageous for forming a homogeneous air-fuel mixture in the combustion chamber. Since diesel fuel is easier to ignite than naphtha, the air-fuel mixture can be compressed and ignited at an appropriate timing. Further, since naphtha is relatively inexpensive, the use of naphtha is excellent in economic efficiency.
  • the first fuel may include gasoline
  • the second fuel may include diesel fuel
  • a homogeneous air-fuel mixture can be formed in the combustion chamber, and the air-fuel mixture can be compressed and ignited at an appropriate timing.
  • the air-fuel mixture can be compressed and ignited at an appropriate timing.
  • mixing is performed by supplying the first fuel.
  • the air-fuel ratio can be in the range of 14.5 to 15.0.
  • the emission performance of the compression ignition type engine is improved and good operation can be performed.
  • FIG. 1 is a schematic view illustrating the configuration of an engine system.
  • FIG. 2 is a block diagram illustrating a configuration related to control of the engine system.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating fuel injection timing.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating a preferred operation region of the engine system.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the intake air late closing control.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a specific example of control of the engine system.
  • FIG. 7 is a diagram showing main specifications of the engine system.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the relationship between the indicated mean effective pressure (IMEP) and the indicated fuel consumption rate (gross ISFC) according to the embodiment.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating the relationship between the indicated mean effective pressure (IMEP) and the NOx emission amount according to the embodiment.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of the engine system.
  • FIG. 2 illustrates a configuration related to control of the engine system.
  • the engine system is mounted on a four-wheel vehicle.
  • the engine system disclosed herein is suitable for large vehicles such as large trucks. However, the engine system disclosed herein can be widely applied to various four-wheeled vehicles regardless of the size of the vehicle.
  • the engine system includes a diesel engine 1 as a compression ignition engine.
  • the vehicle advances when the diesel engine 1 is operated.
  • This engine system is configured to supply the diesel engine 1 with diesel fuel (that is, light oil or fuel mainly composed of light oil) and a different type of fuel having different characteristics from the diesel fuel.
  • diesel fuel that is, light oil or fuel mainly composed of light oil
  • the heterogeneous fuel has a characteristic that at least one of pressure and temperature leading to compression ignition is higher than that of diesel fuel, and its boiling point is lower than that of diesel fuel. Heterogeneous fuels are easier to vaporize than diesel fuels and are less likely to ignite than diesel fuels.
  • the heterogeneous fuel corresponds to the “first fuel”, and the diesel fuel corresponds to the “second fuel”.
  • the heterogeneous fuel is mainly a fuel for generating torque.
  • Diesel fuel is mainly a fuel for ignition.
  • Naphthas that can be used in this engine system include light naphtha, heavy naphtha, and whole range naphtha. Light naphtha, heavy naphtha and whole range naphtha have different boiling ranges. Also, a modified naphtha in which a small amount of crude oil or heavy oil is mixed with naphtha may be used for this engine system.
  • the aforementioned different fuel may be gasoline other than naphtha.
  • the heterogeneous fuel is not limited to one type of fuel, and may be a mixture of two or more types of fuel.
  • a mixed fuel of naphtha and gasoline, a mixed fuel of naphtha and other fuel, or a mixed fuel of gasoline and other fuel may be used as the different fuel.
  • the diesel engine 1 includes a cylinder block 11 provided with a plurality of cylinders 11 a (only one is shown in FIG. 1), a cylinder head 12 disposed above the cylinder block 11, and a cylinder block 11 below. And an oil pan 13 in which lubricating oil is stored.
  • each cylinder 11a of the diesel engine 1 a piston 14 is inserted so as to reciprocate along the center axis of the cylinder.
  • the piston 14 is connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 14b.
  • a cavity that defines a reentrant combustion chamber 14 a is formed on the top surface of the piston 14.
  • the diesel engine 1 has a geometric compression ratio of 13 or more and 18 or less.
  • an intake port 16 and an exhaust port 17 are formed for each cylinder 11a.
  • the intake port 16 is provided with an intake valve 21 for opening and closing the opening of the combustion chamber 14a.
  • the exhaust port 17 is provided with an exhaust valve 22 for opening and closing the opening of the combustion chamber 14a.
  • the diesel engine 1 includes an intake S-VT (Sequential-Valve Timing) 71 that changes the valve timing as a valve operating mechanism for driving the intake valve 21 (see FIG. 2).
  • the intake S-VT 71 can employ various known configurations such as a hydraulic type or an electric type.
  • the diesel engine 1 changes the valve timing of the intake valve 21 according to the operating state.
  • the intake S-VT 71 constitutes an “intake valve section”.
  • the cylinder head 12 is provided with a naphtha injector 19 as a “first fuel supply unit” and a diesel fuel injector 18 as a “second fuel supply unit”.
  • the naphtha injector 19 is configured to inject naphtha into the intake port 16. That is, the naphtha injector 19 is arranged such that the injection hole for injecting the naphtha faces the intake port 16 of each cylinder 11a.
  • the naphtha injector 19 is supplied with naphtha stored in the first fuel tank 191 through a naphtha supply path (not shown).
  • the diesel fuel injector 18 is configured to directly inject diesel fuel into the combustion chamber 14a. That is, the diesel fuel injector 18 is disposed such that the injection hole for injecting diesel fuel faces the cylinder 11 a from the bottom surface of the cylinder head 12.
  • the diesel fuel injector 18 is disposed on the central axis of the cylinder 11a. However, the diesel fuel injector 18 may be disposed at an appropriate position. Diesel fuel stored in the second fuel tank 181 is supplied to the diesel fuel injector 18 through a diesel fuel supply path (not shown).
  • the cylinder head 12 is also provided with an ignition assist device.
  • the ignition assist device assists ignition of the air-fuel mixture when the diesel engine 1 is in a specific operation state.
  • the ignition assist device is an ignition device 20 that ignites an air-fuel mixture by spark ignition.
  • an electrode is disposed facing the combustion chamber 14a.
  • the ignition assist device may be a glow plug that improves the ignitability of the fuel by warming the air in the cylinder 11a instead of the ignition device.
  • An intake passage 30 is connected to one side of the diesel engine 1.
  • the intake passage 30 communicates with the intake port 16 of each cylinder 11a.
  • the intake passage 30 introduces air and EGR gas into each cylinder 11a.
  • the exhaust passage 40 is connected to the other side of the diesel engine 1.
  • the exhaust passage 40 communicates with the exhaust port 17 of each cylinder 11a.
  • the exhaust passage 40 discharges burned gas from each cylinder 11a.
  • the intake passage 30 and the exhaust passage 40 are provided with a turbocharger 61 that supercharges air, which will be described in detail later.
  • an air cleaner 31 for filtering air is disposed at the upstream end of the intake passage 30, At the upstream end of the intake passage 30, an air cleaner 31 for filtering air is disposed.
  • a surge tank 33 is disposed near the downstream end of the intake passage 30.
  • the intake passage 30 downstream of the surge tank 33 constitutes an independent passage that branches for each cylinder 11a.
  • the downstream end of each independent passage is connected to the intake port 16 of each cylinder 11a.
  • the intercooler 35 may be configured as an air cooling type or a water cooling type.
  • the throttle valve 36 is basically fully open, but is throttled to generate a negative pressure in the intake passage 30 when, for example, a large amount of EGR gas is returned to the intake passage 30.
  • the upstream portion of the exhaust passage 40 is constituted by an exhaust manifold.
  • the exhaust manifold has a plurality of independent passages branched for each cylinder 11 a and connected to the outer end of the exhaust port 17, and a collecting portion where the plurality of independent passages gather.
  • a turbine 61b of the turbocharger 61, an exhaust purification device 41 that purifies harmful components in the exhaust gas, and a silencer 42 are disposed downstream of the exhaust manifold in the exhaust passage 40 in order from the upstream side. ing.
  • the exhaust purification device 41 has a three-way catalyst 41a.
  • the three-way catalyst 41a simultaneously purifies hydrocarbon (HC), carbon monoxide (CO), and nitrogen oxide (NOx) in the exhaust gas.
  • the three-way catalyst 41a oxidizes hydrocarbons to water and carbon dioxide, oxidizes carbon monoxide to carbon dioxide, and reduces nitrogen oxides to nitrogen.
  • the three-way catalyst 41a can sufficiently purify the exhaust gas when the air-fuel ratio (weight ratio of air to fuel) of the exhaust gas is at the stoichiometric air-fuel ratio, but the air-fuel ratio is 14.5 to 15.0. It is possible to purify the exhaust gas even when it is in the substantially theoretical air-fuel ratio purification window.
  • the exhaust purification device 41 may include a particulate filter that collects particulates such as soot contained in the exhaust gas in addition to the three-way catalyst 41a.
  • An exhaust gas recirculation passage 51 is interposed between the intake passage 30 and the exhaust passage 40.
  • the exhaust gas recirculation passage 51 recirculates a part of the exhaust gas to the intake passage 30.
  • the upstream end of the exhaust gas recirculation passage 51 is connected to a portion of the exhaust passage 40 between the exhaust manifold and the turbine 61b (that is, a portion upstream of the turbine 61b).
  • the downstream end of the exhaust gas recirculation passage 51 is connected to a portion of the intake passage 30 between the surge tank 33 and the throttle valve 36 (that is, a portion downstream of the compressor 61a). Thereby, the exhaust passage 40 and the intake passage 30 communicate with each other through the exhaust gas recirculation passage 51.
  • the exhaust gas recirculation passage 51 is provided with an EGR valve 51a for adjusting the recirculation amount of the exhaust gas to the intake passage 30 and an EGR cooler 52 for cooling the exhaust gas with engine cooling water.
  • the exhaust gas recirculation passage 51 and the EGR valve 51a constitute an “EGR gas recirculation section”.
  • the turbocharger 61 has a compressor 61 a disposed in the intake passage 30 and a turbine 61 b disposed in the exhaust passage 40.
  • the compressor 61a and the turbine 61b are mutually connected, and the compressor 61a and the turbine 61b rotate integrally.
  • the compressor 61 a is disposed between the air cleaner 31 and the intercooler 35 in the intake passage 30.
  • the turbine 61 b is disposed between the exhaust manifold and the exhaust purification device 41 in the exhaust passage 40. As the turbine 61b rotates due to the exhaust gas flow, the compressor 61a rotates and compresses the air.
  • the exhaust passage 40 is connected to an exhaust bypass passage 65 that bypasses the turbine 61b.
  • the exhaust bypass passage 65 is provided with a waste gate valve 65 a for adjusting the amount of exhaust flowing through the exhaust bypass passage 65.
  • the wastegate valve 65a is configured to be in a fully open state (normally open) when no power is supplied.
  • the diesel engine 1 is controlled by a powertrain control module (hereinafter referred to as PCM) 10.
  • the PCM 10 includes a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, and a path connecting these units.
  • the PCM 10 constitutes a control device (and a control unit).
  • detection signals from various sensors are input to the PCM 10.
  • the sensors included here are a water temperature sensor SW1 that detects the temperature of engine cooling water, a supercharging pressure sensor SW2 that is attached to the surge tank 33 and detects the pressure of air supplied to the combustion chamber 14a, and the temperature of the air.
  • the PCM 10 performs various calculations based on the detection signals of these sensors SW1 to SW11 to determine the state of the diesel engine 1 and the vehicle, as well as the diesel fuel injector 18, the naphtha injector 19, the ignition device 20, Control signals are output to the actuators of the intake S-VT 71, the throttle valve 36, the EGR valve 51a, and the wastegate valve 65a to control them.
  • the basic control of the diesel engine 1 by the PCM 10 is to determine the target torque mainly based on the accelerator opening, and cause the diesel fuel injector 18 and the naphtha injector 19 to perform fuel injection corresponding to the target torque. It is.
  • the PCM 10 also adjusts the amount of air introduced into the cylinder 11a according to the operating state of the diesel engine 1. Specifically, the PCM 10 controls the opening of the throttle valve 36 and the EGR valve 51a (that is, EGR control) and / or controls the valve timing of the intake valve 21 by the intake S-VT 71 (that is, intake late closing control). To adjust the air volume.
  • the intake valve 21 is closed within the range of 60 ° to 120 ° after the bottom dead center of the intake stroke in the middle of the compression stroke (mid-term when the crank angle 180 ° of the compression stroke is divided into three equal parts)
  • the valve when the lift height of the intake valve 21 is 0.4 mm is defined as the valve closing timing
  • the amount of air introduced into the cylinder 11a can be adjusted without increasing the pump loss. it can.
  • the amount of air introduced into the cylinder 11a can be adjusted, and the temperature in the cylinder 11a can be increased (compression with a decrease in the effective compression ratio by the intake air late closing control). Although the temperature rise in the cylinder 11a in the vicinity of the top dead center is insufficient, this can be complemented to improve the ignitability of the air-fuel mixture.
  • the EGR gas when the EGR gas is recirculated in a high load region where the temperature in the cylinder 11a is high, the low-temperature inert gas that has circulated in the EGR cooler 52 is recirculated to the combustion chamber 14a.
  • the air-fuel mixture can be ignited at an appropriate ignition timing capable of generating high engine torque.
  • the PCM 10 further performs air-fuel ratio feedback control that adjusts the air amount and the fuel amount based on the oxygen concentration in the exhaust gas detected by the O 2 sensor SW 6 and the intake air flow rate detected by the air flow sensor SW 8.
  • the PCM 10 converts the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 14a (that is, the weight ratio (A / F) between the air (A) and the fuel (F) in the combustion chamber 14a) to a substantially stoichiometric air-fuel ratio (14.5 to 15.0), and the air-fuel ratio of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 14a is made the stoichiometric air-fuel ratio.
  • the fuel amount here is the amount of all fuels including both diesel fuel and naphtha.
  • a / F 14.5 to 15.0 is an air-fuel ratio corresponding to the purification window of the three-way catalyst 41a.
  • This engine system performs air-fuel ratio feedback control over the entire operation region of the diesel engine 1.
  • the engine system purifies the exhaust gas using the three-way catalyst 41a over the entire operation region of the diesel engine 1.
  • this engine system supplies the diesel engine 1 mainly with naphtha for torque generation and diesel fuel for ignition mainly.
  • the supply weight of naphtha is larger than the supply weight of diesel fuel.
  • Diesel fuel is 10% or less by weight with respect to the total amount of fuel supplied to the combustion chamber 14a.
  • the diesel fuel may be 5% based on the weight of the total fuel.
  • naphtha Since naphtha has a lower boiling point than diesel fuel, it is easy to vaporize in the combustion chamber 14a. Therefore, an air-fuel mixture that is homogeneous and close to the stoichiometric air-fuel ratio is formed in the combustion chamber 14a by naphtha. This suppresses the generation of soot and the generation of CO.
  • naphtha has a higher pressure and temperature leading to compression ignition than diesel fuel. In other words, naphtha has low ignitability.
  • the diesel engine 1 is configured to have a low compression ratio of 13 or more and 18 or less, which is disadvantageous for fuel ignition.
  • diesel fuel having excellent ignitability is supplied into the combustion chamber 14a. Since the diesel fuel functions as an ignition fuel, the air-fuel mixture can be reliably compressed and ignited at a predetermined timing. An air-fuel mixture containing naphtha and diesel fuel burns.
  • FIG. 3 illustrates the injection timing of naphtha and diesel fuel at a predetermined engine speed.
  • the naphtha injector 19 attached to the intake port 16 injects naphtha into the intake port 16 during the intake stroke period when the intake valve 21 is open.
  • the naphtha injection timing may be set within the period from the middle to the previous period of the intake stroke.
  • the first period and the middle period of the intake stroke may be the first period and the middle period when the intake stroke is divided into three equal parts, the first period, the middle period, and the second period, respectively.
  • the intake flow in the cylinder 11a increases.
  • the naphtha can be diffused throughout the combustion chamber 14a by utilizing the intake air flow, and the air-fuel mixture can be homogenized.
  • the injector 18 for diesel fuel attached so as to face the combustion chamber 14a injects diesel fuel into the combustion chamber 14a during the compression stroke period.
  • the injection timing of diesel fuel may be set in the vicinity of compression top dead center, specifically, within a period of 30 to 10 ° CA before compression top dead center.
  • the air-fuel mixture is compressed and ignited in the vicinity of the compression top dead center, and combustion can be started. If the combustion center of gravity of the combustion is set to 5 to 10 ° CA after compression top dead center, the thermal efficiency of the diesel engine 1 is increased.
  • the geometric compression ratio of the diesel engine 1 is low, it is possible to avoid premature ignition of the air-fuel mixture including naphtha before injecting the diesel fuel.
  • the timing at which the air-fuel mixture is compressed and ignited can be adjusted.
  • FIG. 4 shows an example of a preferable operation region of the diesel engine 1.
  • the vertical axis represents engine load (IMEP), and the horizontal axis represents engine speed.
  • the operation range of the diesel engine 1 is roughly the cold region (CS region), the low load region (P region), the medium load region (S1 region), for the load level and the rotational speed level for which output is required. And four regions consisting of a high load region (S2).
  • the PCM 10 is mounted with a map in which such operation areas are converted into data, and the PCM 10 executes control according to these areas based on the map.
  • Cold region is a region where the load and the rotational speed output from the diesel engine 1 are the lowest. For example, even when the diesel engine 1 is started at the time of forced start (when the passenger operates the key or button to start the diesel engine 1), or in a cold region or the extreme cold season, the diesel engine 1 is still warm. This is the operating state when there is no cooling, that is, when the machine is cold.
  • this corresponds to an operation region in a state where the temperature of the engine coolant detected by the water temperature sensor SW1 is equal to or lower than a preset reference temperature (for example, 80 ° C.).
  • a preset reference temperature for example, 80 ° C.
  • the rotational speed is stabilized, and the temperature of the engine coolant reaches the reference temperature. If the rotational speed is stabilized, the PCM 10 controls the three-way catalyst 41a to warm up early and to make the air-fuel ratio approximate to the theoretical air-fuel ratio. Since stable compression ignition is not possible in the cold region, the PCM 10 uses only an inexpensive naphtha as the fuel to make the fuel rich state, and the ignition device 20 is used to forcibly ignite the mixture. Burn.
  • the diesel engine 1 has a low geometric compression ratio in order to prevent naphtha from self-igniting and pre-igniting in a high load region. For this reason, compression ignition is difficult in the low load region.
  • the temperature of the combustion chamber 14a is low, and therefore either diesel fuel or naphtha cannot be stably compressed and ignited. Therefore, the PCM 10 is forcibly burned by igniting the air-fuel mixture using the ignition device 20 in the cold region.
  • naphtha or diesel fuel can be used as the fuel, but in this diesel engine 1, only naphtha is used as the fuel (100% naphtha).
  • naphtha is easier to vaporize than diesel fuel. Furthermore, since diesel fuel is directly injected into the combustion chamber 14a, it is difficult to form a homogeneous mixture in the combustion chamber 14a, whereas naphtha is injected through the intake port 16, so that homogeneous mixing is performed in the combustion chamber 14a. Qi can be formed.
  • naphtha has the advantage of being able to suppress soot generation during combustion because it can perform homogeneous combustion compared to diesel fuel. Thereby, since a relatively large amount of naphtha can be used and burned in a fuel-rich state, high combustion heat can be generated. By utilizing the high combustion heat, the temperature of the three-way catalyst 41a can be quickly raised to an appropriate temperature.
  • naphtha is cheaper than diesel fuel. Therefore, if the amount of naphtha used is larger than that of diesel fuel, the operating cost can be reduced, which is economically advantageous. However, it does not exclude the use of diesel fuel. If the ignition is forced, diesel fuel can also be used, so diesel fuel may be included as part of the fuel.
  • the diesel engine 1 when the engine is cold, a relatively large amount of naphtha is supplied to the combustion chamber 14 a to make the fuel rich (the air-fuel ratio is 15 or less), thereby reducing emissions such as soot. Generates high combustion heat while promoting. Thereby, the temperature of the three-way catalyst 41a is raised to an appropriate temperature at an early stage.
  • the temperature of the EGR gas is low at the time of cold operation, even if the EGR gas is recirculated, a large thermal effect cannot be obtained.
  • the gas may be refluxed.
  • the valve timing of the intake valve 21 when the engine is cold is set to a reference that opens the intake valve 21 during the intake stroke so that combustion can be performed efficiently.
  • the PCM 10 thereafter adjusts the air-fuel ratio to be substantially the stoichiometric air-fuel ratio. As a result, exhaust gas is purified, and emissions are effectively reduced. Torque increases and engine performance improves.
  • the low load region is a region where the load or the rotational speed is higher than that in the cold region.
  • the temperature of the engine cooling water reaches the reference temperature, and is a temperature at which the three-way catalyst 41a can function properly (so-called warm time).
  • the load and rotation speed of the engine output in the low load region are still low in the entire operation region in which the diesel engine 1 can operate.
  • the low load region is a region on the low load side when the maximum load that can be output by the diesel engine 1 is divided into two equal parts, and when the maximum rotation speed that the diesel engine 1 can output is divided into two equal parts. This is the region on the low rotation side. It is the region on the lowest load side when the maximum load that the diesel engine 1 can output is divided into three equal parts, or the region on the lowest rotation side when the maximum rotation number that the diesel engine 1 can output is divided into three equal parts. In some cases. In the present embodiment, this low load region constitutes a “low load region below a predetermined load”.
  • the PCM 10 suppresses the emission of emissions, so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 14a is approximately the stoichiometric air-fuel ratio (A / F is controlled to be 14.5 to 15.0).
  • a / F is controlled to be 14.5 to 15.0.
  • the air-fuel ratio of the exhaust gas introduced into the three-way catalyst 41a also becomes substantially the stoichiometric air-fuel ratio, so that the exhaust gas can be purified effectively.
  • the PCM 10 controls at least the naphtha injector 19 so that the ratio (weight ratio) of the fuel to be used is higher in the naphtha than in the diesel fuel even in the low load region as in the cold region. (In this embodiment, the same naphtha as in the cold region is 100%) and the fuel mixture is ignited by using the ignition device 20 to forcibly burn it.
  • the PCM 10 performs control so that a large amount of EGR gas is introduced into the combustion chamber 14a. Specifically, when the PCM 10 outputs a control signal to the EGR valve 51a, the EGR rate (the ratio of the mass of the EGR gas to the mass of all the gas mixture in the combustion chamber 14a) is high. It adjusts so that it may become a value (for example, 40%) higher than a load area
  • the naphtha is supplied to the intake port 16 and is introduced into the combustion chamber 14a while being mixed with the intake air.
  • the EGR gas is recirculated to the portion of the intake passage 30 (the recirculation portion, that is, the connection portion of the exhaust gas recirculation passage 51) located upstream of the intake port 16. Therefore, since the naphtha which is easily vaporized is mixed with the intake air in which the high temperature EGR gas is recirculated, it is introduced into the combustion chamber 14a, so that a more homogeneous mixture of naphtha is formed in the combustion chamber 14a. be able to.
  • the air-fuel ratio can be adjusted with high accuracy to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, that is, in the range of 14.5 to 15.0. .
  • emission can be effectively reduced using the three-way catalyst 41a.
  • the amount of fuel (total fuel) supplied also increases.
  • the PCM 10 preferably controls not only to increase the amount of EGR gas by the amount of air but also to relatively decrease the amount of EGR gas (decreasing the EGR rate).
  • the PCM 10 performs control (slow intake air closing control) to delay the valve timing of the intake valve 21 in order to adjust the air amount to be small and reduce the pump loss.
  • the PCM 10 controls the intake S-VT 71 to delay the closing timing of the intake valve 21 and lengthen the valve opening period of the intake valve 21 during the compression stroke.
  • a period located in the compression stroke in the valve opening period of the intake valve 21 (period in which the intake valve 21 is open, period in which intake air can be introduced into the combustion chamber 14 a).
  • the intake S-VT 71 is controlled to delay the valve timing of the intake valve 21 so that the closed period (closed period) from the intake bottom dead center to the closing timing becomes longer.
  • the phantom line in FIG. 5 indicates the reference valve timing, and in the present embodiment, the closing timing is 30 ° CA after the intake bottom dead center.
  • the closing timing at the valve timing changed by the delayed closing control is 90 ° CA after the intake bottom dead center.
  • the closing timing of the intake valve 21 is defined as the time when the lift amount of the intake valve 21 is reduced to 0.4 mm.
  • the medium load region is a region where the load or the rotational speed output from the diesel engine 1 is higher than that of the low load region (therefore, in the present embodiment, the medium load region constitutes a “high load region higher than a predetermined load”). To do).
  • the intermediate load region is an intermediate operation region in the entire operation region of the diesel engine 1, and is a condition that is relatively suitable for combustion.
  • the medium load region is a region on the high load side when the maximum load that the diesel engine 1 can output is divided into two equal parts, and when the maximum rotation speed that the diesel engine 1 can output is divided into two equal parts. This is an area on the high rotation side. There may be a middle region when the maximum load that the diesel engine 1 can output is divided into three equal parts, or a middle region when the maximum rotation speed that the diesel engine 1 can output is divided into three equal parts.
  • the engine output is higher than that in the low load region, so that much fuel is supplied to the combustion chamber 14a and the combustion energy increases accordingly. Therefore, the combustion chamber 14a is combustible by compression ignition based on the design of the engine system.
  • naphtha is used as the main fuel
  • diesel engine fuel is used as an auxiliary to accelerate ignition according to the operating state of the engine, so that compression ignition can be stably performed.
  • 95% naphtha and 5% diesel fuel are supplied to the combustion chamber 14a by weight and burned by compression ignition.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 14a in the medium load region is maintained at a substantially stoichiometric air-fuel ratio by adjusting the EGR rate, as in the low load region. Thereby, since efficient combustion can be performed, engine output is also increased, and fuel consumption can be improved.
  • the exhaust gas can also be effectively purified by the three-way catalyst 41a.
  • the intake air in the medium load region may be natural intake air or may be supercharged by the turbocharger 61.
  • the amount of fuel supplied increases, and it is necessary to increase the amount of air in order to maintain the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, in the medium load region, as in the low load region, the amount of EGR gas may be relatively decreased as the load increases.
  • the high load region is a region where the engine output is higher than that in the medium load region.
  • the high load region is on the highest load side in the entire operation region of the diesel engine 1. That is, the high load region is a region located on the higher load side or the higher rotation side than the medium load region (therefore, in the present embodiment, the high load region constitutes a “high load region higher than a predetermined load”). ).
  • compression ignition is performed continuously by combining the naphtha for generating torque and the diesel fuel for ignition in the medium load area. Ignition by the ignition device 20 is not performed.
  • a large amount of fuel is supplied to the combustion chamber 14a in the high load region.
  • air is increased in accordance with the supply amount.
  • the EGR rate decreases (for example, 30%) from the medium load region.
  • Supercharging is also performed if necessary.
  • the valve timing of the intake valve 21 is a reference setting, and intake late closing control is not performed.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 14a is maintained at a substantially stoichiometric air-fuel ratio, so that high torque can be obtained, fuel efficiency can be improved, and exhaust gas can be purified effectively.
  • FIG. 6 shows an example of specific control of the diesel engine 1.
  • the PCM 10 determines the operating state of the diesel engine 1 based on the detection signals of the sensors SW1 to SW11 (step S1). Based on the determination result and the map relating to the operation state, the PCM 10 determines that the operation state of the diesel engine 1 is a cold region (CS region), a low load region (P region), a medium load region (S1 region), and a high load. It is determined which operation region is in the region (S2), and the combustion control corresponding to each operation region is executed based on the determination result.
  • CS region cold region
  • P region low load region
  • S1 region medium load region
  • S2 medium load region
  • Step S3 the PCM 10 controls to open the wastegate valve 65a (Step S3).
  • the high-temperature exhaust gas discharged from the combustion chamber 14a bypasses the turbine 61b and is sent to the three-way catalyst 41a as it is.
  • the combustion heat generated in the combustion chamber 14a can be efficiently applied to the three-way catalyst 41a.
  • the three-way catalyst 41a is warmed up early.
  • the PCM 10 adjusts the combustion conditions according to the cold region (step S4). Specifically, control is performed so that the total amount of fuel is naphtha only when the air-fuel ratio is equal to or lower than the stoichiometric air-fuel ratio (A / F is 15 or less), that is, the fuel is rich.
  • the valve timing of the intake valve 21 is set as a reference at which the intake valve 21 is largely opened in the intake stroke.
  • the PCM 10 drives the naphtha injector 19 at a timing when the intake air flow is strong, and the naphtha is connected to the intake port 16. Inject into. Thereby, a homogeneous and rich mixture of naphtha can be formed in the combustion chamber 14a.
  • the PCM 10 operates the ignition device 20 and ignites at a predetermined timing near the compression top dead center. By doing so, the air-fuel mixture is forcibly burned (step S5). By such combustion, in the cold region, the three-way catalyst 41a can be warmed up early while the air-fuel ratio is brought close to the theoretical air-fuel ratio.
  • the PCM 10 adjusts the combustion conditions according to the low load region.
  • the PCM 10 controls the opening degree of the EGR valve 51a and adjusts the EGR rate to 40% (step S7).
  • the PCM 10 controls the intake S-VT 71 and adjusts the valve timing so that the closing timing of the intake valve 21 becomes a predetermined delayed closing timing (step S8).
  • the PCM 10 drives the naphtha injector 19 while maintaining the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio (A / F is 14.5 to 15.0).
  • the PCM 10 also controls the total amount of fuel to be naphtha only, and injects the naphtha into the intake port 16 at a strong timing of the intake stroke (step S9).
  • the PCM 10 drives the ignition device 20 to ignite at a predetermined timing near the compression top dead center. By doing so, the air-fuel mixture is forcibly burned (step S10).
  • the PCM 10 adjusts the combustion conditions according to the medium load region.
  • the PCM 10 controls the opening degree of the EGR valve 51a and adjusts the EGR rate to 40% (step S12).
  • the PCM 10 drives the naphtha injector 19 while maintaining the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio.
  • the PCM 10 controls the naphtha to be 95% of the total amount of fuel, and injects the naphtha into the intake port 16 at a strong timing of the intake stroke (step S13).
  • the PCM 10 drives the diesel fuel injector 18 while maintaining the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and controls the diesel fuel to be 5% of the total amount of fuel.
  • the diesel fuel is directly injected into the combustion chamber 14a (step S14).
  • the air-fuel mixture burns by self-ignition near the compression top dead center. Therefore, ignition by the ignition device 20 is not performed.
  • the PCM 10 adjusts the combustion conditions according to the high load region.
  • the PCM 10 controls the opening degree of the EGR valve 51a and adjusts the EGR rate between 30% and 0% (step S15). The higher the load, the more air is required, so the EGR rate is adjusted to be lower.
  • the PCM 10 drives the naphtha injector 19 while maintaining the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio. At that time, the PCM 10 controls the naphtha to be 95% of the total amount of fuel, and injects the naphtha into the intake port 16 at a timing when the intake stroke flows strongly (step S16).
  • the PCM 10 drives the diesel fuel injector 18 while maintaining the air-fuel ratio at a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and controls the diesel fuel to be 5% of the total amount of fuel.
  • the diesel fuel is directly injected into the combustion chamber 14a (step S17).
  • the air-fuel mixture self-ignites and burns in the vicinity after the compression top dead center in the high load region as well as in the medium load region.
  • this engine system supplies naphtha for torque generation and diesel fuel for ignition to the diesel engine 1.
  • Generation of soot and CO can be suppressed by forming an air-fuel mixture that is homogeneous and close to the stoichiometric air-fuel ratio in the entire combustion chamber 14a by naphtha having excellent vaporization performance.
  • the weight ratio (A / F) of fuel and air including both naphtha and diesel fuel is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and exhaust gas discharged from the combustion chamber 14a.
  • the exhaust gas can be purified using the three-way catalyst 41 a provided in the exhaust passage 40.
  • the post-treatment system for purifying NOx which was necessary in conventional diesel engines, can be omitted, and the engine system can be simplified and the cost can be reduced. Further, the engine system can improve the engine torque since the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is substantially the stoichiometric air-fuel ratio compared to the conventional diesel engine that has been operating lean.
  • FIG. 7 shows an example of main specifications regarding combustion control in a low load region (P region), a medium load region (S1 region), and a high load region (S2).
  • P region low load region
  • S1 region medium load region
  • S2 region high load region
  • the numerical value shown here is an illustration and can be changed according to a specification.
  • Each numerical value indicates a reference value, and may include some variation in practical use.
  • the EGR rate is 40%, and a relatively large amount of EGR gas is introduced into the combustion chamber 14a.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 21 is set to 90 ° CA after the intake bottom dead center by performing intake late closing control.
  • IVC intake late closing control
  • stable compression ignition is difficult, so forced ignition is performed by the igniter 20, and the fuel is not only inexpensive but also homogeneously mixed Only naphtha that can form a gas and is advantageous in reducing emissions is used.
  • the EGR rate is 40%, which is the same as that in the low load region, and a relatively large amount of EGR gas is introduced into the combustion chamber 14a.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 21 is returned to the reference setting, and is 30 ° CA after the intake bottom dead center. Since stable compression ignition is possible, the ignition device 20 is not used, and combustion is performed by compression ignition.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 21 is set to 30 ° CA after the intake bottom dead center, as in the middle load region, and stable compression ignition is possible, so that combustion is performed by compression ignition.
  • 5% diesel fuel and 95% naphtha are used as in the medium load region.
  • EGR gas comparatively low temperature inert gas cooled by the EGR cooler 52
  • pre-ignition of the air-fuel mixture (naphtha) is suppressed, and ignition that can generate high engine torque is possible. It can be time.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 21 is a timing at which the intake charge amount can be increased in a high speed range, and is about 45 ° CA after the intake bottom dead center.
  • the crank angle elapsed time from the intake stroke to the compression stroke is shorter than that in the low speed range, so that the naphtha supply period through the intake port 16 when viewed from the crank angle is long, while the naphtha supply is
  • the time interval from the end point to the vicinity of the compression top dead center is remarkably shortened and the formation of a homogeneous mixture of naphtha is reduced, the deterioration of homogenization is suppressed by promoting the vaporization of naphtha by the reflux of EGR gas. There is no generation and the engine torque can be increased.
  • FIG. 8 illustrates the relationship between the indicated mean effective pressure (IMEP) and the indicated fuel consumption rate (gross ISFC) at a predetermined engine speed.
  • IMEP mean effective pressure
  • gross ISFC indicated fuel consumption rate
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is substantially the stoichiometric air-fuel ratio.
  • the rate is falling.
  • the engine system disclosed herein can improve the engine torque and improve the fuel efficiency compared to the conventional diesel engine system.
  • FIG. 9 illustrates the relationship between the indicated mean effective pressure (IMEP) and the NOx emission amount at a predetermined engine speed.
  • IMEP mean effective pressure
  • the embodiment shows the exhaust amount in the tail pipe downstream from the three-way catalyst 41a.
  • the air-fuel ratio of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 14a is set to the stoichiometric air-fuel ratio and Since NOx is purified by the catalyst 41a, the NOx emission is substantially zero. Therefore, the engine system disclosed herein has improved emission performance over the conventional diesel engine system.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is substantially the stoichiometric air-fuel ratio over the entire operation region of the diesel engine 1.
  • the diesel engine 1 when the diesel engine 1 is in a specific operation state, only naphtha may be supplied to the diesel engine 1. In this case, since the ignitability of the air-fuel mixture decreases, the air-fuel mixture may be forcibly ignited by the ignition device 20.
  • the turbocharger 61 is mounted, but it is not always necessary to mount the turbocharger. That is, in a conventional diesel engine, it is necessary to install a supercharger to make the air-fuel ratio at the time of combustion lean, reduce soot and CO, and reduce NOx using a high-cost selective reduction catalyst.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture can be set in the range of 14.5 to 15.0 by supplying the first fuel.

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Abstract

ナフサを供給する第１燃料供給部１９と、ディーゼル燃料を供給する第２燃料供給部１８と、排気ガスを燃焼室１４ａに還流するＥＧＲガス還流部５１、５１ａと、これらを制御する制御部１０とを備える。制御部１０は、エンジン本体１の運転領域が、低負荷領域であるか高負荷領域であるかを判別する。制御部１０は、低負荷領域では、少なくともナフサが供給されるように第１燃料供給部１９に制御信号を出力し、かつ、空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように、高負荷領域よりもＥＧＲ率が高くなるようにＥＧＲガス還流部５１ａに制御信号を出力する。

Description

圧縮着火式エンジン
　ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンに関する。
　特許文献１には、ディーゼルエンジンが記載されている。このディーゼルエンジンは、高コストな選択還元型触媒システムを省略することを目的として、三元触媒を用いた排気ガス浄化システムを備えている。三元触媒を用いて排気ガスを浄化するために、このディーゼルエンジンは、ディーゼル燃料を燃焼室内に噴射する噴射孔の大きさと噴射圧力とを調整する。これにより、燃焼室内の全体にディーゼル燃料を拡散させて理論空燃比の混合気を形成すると共に、その混合気を圧縮着火によって燃焼させる。
　特許文献２には、二次燃料としてのガソリンを、気化器を通じて吸気通路に導入すると共に、燃焼室内にディーゼル燃料を噴射するディーゼルエンジンが記載されている。特許文献２には、ディーゼル燃料とガソリンとの割合として、総燃料量に対しディーゼル燃料を５０％以上にすることが記載されている。
　特許文献３には、気化したナフサを、吸気通路を通じて燃焼室内に供給すると共に、液体ナフサを、燃焼室内に噴射するディーゼルエンジンが記載されている。特許文献３には、吸気通路を通じて燃焼室内に供給するナフサの量は、総燃料量に対し５０％を超えないようにすることが記載されている。
特許第５６２０７１５号公報 英国特許第７１４６７２号明細書 英国特許第８２１７２５号明細書
　特許文献１に記載されたディーゼルエンジンは、燃焼室内の全体にディーゼル燃料を拡散することによって、理論空燃比の混合気の形成及び燃焼を行う。しかしながら、ディーゼル燃料は気化し難いため、特許文献１に記載されたディーゼルエンジンでは、燃焼室内に、燃料濃度が局所的に濃くなる部分が発生してしまうという問題がある。燃料濃度が局所的に濃くなると、燃焼室内において煤及び一酸化炭素（ＣＯ）が発生してしまう。
　ここに開示する技術はかかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、煤及びＣＯの発生等、エミッションの低減が可能で、良好な運転が実現できる圧縮着火式エンジンを提供することにある。
　具体的に、ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンに係る。この圧縮着火式エンジンは、燃焼室を有するエンジン本体と、前記燃焼室に、第１燃料を供給するよう構成された第１燃料供給部と、圧縮着火に至る圧力及び温度の少なくとも一方が前記第１燃料よりも低くかつ、前記第１燃料よりも気化しにくい第２燃料を、前記燃焼室に供給するよう構成された第２燃料供給部と、前記燃焼室から排出される排気ガスをＥＧＲガスとして、当該燃焼室に還流するＥＧＲガス還流部と、前記第１燃料供給部、前記第２燃料供給部、及び前記ＥＧＲガス還流部のそれぞれに制御信号を出力するように構成された制御部と、を備える。
　前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が、所定負荷以下の低負荷領域であるか、前記所定負荷より高い高負荷領域であるかを判別する。そして、前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記第１燃料及び前記第２燃料の各燃料のうち、少なくとも前記第１燃料が前記燃焼室に供給されるように、前記第１燃料供給部及び前記第２燃料供給部のうち、少なくとも前記第１燃料供給部に制御信号を出力し、かつ、ＥＧＲ率が、前記高負荷領域にあるときと比較して高くなるように、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する。
　ここでの「ＥＧＲ率」は、前記燃焼室に充填されるガスの全量に対するＥＧＲガスの量の比率であり、後述する「空燃比」は、前記燃焼室に充填される燃料量（全燃料の量）に対する空気量の比率、いわゆる「Ａ／Ｆ」である。
　この構成によると、圧縮着火式エンジンは、第１燃料供給部と第２燃料供給部とを備えている。燃焼室には、第１燃料と第２燃料との二種類の燃料が供給される。第２燃料は、圧縮着火に至る圧力及び温度の少なくとも一方が第１燃料よりも低くかつ、第１燃料よりも気化しにくい。前記第１燃料は、前記第２燃料に対して沸点が低い燃料である、としてもよい。
　すなわち、第１燃料は、第２燃料よりも気化しやすいという燃料特性を有している。対して、第２燃料は、第１燃料よりも圧縮着火しやすいという燃料特性を有している。従って、燃料特性がこのように異なる燃料を組み合わせ、それぞれの特性を活かすことで、エンジンの運転領域の広い範囲において適切な燃焼が実現できる。
　また、低負荷領域は、高負荷領域に比べると、燃焼に必要な空気量も少ない。そこで、低負荷領域では、燃焼室に、温度の高いＥＧＲガスを導入する。その結果、ＥＧＲガスが持つ熱量により、燃焼室の温度を高めることができ、燃焼室の中の混合気を着火し易くできる。従って、燃費の向上が図れる。
　そして、ＥＧＲガスの導入量を調整し、ＥＧＲガスの量が多くなるよう、ＥＧＲ率が高負荷領域にあるときと比較して高くなるようにＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する。そうすることにより、空燃比を、実用的な理論空燃比に相当する１４．５～１５．０の範囲に調整すれば、三元触媒の利用によって排気ガスを効果的に浄化できるようになるので、エミッションを効果的に低減できる。
　第１燃料は気化しやすいため、温度の高い多量のＥＧＲガスと混合することで、燃焼室の中に形成される混合気の均質化を促進できる。混合気の均質化により、煤やＣＯの発生が抑制されるので、エミッションの低減が図れる。
　前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように、前記ＥＧＲガスが前記燃焼室に供給されるよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力するとともに、前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される全燃料の量が増大されても、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記燃焼室に供給される前記ＥＧＲガスの量が減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する、としてもよい。
　また、前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記ＥＧＲガスが前記燃焼室に供給されるよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力するとともに、前記エンジン本体の運転領域が前記高負荷領域にあるときは、少なくとも前記第１燃料が前記低負荷領域にあるときに対して増量され、かつ、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記燃焼室へ供給される前記ＥＧＲガスの量が前記低負荷領域にあるときに対して減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する、としてもよい。
　負荷が増加すれば、燃料が増大するので、それだけ燃焼に必要とされる空気量も増加する。従って、その空気量の増加に応じて、還流するＥＧＲガスの量を減少させれば、それによって空気量の調整が行えるので、空燃比を安定して１４．５～１５．０の範囲内に保持できる。空燃比を１４．５～１５．０の範囲内に保持できれば、三元触媒の利用によってエミッションを効果的に低減できる。特に、高負荷領域では、低負荷領域よりも、第１燃料を増量し、かつ、ＥＧＲ率を低くするのが好ましい。
　前記エンジン本体の排気通路に三元触媒が配設され、前記制御部は、前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される全燃料の量が増大されても、排気空燃比が理論空燃比に維持されるように、前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される前記ＥＧＲガスの量が減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する、としてもよい。
　三元触媒によれば、排気ガスのＣＯ、ＨＣ及びＮＯｘを浄化することができる。従って、エミッション性能がさらに向上する。尚、１４．５～１５．０の空燃比範囲は、三元触媒の浄化ウインドウに相当するが、排気ガスの空燃比を理論空燃比にすれば、三元触媒の浄化はより確実なものとなる。
　前記ＥＧＲガス還流部は、前記エンジン本体の吸気通路を経由して前記燃焼室に前記ＥＧＲガスが還流されるように、前記エンジン本体の排気通路と前記吸気通路とを連通する排気ガス還流通路を含み、前記第１燃料供給部が、前記吸気通路における前記排気ガス還流通路の接続部よりも下流側に位置する吸気ポートに対して前記第１燃料を供給する位置に設置されている、としてもよい。
　気化しやすいという第１燃料の燃料特性を活用し、エミッションの更なる低減を図る。すなわち、ＥＧＲガスを吸気通路に導入し、第１燃料をその下流側の吸気ポートから供給すれば、温度の高いＥＧＲガスを含んだ吸気の流動に第１燃料が混合される。その後に、その混合気が燃焼室に導入されるので、第１燃料の気化が促進され、燃焼室の中に形成される混合気の均質化をよりいっそう促進できる。その結果、煤やＣＯの発生等、エミッションが更に低減され、排気性能の向上が図れる。
　前記燃焼室に連通する吸気ポートの開口を開閉する吸気弁、及び当該吸気弁の開閉時期を調整すると共に、前記制御部から出力される制御信号によって制御される吸気動弁部、を更に備え、前記制御部は、前記吸気弁の開弁期間における吸気下死点から閉時期までの閉じ側期間を、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記高負荷領域にあるときに対して長くなるように、前記吸気動弁部に制御信号を出力する、としてもよい。
　要するに、相対的に低負荷な領域では、吸気遅閉じ制御を行うことにより、相対的に高負荷な領域よりも、圧縮行程で吸気弁が開いている期間を長くする。そうすることで、有効圧縮比が小さくなるので、ポンプ損失が低減され、燃費の向上が図れる。燃焼室に導入する空気量を少なく調整することができるので、低負荷領域にとって有利である。
　前記第１燃料はナフサを含み、前記第２燃料はディーゼル燃料を含む、としてもよい。
　ナフサは、ディーゼル燃料と比較して気化しやすいため、燃焼室内に均質な混合気を形成する上で有利である。ディーゼル燃料は、ナフサと比較して着火しやすいため、混合気は、適切なタイミングで圧縮着火することができる。また、ナフサは、比較的安価であるため、ナフサの利用は、経済性に優れる。
　前記第１燃料はガソリンを含み、前記第２燃料はディーゼル燃料を含む、としてもよい。
　前記と同様に、燃焼室内に均質な混合気を形成することができると共に、混合気を、適切なタイミングで圧縮着火させることができる。なお、従来のディーゼルエンジンでは、過給能力を高めて燃焼時の空燃比をリーンとし、煤やＣＯ、ＮＯｘの低減を図る必要があったものの、本構成では、第１燃料の供給により、混合気の空燃比を１４．５～１５．０の範囲とすることができ、三元触媒との組み合わせによって、従来のように過給に頼らなくても、煤やＣＯの低減とともに、ＮＯｘの低減を図ることができる。よって、過給機を装着しない安価なエンジンを提供することもできる。
　以上説明したように、前記の圧縮着火式エンジンによると、圧縮着火式エンジンのエミッション性能が向上すると共に、良好な運転が行える。
図１は、エンジンシステムの構成を例示する概略図である。 図２は、エンジンシステムの制御に関する構成を例示するブロック図である。 図３は、燃料噴射タイミングを例示する図である。 図４は、エンジンシステムの好適な運転領域を例示する図である。 図５は、吸気遅閉じ制御を説明する図である。 図６は、エンジンシステムの制御の具体例を示すフローチャートである。 図７は、エンジンシステムの主な諸元を示す図である。 図８は、実施例に係る、図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）と、図示燃料消費率（ｇｒｏｓｓ ＩＳＦＣ）との関係を例示する図である。 図９は、実施例に係る、図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）と、ＮＯｘ排出量との関係を例示する図である。
　以下、圧縮着火式エンジンの実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、圧縮着火式エンジンの一例である。
　図１は、エンジンシステムの概略構成を示している。図２は、エンジンシステムの制御に係る構成を例示している。エンジンシステムは、四輪車両に搭載される。ここに開示するエンジンシステムは、例えば大型トラック等の大型車両に適している。但し、ここに開示するエンジンシステムは、車両の大きさに関わらず、様々な四輪車両に広く適用することが可能である。
　エンジンシステムは、圧縮着火式エンジンとしてのディーゼルエンジン１を備えている。ディーゼルエンジン１が運転することによって、車両が進む。
　このエンジンシステムは、ディーゼルエンジン１に、ディーゼル燃料（つまり、軽油又は軽油を主成分とした燃料）と、ディーゼル燃料とは特性が相違する異種燃料とを供給するよう構成されている。異種燃料は、圧縮着火に至る圧力及び温度の少なくとも一方がディーゼル燃料よりも高くかつ、沸点がディーゼル燃料よりも低い特性を有している。異種燃料は、ディーゼル燃料よりも気化しやすく、ディーゼル燃料よりも着火しにくい。異種燃料は、「第１燃料」に対応し、ディーゼル燃料は、「第２燃料」に対応する。異種燃料は、主にトルク生成用の燃料である。ディーゼル燃料は、主に着火用の燃料である。
　異種燃料は、具体的にはナフサである。このエンジンシステムに使用可能なナフサは、軽質ナフサ、重質ナフサ、及び、ホールレンジナフサを含む。軽質ナフサ、重質ナフサ、及び、ホールレンジナフサは、沸点範囲が相違する。また、ナフサに、原油あるいは重油を少量混入した変成ナフサを、このエンジンシステムに使用してもよい。
　前記の異種燃料は、ナフサ以外に、ガソリンとしてもよい。また、異種燃料は、一種類の燃料とは限らず、二種類以上の燃料を混合した燃料としてもよい。例えばナフサとガソリンとの混合燃料、ナフサと他の燃料との混合燃料、又は、ガソリンと他の燃料との混合燃料を、異種燃料として使用してもよい。
　尚、以下においては、ディーゼル燃料とナフサとを、ディーゼルエンジン１に供給するとして、エンジンシステムの説明をする。
　＜エンジンシステムの構成＞
　ディーゼルエンジン１は、複数のシリンダ１１ａ（図１においては、一つのみ図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１の上側に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯溜されたオイルパン１３とを有している。
　ディーゼルエンジン１の各シリンダ１１ａ内には、ピストン１４が、シリンダの中心軸に沿って往復動するよう嵌挿されている。ピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。ピストン１４の頂面にはリエントラント形の燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。ディーゼルエンジン１は、その幾何学的圧縮比が１３以上１８以下に構成されている。
　シリンダヘッド１２には、シリンダ１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されている。吸気ポート１６には、燃焼室１４ａの開口を開閉する吸気弁２１が配設されている。排気ポート１７には、燃焼室１４ａの開口を開閉する排気弁２２が配設されている。
　ディーゼルエンジン１は、吸気弁２１を駆動する動弁機構として、バルブタイミングを可変にする吸気Ｓ-ＶＴ（Sequential-Valve Timing）７１を備えている（図２参照）。吸気Ｓ-ＶＴ７１は、液圧式又は電動式といった、公知の様々な構成を採用することができる。ディーゼルエンジン１は、運転状態に応じて、吸気弁２１のバルブタイミングを変更する。吸気Ｓ-ＶＴ７１は、「吸気動弁部」を構成する。
　シリンダヘッド１２には、「第１燃料供給部」としてのナフサ用インジェクタ１９と、「第２燃料供給部」としてのディーゼル燃料用インジェクタ１８とが取り付けられている。
　ナフサ用インジェクタ１９は、吸気ポート１６の中に、ナフサを噴射するよう構成されている。つまり、ナフサ用インジェクタ１９は、ナフサを噴射する噴孔が、各シリンダ１１ａの吸気ポート１６の中に臨むように配設されている。ナフサ用インジェクタ１９には、第１燃料タンク１９１に貯留しているナフサが、図示を省略するナフサ供給経路を通じて供給される。
　ディーゼル燃料用インジェクタ１８は、燃焼室１４ａの中に、ディーゼル燃料を直接噴射するよう構成されている。つまり、ディーゼル燃料用インジェクタ１８は、ディーゼル燃料を噴射する噴孔が、シリンダヘッド１２の底面からシリンダ１１ａの中に臨むように配設されている。
　尚、図例では、ディーゼル燃料用インジェクタ１８を、シリンダ１１ａの中心軸上に配設しているが、ディーゼル燃料用インジェクタ１８の配設位置は、適宜の位置にすることができる。ディーゼル燃料用インジェクタ１８には、第２燃料タンク１８１に貯留しているディーゼル燃料が、図示を省略するディーゼル燃料供給経路を通じて供給される。
　シリンダヘッド１２にはまた、着火アシスト装置が取り付けられている。着火アシスト装置は、ディーゼルエンジン１が特定の運転状態にあるときに、混合気の着火をアシストする。着火アシスト装置は、具体的には、火花点火により混合気を着火する点火装置２０である。点火装置２０は、詳細な図示は省略するが、電極が、燃焼室１４ａ内に臨んで配設されている。着火アシスト装置は、点火装置に代えて、シリンダ１１ａ内の空気を暖めることによって燃料の着火性を高めるグロープラグとしてもよい。
　ディーゼルエンジン１の一側面には、吸気通路３０が接続されている。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に連通している。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａに、空気及びＥＧＲガスを導入する。
　ディーゼルエンジン１の他側面には、排気通路４０が接続されている。排気通路４０は、各シリンダ１１ａの排気ポート１７に連通している。排気通路４０は、各シリンダ１１ａから既燃ガスを排出する。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、詳しくは後述するが、空気を過給するターボ過給機６１が配設されている。
　吸気通路３０の上流の端部には、空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、シリンダ１１ａ毎に分岐する独立通路を構成する。各独立通路の下流端が各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に接続されている。
　吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、ターボ過給機６１のコンプレッサ６１ａと、コンプレッサ６１ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。インタークーラ３５は、空冷式又は水冷式に構成すればよい。スロットル弁３６は、基本的には全開状態であるが、例えば大量のＥＧＲガスを吸気通路３０に還流するときには、吸気通路３０に負圧を発生させるために絞られる。
　排気通路４０の上流側の部分は、排気マニホールドによって構成されている。排気マニホールドは、シリンダ１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された複数の独立通路と、複数の独立通路が集合する集合部と、を有している。
　排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、ターボ過給機６１のタービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。
　排気浄化装置４１は、三元触媒４１ａを有している。三元触媒４１ａは、排気ガス中の、炭化水素（ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）、及び窒素酸化物（ＮＯｘ）を同時に浄化する。三元触媒４１ａは、炭化水素を水と二酸化炭素とに酸化し、一酸化炭素を二酸化炭素に酸化し、窒素酸化物を窒素に還元する。三元触媒４１ａは、排気ガスの空燃比（空気と燃料との重量比）が、理論空燃比にあるときに十二分に排気ガスを浄化できるが、空燃比が１４．５～１５．０の略理論空燃比の浄化ウインドウにあるときでも、排気ガスを浄化することが可能である。
　尚、排気浄化装置４１は、三元触媒４１ａに加えて、排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集するパティキュレートフィルタを有するようにしてもよい。
　吸気通路３０と排気通路４０との間には、排気ガス還流通路５１が介設している。排気ガス還流通路５１は、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流する。排気ガス還流通路５１の上流端は、排気通路４０における排気マニホールドとタービン６１ｂとの間の部分（つまりタービン６１ｂよりも上流側部分）に接続されている。
　排気ガス還流通路５１の下流端は、吸気通路３０におけるサージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分（つまり、コンプレッサ６１ａよりも下流側部分）に接続されている。それにより、排気通路４０と吸気通路３０とは、排気ガス還流通路５１を通じて連通している。排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するためのＥＧＲ弁５１ａ及び排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設されている。排気ガス還流通路５１及びＥＧＲ弁５１ａは、「ＥＧＲガス還流部」を構成する。
　ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設されたコンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設されたタービン６１ｂとを有している。コンプレッサ６１ａとタービン６１ｂとは互いに連結されており、コンプレッサ６１ａとタービン６１ｂとは一体に回転する。
　コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと排気浄化装置４１との間に配設されている。タービン６１ｂが排気ガス流により回転することによって、コンプレッサ６１ａが回転し、空気を圧縮する。
　排気通路４０には、タービン６１ｂをバイパスする排気バイパス通路６５が接続されている。排気バイパス通路６５には、排気バイパス通路６５を流れる排気量を調整するためのウエストゲート弁６５ａが配設されている。ウエストゲート弁６５ａは、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。
　＜エンジンの制御装置の構成＞
　図１及び図２に示すように、ディーゼルエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置（及び制御部）を構成する。
　ＰＣＭ１０には、図２に示すように、様々なセンサの検出信号が入力される。ここに含まれるセンサは、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ２、空気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、三元触媒４１ａの上流側と下流側の排気通路に取り付けられ、排気中の酸素濃度を検出するＯ２センサＳＷ６、排気通路４０におけるタービン６１ｂよりも上流側における排気圧力を検出する排気圧力センサＳＷ７、吸気通路３０内に吸入される吸気流量を検出するエアフローセンサＳＷ８、ＥＧＲ弁５１ａの開度を検出するＥＧＲ弁開度センサＳＷ９、吸気弁２１の位相角を検出する吸気弁位相角センサＳＷ１０、及び、ウエストゲート弁６５ａの開度を検出するウエストゲート弁開度センサＳＷ１１である。
　ＰＣＭ１０は、これらのセンサＳＷ１～ＳＷ１１の検出信号に基づいて種々の演算を行うことにより、ディーゼルエンジン１や車両の状態を判定すると共に、ディーゼル燃料用インジェクタ１８、ナフサ用インジェクタ１９、点火装置２０、吸気Ｓ-ＶＴ７１、スロットル弁３６、ＥＧＲ弁５１ａ、及び、ウエストゲート弁６５ａそれぞれのアクチュエータへ制御信号を出力してこれらを制御する。
　＜エンジンの基本的な制御＞
　ＰＣＭ１０によるディーゼルエンジン１の基本的な制御は、主にアクセル開度に基づいて目標トルクを決定し、ディーゼル燃料用インジェクタ１８及びナフサ用インジェクタ１９に、目標トルクに対応する燃料の噴射を実行させることである。
　ＰＣＭ１０はまた、ディーゼルエンジン１の運転状態に応じて、シリンダ１１ａ内へ導入する空気量を調整する。具体的にＰＣＭ１０は、スロットル弁３６やＥＧＲ弁５１ａの開度の制御（つまり、ＥＧＲ制御）、及び／又は、吸気Ｓ-ＶＴ７１による吸気弁２１のバルブタイミングの制御（つまり、吸気遅閉じ制御）を行うことにより、空気量を調整する。吸気弁２１を、圧縮行程の中期（圧縮行程のクランク角１８０°を三等分した前期、中期、後期とした場合の中期）の、吸気下死点後６０°～１２０°の範囲内で閉弁（吸気弁２１のリフト高さが０．４ｍｍの時点を閉弁時期と定義）する遅閉じ制御を行うと、ポンプ損失を増やすことなく、シリンダ１１ａ内へ導入する空気量を調整することができる。
　また、ＥＧＲガスを還流させると、シリンダ１１ａ内へ導入する空気量を調整することができる他に、シリンダ１１ａ内の温度を高めて（吸気遅閉じ制御による有効圧縮比の低下に伴って、圧縮上死点付近でのシリンダ１１ａ内の温度上昇が不足するものの、これを補完して）混合気の着火性を高めることができる。
　さらには、シリンダ１１ａ内の温度が高くなる高負荷域において、ＥＧＲガスを還流させると、ＥＧＲクーラ５２内を流通した低温の不活性ガスが燃焼室１４ａに還流されるため、混合気（ナフサ）の過早着火が抑えられ、高いエンジントルクが生成できる適正な着火時期で混合気を着火させることができる。
　ＰＣＭ１０はさらに、Ｏ２センサＳＷ６が検出した排気中の酸素濃度と、エアフローセンサＳＷ８が検出した吸気流量とに基づいて、空気量及び燃料量の調整を行う空燃比フィードバック制御を行う。ＰＣＭ１０は、燃焼室１４ａ内の混合気の空燃比（つまり、燃焼室１４ａ内の空気（Ａ）と燃料（Ｆ）との重量比（Ａ／Ｆ））を略理論空燃比（１４．５～１５．０）にし、燃焼室１４ａから排出する排気ガスの空燃比を理論空燃比にする。
　尚、ここでいう燃料量は、ディーゼル燃料及びナフサの両方を含む全燃料の量である。また、Ａ／Ｆ＝１４．５～１５．０は、三元触媒４１ａの浄化ウインドウに相当する空燃比である。このエンジンシステムは、ディーゼルエンジン１の運転領域の全域に亘って、空燃比フィードバック制御を行う。このことによってエンジンシステムは、ディーゼルエンジン１の運転領域の全域に亘って、三元触媒４１ａを利用した排気ガスの浄化を行う。
　尚、燃焼室１４ａから排出する排気ガスの空燃比を、三元触媒４１ａの浄化ウインドウに相当する空燃比であるＡ／Ｆ＝１４．５～１５．０の範囲としても良い。
　＜燃料噴射制御＞
　次に、ＰＣＭ１０が実行する燃料噴射制御について説明をする。前述したように、このエンジンシステムは、主にトルク生成用のナフサと、主に着火用のディーゼル燃料とをディーゼルエンジン１に供給する。
　ナフサの供給重量と、ディーゼル燃料の供給重量とを比較したときに、ナフサの供給重量の方が、ディーゼル燃料の供給重量よりも多い。ディーゼル燃料は、燃焼室１４ａに供給する全燃料の量に対して、重量比で１０％以下にする。ディーゼル燃料は、例えば、全燃料の重量に対して５％としてもよい。
　ナフサは、ディーゼル燃料よりも沸点が低いため、燃焼室１４ａ内において気化しやすい。そこで、ナフサによって燃焼室１４ａ内に、均質かつ、理論空燃比に近い混合気を形成する。これによって、煤の発生を抑制すると共に、ＣＯの発生を抑制する。
　一方で、ナフサは、圧縮着火に至る圧力及び温度の少なくとも一方がディーゼル燃料よりも高い。つまり、ナフサは、着火性が低い。前述したように、ディーゼルエンジン１は、幾何学的圧縮比が１３以上１８以下の低い圧縮比に構成されており、燃料の着火には不利である。
　そこで、このエンジンシステムでは、着火性に優れたディーゼル燃料を、燃焼室１４ａ内に供給する。ディーゼル燃料は、着火用燃料として機能するから、混合気は、所定のタイミングで確実に圧縮着火することができる。ナフサ及びディーゼル燃料を含む混合気が、燃焼する。
　図３は、所定のエンジン回転数における、ナフサ及びディーゼル燃料の噴射タイミングを例示している。吸気ポート１６に取り付けられたナフサ用インジェクタ１９は、吸気弁２１が開いている吸気行程期間に、吸気ポート１６内にナフサを噴射する。ナフサの噴射タイミングは、吸気行程の中期から前期の期間内に設定すればよい。
　ここで、吸気行程の前期及び中期はそれぞれ、吸気行程を、前期、中期及び後期の三つの期間に三等分したときの、前期及び中期とすればよい。吸気行程の中期から前期の期間は、シリンダ１１ａ内の吸気流動が高くなる。この期間にナフサを噴射することによって、吸気流動を利用して、ナフサを、燃焼室１４ａ内の全体に拡散させることができると共に、混合気を均質化することが可能になる。
　燃焼室１４ａ内に臨んで取り付けられたディーゼル燃料用インジェクタ１８は、圧縮行程期間に、燃焼室１４ａ内にディーゼル燃料を噴射する。ディーゼル燃料の噴射タイミングは、圧縮上死点付近、具体的には、圧縮上死点前３０～１０°ＣＡの期間内に設定すればよい。
　こうすることで、圧縮上死点付近において混合気が圧縮着火し、燃焼を開始することができる。この燃焼の燃焼重心が、圧縮上死点後５～１０°ＣＡとなるようにすれば、ディーゼルエンジン１の熱効率が高まる。
　尚、前述したように、ディーゼルエンジン１の幾何学的圧縮比が低いため、ディーゼル燃料を噴射する前に、ナフサを含む混合気が過早着火してしまうことを回避することができる。ディーゼル燃料の噴射タイミングを調整することによって、混合気が圧縮着火するタイミングを調整することができる。
　＜エンジンの運転領域＞
　図４に、ディーゼルエンジン１の好適な運転領域の一例を示す。縦軸はエンジン負荷（ＩＭＥＰ）を、横軸はエンジン回転数を、それぞれ表している。
　ディーゼルエンジン１の運転領域は、出力が要求される負荷の高低及び回転数の高低に対し、大略、冷間領域（ＣＳ領域）、低負荷領域（Ｐ領域）、中負荷領域（Ｓ１領域）、及び高負荷領域（Ｓ２）からなる４つの領域に分けられている。ＰＣＭ１０には、このような運転領域をデータ化したマップが実装されていて、ＰＣＭ１０は、そのマップに基づいて、これら領域に応じた制御を実行する。
　（冷間領域：ＣＳ領域）
　冷間領域は、ディーゼルエンジン１が出力する負荷及び回転数が最も低い領域である。例えば、強制始動時（搭乗者がキーやボタンを操作して、ディーゼルエンジン１を始動する時）や、寒冷地や極寒期等、ディーゼルエンジン１が始動はしても、ディーゼルエンジン１が暖まっていない状態、つまり冷機時の運転領域である。
　具体的には、水温センサＳＷ１によって検出されるエンジン冷却水の温度が、予め設定された基準温度（例えば、８０℃）以下である状態での運転領域に相当する。当然ながら、三元触媒４１ａも適正に機能する温度には達していない。
　通常であれば、数十秒程度、ディーゼルエンジン１が運転されることで、回転数が安定し、エンジン冷却水の温度も基準温度に達する。回転数が安定すれば、ＰＣＭ１０は、三元触媒４１ａを早期に温め、かつ、空燃比が略理論空燃比に近づくように制御する。冷間領域では、安定した圧縮着火ができないので、ＰＣＭ１０は、燃料に安価なナフサのみを使用して燃料リッチな状態にし、点火装置２０を用いてその混合気を強制的に着火させることにより、燃焼を行う。
　すなわち、このディーゼルエンジン１は、負荷の高い領域でナフサが自着火して過早着火するのを防止するために、幾何学的圧縮比が低く設定されている。そのため、低負荷領域では、圧縮着火しにくい。それに加え、冷機時は、燃焼室１４ａの温度が低いため、ディーゼル燃料及びナフサのいずれであっても、安定して圧縮着火させることができない。したがって、ＰＣＭ１０は、冷間領域においては、点火装置２０を用いて混合気を着火することで、強制的に燃焼させる。
　着火による強制的な燃焼であれば、燃料特性は大きく影響しない。従って、その燃料には、ナフサ、ディーゼル燃料のいずれも利用できるが、このディーゼルエンジン１では、その燃料にナフサのみが使用される（ナフサが１００％）。
　その理由としては、まず、ナフサは、ディーゼル燃料よりも気化しやすい。更に、ディーゼル燃料は、燃焼室１４ａに直接噴射されるため、燃焼室１４ａで均質な混合気を形成しにくいのに対し、ナフサは吸気ポート１６で噴射されるため、燃焼室１４ａでは均質な混合気を形成することができる。
　従って、ナフサは、ディーゼル燃料に比べて、均質な燃焼が行えるので、燃焼時に煤の発生を抑制できる利点がある。それにより、比較的多量のナフサを用い、燃料リッチな状態で燃焼させることができるので、高い燃焼熱を発生させることができる。その高い燃焼熱を利用することで、三元触媒４１ａの温度を速やかに適温まで上昇させることができる。
　更に、ナフサはディーゼル燃料に比べると安価である。そのため、ディーゼル燃料よりもナフサの使用量を多くすれば、運転コストが削減でき、経済的にも有利である。ただし、ディーゼル燃料の使用を排除するものでない。強制的に点火するのであれば、ディーゼル燃料も使用できるため、燃料の一部にディーゼル燃料が含まれていてもよい。
　このように、このディーゼルエンジン１では、冷機時には、比較的多量のナフサを燃焼室１４ａに供給し、燃料をリッチな状態とすることで（空燃比は１５以下）、煤等、エミッションの低減を促進しながら、高い燃焼熱を発生させる。それにより、三元触媒４１ａを早期に適温まで昇温させる。
　なお、冷機時はＥＧＲガスの温度が低いため、ＥＧＲガスを還流しても熱的には大きな効果は得られないが、空燃比の調整等の観点から、冷機時においても必要に応じてＥＧＲガスを還流してもよい。また、冷機時での吸気弁２１のバルブタイミングは、燃焼が効率的に行えるように、吸気行程中に吸気弁２１が大きく開かれる、基準の設定となっている。
　そうして、三元触媒４１ａが適正に作動する温度に達すれば、ＰＣＭ１０は、その後は、空燃比が略理論空燃比となるように調整する。それにより、排気ガスが浄化され、エミッションが効果的に低減される。トルクも高まり、エンジン性能も向上する。
　（低負荷領域：Ｐ領域）
　低負荷領域は、冷間領域よりも負荷又は回転数が高い領域である。低負荷領域では、エンジン冷却水の温度は基準温度に達し、三元触媒４１ａも適正に機能できる温度となっている（いわゆる温間時）。ただし、低負荷領域におけるエンジン出力の負荷及び回転数は、ディーゼルエンジン１が運転可能な全運転領域の中では、依然として低い。
　例えば、低負荷領域は、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高負荷を二等分した時の低負荷側の領域であり、又、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高回転数を二等分した時の低回転側の領域である。ディーゼルエンジン１が出力可能な最高負荷を三等分した時の最も低負荷側の領域、又は、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高回転数を三等分した時の最も低回転側の領域である場合もある。尚、本実施形態では、この低負荷領域が「所定負荷以下の低負荷領域」を構成する。
　低負荷領域では、三元触媒４１ａが適正に機能し得る状態となっているので、ＰＣＭ１０は、エミッションの排出を抑制するため、燃焼室１４ａ内の混合気の空燃比が略理論空燃比（Ａ／Ｆが１４．５～１５．０）となるように制御する。それにより、三元触媒４１ａに導入される排気ガスの空燃比も略理論空燃比となるので、排気ガスが効果的に浄化できる。
　低負荷領域では、エンジン出力が小さいので、燃焼室１４ａへの燃料の供給量は少なく制御される。そのため、低負荷領域での燃焼室１４ａの中は高温になりにくく、圧縮着火を安定して行うのが難しい。したがって、ＰＣＭ１０は、冷間領域と同様に、低負荷領域においても、使用する燃料の割合（重量比）を、ディーゼル燃料よりもナフサの方が高くなるように、少なくともナフサ用インジェクタ１９を制御し（本実施形態では、冷間領域と同じナフサ１００％）、点火装置２０を用いて、その燃料の混合気を着火することで、強制的に燃焼させる。
　燃料の供給量が少ないと、空燃比を略理論空燃比に保持するのに必要な空気量も少なくなる。そこで、ＰＣＭ１０は、燃焼室１４ａに多量のＥＧＲガスが導入されるように制御する。具体的には、ＰＣＭ１０がＥＧＲ弁５１ａに制御信号を出力することにより、ＥＧＲ率（燃焼室１４ａの中に存在する混合気のガス全ての質量に対するＥＧＲガスの質量の割合：％）が、高負荷領域よりも高い値（例えば、４０％）となるように調整する。
　スロットル弁３６を絞ることによっても、空気量を少なく調整できるが、吸気の流動性悪化やポンプ損失などの不利がある。ＥＧＲ率による調整では、そのような不利がなく、燃焼室１４ａの中に、ナフサの均質な混合気を形成することができる。しかも、ＥＧＲガスが持つ熱量によって燃焼室１４ａの温度を高めることができるので、燃焼室１４ａ内の混合気が着火しやすくなる。従って、燃焼を安定して行える。
　ナフサは、吸気ポート１６に供給され、吸気に混合された状態で燃焼室１４ａに導入される。ＥＧＲガスは、その吸気ポート１６よりも上流側に位置する吸気通路３０の部位（還流部位、すなわち排気ガス還流通路５１の接続部）に還流されるようになっている。従って、温度の高いＥＧＲガスが還流した吸気に、気化しやすいナフサが混合した状態で燃焼室１４ａに導入されることから、燃焼室１４ａの中には、より均質なナフサの混合気を形成することができる。
　そうして、ＥＧＲガスの導入量を調整し、ＥＧＲ率を高く設定することで、空燃比を略理論空燃比、つまり１４．５～１５．０の範囲に精度高く調整することが可能になる。その結果、三元触媒４１ａを利用してエミッションを効果的に低減できるようになる。負荷が増加すると、それに伴って燃料（全燃料）の供給量も増加する。空燃比を略理論空燃比に保持するためには、空気量を増やす必要がある。従って、負荷の増大に応じて、ＰＣＭ１０は、空気量が増える分、ＥＧＲガスも増やすだけでなく、ＥＧＲガスの量を相対的に減少させるように制御するのが好ましい（ＥＧＲ率が低下）。
　更に、低負荷領域では、空気量を少なく調整すると共に、ポンプ損失を低減するため、ＰＣＭ１０は、吸気弁２１のバルブタイミングを遅くする制御（吸気遅閉じ制御）を行う。
　低負荷領域では、点火装置２０を用いた強制的な燃焼が行われて、圧縮着火が行われないので、燃焼室１４ａの圧力が比較的低くても安定した燃焼が行える。一方、低負荷領域では、ディーゼルエンジン１の出力が小さいので、ポンプ損失が相対的に大きくなり、燃費への影響が大きい。そこで、ＰＣＭ１０は、吸気Ｓ-ＶＴ７１を制御し、吸気弁２１の閉時期を遅くして、圧縮行程中での吸気弁２１の開弁期間を長くする。
　詳しくは、図５に実線で示すように、吸気弁２１の開弁期間（吸気弁２１が開いている期間、燃焼室１４ａに吸気が導入可能な期間）のうち、その圧縮行程に位置する期間である、吸気下死点から閉時期までの閉じ側の期間（閉じ側期間）が長くなるように、吸気Ｓ-ＶＴ７１を制御し、吸気弁２１のバルブタイミングを遅くする。
　なお、図５の仮想線は、基準となるバルブタイミングを示しており、本実施形態では、その閉時期は吸気下死点後３０°ＣＡである。それに対し、遅閉じ制御により変更したバルブタイミングでの閉時期は、吸気下死点後９０°ＣＡとなっている。尚、吸気弁２１の閉弁時期は、吸気弁２１のリフト量が０．４ｍｍに低下した時点と定義する。
　このように吸気遅閉じ制御を行うことで、有効圧縮比が小さくなり、ポンプ損失が低減される。従って、燃費の向上が図れる。また、燃焼室１４ａに導入する吸気量を少なく調整できるので、空気量が過剰気味の低負荷領域では有利である。
　（中負荷領域：Ｓ１領域）
　中負荷領域は、低負荷領域よりも、ディーゼルエンジン１から出力される負荷又は回転数が高い領域である（従って、本実施形態では、中負荷領域は「所定負荷より高い高負荷領域」を構成する）。中負荷領域は、ディーゼルエンジン１の全運転領域の中では、中間に位置する運転領域であり、比較的燃焼に適した条件となっている。
　例えば、中負荷領域は、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高負荷を二等分した時の高負荷側の領域であり、又、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高回転数を二等分した時の高回転側の領域である。ディーゼルエンジン１が出力可能な最高負荷を三等分した時の中間の領域、又は、ディーゼルエンジン１が出力可能な最高回転数を三等分した時の中間の領域である場合もある。
　中負荷領域では、低負荷領域に比べてエンジン出力が高いため、その分、燃焼室１４ａにも多くの燃料が供給され、燃焼エネルギーも増加する。そのため、燃焼室１４ａの中は、このエンジンシステムの設計に基づく圧縮着火により、燃焼可能な状態となっている。
　すなわち、このエンジンシステムでは、主たる燃料としてナフサを使用し、エンジンの運転状態に応じ、ディーゼル燃料を補助的に使用して着火を促進することで、圧縮着火が安定して行えるように設計されている。例えば、この実施形態のディーゼルエンジン１の中負荷領域では、重量割合で９５％のナフサと５％のディーゼル燃料とが燃焼室１４ａに供給され、圧縮着火により燃焼を行う。
　低負荷領域よりもエンジン出力が大きい中負荷領域では、ポンプ損失に基づく燃費への影響は小さいので、吸気弁２１のバルブタイミングは、吸気下死点の側に移行するように進角制御されて、基準の設定に戻される。吸気遅閉じ制御は行われない。それにより、低負荷領域よりも燃焼室１４ａに導入される吸気量が増加し、効率的な燃焼が行える。有効圧縮比も大きくなって幾何学的圧縮比に近づくので、圧縮着火もしやすくなる。
　中負荷領域での燃焼室１４ａ内の混合気の空燃比は、低負荷領域と同様に、ＥＧＲ率の調整によって略理論空燃比に保持される。それにより、効率的な燃焼が行えることから、エンジン出力も高まり、燃費の向上が図れる。三元触媒４１ａにより、排気ガスも効果的に浄化できる。なお、中負荷領域での吸気は、自然吸気でもよいし、ターボ過給機６１で過給してもよい。
　なお、負荷が増加すると燃料の供給量が増加し、空燃比を略理論空燃比に保持するために、空気量を増やす必要がある。従って、中負荷領域においても、低負荷領域と同様に、負荷の増大に応じて、ＥＧＲガスの量を相対的に減少させるとよい。
　（高負荷領域：Ｓ２領域）
　高負荷領域は、中負荷領域よりも更にエンジン出力が高い領域である。高負荷領域は、ディーゼルエンジン１の全運転領域の中では、最も高負荷側にある。すなわち、高負荷領域は、中負荷領域よりも更に高負荷側又は高回転側に位置する領域である（従って、本実施形態では、高負荷領域は「所定負荷より高い高負荷領域」を構成する）。
　高負荷領域では、中負荷領域に連続して、トルク発生用のナフサと、着火用のディーゼル燃料との組み合わせによる、圧縮着火が行われる。点火装置２０による着火は行われない。高い出力を得るために、高負荷領域では、燃焼室１４ａに多量の燃料が供給される。空燃比を略理論空燃比に保持するため、その供給量に応じて空気も増量される。それに伴い、ＥＧＲ率は、中負荷領域よりも低下する（例えば３０％）。必要に応じて過給も行われる。吸気弁２１のバルブタイミングは、基準の設定であり、吸気遅閉じ制御は行われない。
　高負荷領域でも、燃焼室１４ａ内の混合気の空燃比は略理論空燃比に保持されるので、高トルクが得られ、燃費の向上が図れるとともに、排気ガスを効果的に浄化できる。
　＜エンジンの具体的な制御＞
　図６に、ディーゼルエンジン１の具体的な制御の一例を示す。ＰＣＭ１０は、各センサＳＷ１～ＳＷ１１の検知信号に基づいて、ディーゼルエンジン１の運転状態を判断する（ステップＳ１）。その判断結果と運転状態に関するマップとに基づき、ＰＣＭ１０は、ディーゼルエンジン１の運転状態が、冷間領域（ＣＳ領域）、低負荷領域（Ｐ領域）、中負荷領域（Ｓ１領域）、及び高負荷領域（Ｓ２）のいずれの運転領域にあるかを判別し、その判別結果に基づいて各運転領域に応じた燃焼制御を実行する。
　その運転領域が冷間領域であると、ＰＣＭ１０が判断した場合（ステップＳ２でＹｅｓ）、ＰＣＭ１０は、ウエストゲート弁６５ａを開くように制御する（ステップＳ３）。それにより、燃焼室１４ａから排出される高温の排気ガスは、タービン６１ｂをバイパスし、そのまま三元触媒４１ａへと送られる。その結果、燃焼室１４ａで発生する燃焼熱を、三元触媒４１ａに効率的に作用させることができる。その結果、三元触媒４１ａは、早期に暖められる。
　そうして、ＰＣＭ１０は、冷間領域に応じた燃焼条件に調整する（ステップＳ４）。具体的には、空燃比が理論空燃比以下（Ａ／Ｆが１５以下）、つまり燃料がリッチな状態で、燃料の総量がナフサのみとなるように制御する。
　吸気弁２１のバルブタイミングは、吸気行程で吸気弁２１が大きく開かれる基準の設定とされており、吸気の流動の強いタイミングで、ＰＣＭ１０は、ナフサ用インジェクタ１９を駆動し、ナフサを吸気ポート１６の中に噴射する。それにより、燃焼室１４ａの中に、ナフサの均質でリッチな混合気を形成することができる。
　ＰＣＭ１０は、点火装置２０を作動させ、圧縮上死点近傍の所定のタイミングで着火する。そうすることで、混合気を強制的に燃焼させる（ステップＳ５）。このような燃焼により、冷間領域では、空燃比を略理論空燃比に近づけながら、三元触媒４１ａを早期に暖めることができる。
　ディーゼルエンジン１の運転領域が低負荷領域であると判断された場合（ステップＳ６でＹｅｓ）、ＰＣＭ１０は、その低負荷領域に応じた燃焼条件に調整する。
　ＰＣＭ１０は、ＥＧＲ弁５１ａの開度を制御し、ＥＧＲ率を４０％に調整する（ステップＳ７）。ＰＣＭ１０は、吸気Ｓ-ＶＴ７１を制御し、吸気弁２１の閉時期が所定の遅閉じタイミングとなるように、バルブタイミングを調整する（ステップＳ８）。そして、ＰＣＭ１０は、空燃比を略理論空燃比（Ａ／Ｆが１４．５～１５．０）に保持しながら、ナフサ用インジェクタ１９を駆動する。ＰＣＭ１０はまた、燃料の総量がナフサのみとなるように制御し、吸気行程の流動の強いタイミングで、ナフサを吸気ポート１６の中に噴射する（ステップＳ９）。
　ＰＣＭ１０は、点火装置２０を駆動して、圧縮上死点近傍の所定のタイミングで着火する。そうすることで、混合気を強制的に燃焼させる（ステップＳ１０）。
　ディーゼルエンジン１の運転領域が中負荷領域であると判断された場合（ステップＳ１１でＹｅｓ）、ＰＣＭ１０は、中負荷領域に応じた燃焼条件に調整する。
　ＰＣＭ１０は、ＥＧＲ弁５１ａの開度を制御し、ＥＧＲ率を４０％に調整する（ステップＳ１２）。そして、ＰＣＭ１０は、空燃比を略理論空燃比に保持しながら、ナフサ用インジェクタ１９を駆動する。その際、ＰＣＭ１０は、ナフサが燃料の総量の９５％となるように制御し、吸気行程の流動の強いタイミングで、ナフサを吸気ポート１６の中に噴射する（ステップＳ１３）。
　ＰＣＭ１０はまた、同様に空燃比を略理論空燃比に保持しながら、ディーゼル燃料用インジェクタ１８を駆動し、ディーゼル燃料が燃料の総量の５％となるように制御し、圧縮行程後半の所定のタイミングで、ディーゼル燃料を燃焼室１４ａの中に直接噴射する（ステップＳ１４）。
　そうすることで、混合気は、圧縮上死点後の近傍で自着火して燃焼する。そのため、点火装置２０による着火は行われない。
　ディーゼルエンジン１の運転領域が高負荷領域であると判断された場合（ステップＳ１１でＮｏ）、ＰＣＭ１０は、高負荷領域に応じた燃焼条件に調整する。
　ＰＣＭ１０は、ＥＧＲ弁５１ａの開度を制御し、ＥＧＲ率を３０％～０％の間で調整する（ステップＳ１５）。負荷が高いほど、空気量が必要となるので、ＥＧＲ率は低くなるように調整される。そして、ＰＣＭ１０は、空燃比を略理論空燃比に保持しながら、ナフサ用インジェクタ１９を駆動する。その際、ＰＣＭ１０は、ナフサが燃料の総量の９５％となるように制御し、吸気行程の流動の強いタイミングで、ナフサを吸気ポート１６の中に噴射する（ステップＳ１６）。
　ＰＣＭ１０はまた、同様に空燃比を略理論空燃比に保持しながら、ディーゼル燃料用インジェクタ１８を駆動し、ディーゼル燃料が燃料の総量の５％となるように制御し、圧縮行程後半の所定のタイミングで、ディーゼル燃料を燃焼室１４ａの中に直接噴射する（ステップＳ１７）。
　そうすることで、中負荷領域と同様に、高負荷領域においても、混合気は、圧縮上死点後の近傍で自着火して燃焼する。
　以上説明したように、このエンジンシステムは、トルク生成用のナフサと、着火用のディーゼル燃料とをディーゼルエンジン１に供給する。気化性能に優れたナフサによって、燃焼室１４ａ内の全体に、均質かつ理論空燃比に近い混合気を形成することによって、煤及びＣＯの発生を抑制することができる。
　また、燃焼室１４ａ内の混合気について、ナフサ及びディーゼル燃料の両方を含む燃料と空気との重量比（Ａ／Ｆ）を、略理論空燃比にすると共に、燃焼室１４ａから排出される排気ガスの空燃比を、理論空燃比にすることによって、排気通路４０に設けた三元触媒４１ａを利用して、排気ガスを浄化することができる。
　従来のディーゼルエンジンにおいて必要であったＮＯｘ浄化用の後処理システムを省略することができ、エンジンシステムの簡略化、及び、低コスト化が実現する。また、リーン運転をしていた従来のディーゼルエンジンに対し、前記のエンジンシステムは、混合気の空燃比を略理論空燃比にしているため、エンジントルクを向上させることができる。
　＜諸元例、検証結果＞
　図７に、低負荷領域（Ｐ領域）、中負荷領域（Ｓ１領域）、及び高負荷領域（Ｓ２）での燃焼制御に関する主な諸元の一例を示す。なお、ここで示す数値は、例示であり、仕様に応じて変更可能である。また、各数値は、基準値を示しており、実用上は多少のばらつきを含み得る。
　その低負荷領域では、ＥＧＲ率が４０％とされ、比較的多量のＥＧＲガスが燃焼室１４ａに導入される。吸気弁２１の閉時期（ＩＶＣ）は、吸気遅閉じ制御が行われ、吸気下死点後の９０°ＣＡとされている。吸気遅閉じ制御による有効圧縮比の低下も加わって、安定した圧縮着火が困難なことから、点火装置２０による強制的な着火が行われ、燃料には、安価であることに加え、均質な混合気が形成でき、エミッションの低減に有利なナフサのみが用いられる。
　その中負荷領域では、ＥＧＲ率は、低負荷領域と同じ４０％とされ、比較的多量のＥＧＲガスが燃焼室１４ａに導入される。吸気弁２１の閉時期（ＩＶＣ）は、基準の設定に戻され、吸気下死点後の３０°ＣＡとされている。安定した圧縮着火が可能なことから、点火装置２０は使用せず、圧縮着火によって燃焼が行われる。
　主燃料であるナフサに、５％のディーゼル燃料を加えることで、安定した圧縮着火が行えるようにしている。そして、ＥＧＲクーラ５２により冷却された比較的低温の不活性ガス（ＥＧＲガス）が燃焼室１４ａに導入されるため、混合気着火後の急峻な燃焼の立ち上がりが抑制され、燃焼騒音の増大や、熱負荷の増大が抑制される。
　そして、その高負荷領域では、ＥＧＲ率は３０％とされ、効率的な燃焼を実現するため、空気量を相対的に増加させている。吸気弁２１の閉時期（ＩＶＣ）は、中負荷領域と同様に、吸気下死点後の３０°ＣＡとされ、安定した圧縮着火が可能なことから、圧縮着火によって燃焼が行われる。
　燃料には、中負荷領域と同様に、５％のディーゼル燃料と９５％のナフサが用いられる。そして、ＥＧＲクーラ５２により冷却された比較的低温の不活性ガス（ＥＧＲガス）が燃焼室１４ａに導入されるため、混合気（ナフサ）の過早着火が抑制され、高いエンジントルクが生成できる着火時期とすることができる。
　また、エンジンの高速域でも、ＥＧＲ率は３０％とされ、効率的な燃焼を実現するため、空気量を相対的に増加させている。吸気弁２１の閉時期（ＩＶＣ）は、高速域で吸気充填量が多くできるタイミングとされており、吸気下死点後の４５°ＣＡ程度とされている。
　高速域では、吸気行程から圧縮行程までのクランク角経過時間が低速域に対して短くなるため、クランク角で見た場合の、吸気ポート１６を介してのナフサ供給期間が長くなる一方、ナフサ供給終了時点から圧縮上死点付近までの時間間隔は格段に短くなり、ナフサの均質混合気の形成が低下するものの、ＥＧＲガスの還流によるナフサの気化促進によって均質化の悪化が抑制され、煤の発生が無くなってエンジントルクを高めることができる。
　なお、高速域においても５％のディーゼル燃料と９５％のナフサが用いられるが、エンジン速度とナフサの供給から圧縮上死点付近までの時間間隔との兼ね合いから、最適な着火時期が得られない場合は、１００％のナフサを供給して、着火アシスト装置による強制的な着火を行っても良い。
　このように、高速域でＥＧＲガスを還流した場合は、主体燃料がディーゼル燃料の場合は煤が増大するためＥＧＲガスの還流が不可能であったものの、ナフサ主体の燃料供給においては、ＥＧＲガスの還流が効果的である。
　図８及び図９に、検証結果を示す。これら検証結果では、ここに開示するエンジンシステムに係る実施例と、従来のディーゼルエンジンシステムに係る従来例とを比較している。図８は、所定のエンジン回転数における、図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）と、図示燃料消費率（ｇｒｏｓｓ ＩＳＦＣ）との関係を例示している。
　図８に示すように、実施例は、混合気の空燃比を略理論空燃比にしているため、低負荷、中負荷、及び高負荷のそれぞれにおいて、リーン運転である従来例よりも図示燃料消費率が低下している。ここに開示するエンジンシステムは、従来のディーゼルエンジンシステムよりも、エンジントルクの向上、及び、燃費性能の向上を図ることができる。
　また、図９は、所定のエンジン回転数における、図示平均有効圧（ＩＭＥＰ）と、ＮＯｘ排出量との関係を例示している。従来例は、エンジン負荷が高くなると、燃焼室からのＮＯｘ排出量が増えている。
　これに対し、実施例は、三元触媒４１ａよりも下流の、テールパイプにおける排出量を示しているが、燃焼室１４ａから排出される排気ガスの空燃比を理論空燃比にすると共に、三元触媒４１ａによってＮＯｘを浄化しているため、ＮＯｘの排出量は、実質的にゼロである。従って、ここに開示するエンジンシステムは、エミッション性能が、従来のディーゼルエンジンシステムよりも向上している。
　また、ナフサは、ディーゼル燃料やガソリンと比較して製造コストが低く安価であるため、ナフサを利用する本エンジンシステムは、経済性に優れている。
　尚、ここに開示する技術は、前記の構成に限定されない。前記の構成においては、ディーゼルエンジン１の運転領域の全域に亘って、混合気の空燃比を略理論空燃比としているが、例えば燃料の総噴射量が少ない低負荷領域や軽負荷領域においては、混合気の空燃比を、理論空燃比よりも大幅に燃料リーン（例えばＡ／Ｆ＝３０～４５）にしてもよい。空燃比を３０～４５程度にすれば、燃焼室１４ａ内においてＮＯｘが生成することを抑制することができる。
　また、ディーゼルエンジン１が、特定の運転状態にあるときには、ナフサのみをディーゼルエンジン１に供給してもよい。この場合、混合気の着火性が低下するため、点火装置２０によって混合気を強制着火してもよい。
　さらに、前述の構成においては、ターボ過給機６１を装着しているが、必ずしもターボ過給機を装着しなくてもよい。すなわち、従来のディーゼルエンジンでは、過給機を装着して燃焼時の空燃比をリーンとし、煤やＣＯを低減するとともに、高コストな選択還元型触媒を用いてＮＯｘの低減を図る必要があったものの、あるいは、複数の過給機を装着して格段に過給圧を高め、燃焼時の空燃比を大幅にリーンとしつつ、エンジン本体の圧縮比も下げて燃焼温度を下げ、煤やＣＯ、ＮＯｘの低減を図る必要があったものの、本発明においては、第１燃料の供給により、混合気の空燃比を１４．５～１５．０の範囲とすることができるため、三元触媒４１ａとの組み合わせにより、過給に頼らなくても、煤やＣＯの低減とともに、ＮＯｘも十二分に浄化できるため、過給機を装着しない安価なエンジンを提供することもできる。
１　ディーゼルエンジン（エンジン本体）
１０　ＰＣＭ（制御部）
１４ａ　燃焼室
１６　吸気ポート
１８　ディーゼル燃料用インジェクタ（第２燃料供給部）
１９　ナフサ用インジェクタ（第１燃料供給部）
２１　吸気弁
４０　排気通路
４１ａ　三元触媒
５１　排気ガス還流通路（ＥＧＲガス還流部）
　５１ａ　ＥＧＲ弁（ＥＧＲガス還流部）
７１　吸気Ｓ-ＶＴ（吸気動弁部）

Claims (9)

  1. 　燃焼室を有するエンジン本体と、
    　前記燃焼室に、第１燃料を供給するよう構成された第１燃料供給部と、
    　圧縮着火に至る圧力及び温度の少なくとも一方が前記第１燃料よりも低くかつ、前記第１燃料よりも気化しにくい第２燃料を、前記燃焼室に供給するよう構成された第２燃料供給部と、
    　前記燃焼室から排出される排気ガスをＥＧＲガスとして、当該燃焼室に還流するＥＧＲガス還流部と、
    　前記第１燃料供給部、前記第２燃料供給部、及び前記ＥＧＲガス還流部のそれぞれに制御信号を出力するように構成された制御部と、
    を備え、
    　前記制御部は、
    　前記エンジン本体の運転領域が、所定負荷以下の低負荷領域であるか、前記所定負荷より高い高負荷領域であるかを判別し、
    　前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記第１燃料及び前記第２燃料の各燃料のうち、少なくとも前記第１燃料が前記燃焼室に供給されるように、前記第１燃料供給部及び前記第２燃料供給部のうち、少なくとも前記第１燃料供給部に制御信号を出力し、かつ、前記燃焼室に充填される、ガスの全量と前記ＥＧＲガスの量との比率であるＥＧＲ率が、前記高負荷領域にあるときと比較して高くなるように前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する圧縮着火式エンジン。
  2. 　請求項１に記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記第１燃料は、前記第２燃料に対して沸点が低い燃料である圧縮着火式エンジン。
  3. 　請求項１又は請求項２に記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記ＥＧＲガスが前記燃焼室に供給されるよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力するとともに、
    　前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される全燃料の量が増大されても、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記燃焼室に供給される前記ＥＧＲガスの量が減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する圧縮着火式エンジン。
  4. 　請求項１又は請求項２に記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記制御部は、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記ＥＧＲガスが前記燃焼室に供給されるよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力するとともに、
    　前記エンジン本体の運転領域が前記高負荷領域にあるときは、少なくとも前記第１燃料が前記低負荷領域にあるときに対して増量され、かつ、前記燃焼室の空燃比が１４．５～１５．０の範囲内となるように前記燃焼室へ供給される前記ＥＧＲガスの量が前記低負荷領域にあるときに対して減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する圧縮着火式エンジン。
  5. 　請求項１～４のいずれか１つに記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記エンジン本体の排気通路に三元触媒が配設され、
    　前記制御部は、前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される全燃料の量が増大されても、排気空燃比が理論空燃比に維持されるように、前記エンジン本体に要求される負荷の増加に応じて前記燃焼室に供給される前記ＥＧＲガスの量が減少するよう、前記ＥＧＲガス還流部に制御信号を出力する圧縮着火式エンジン。
  6. 　請求項１～５のいずれか１つに記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記ＥＧＲガス還流部は、前記エンジン本体の吸気通路を経由して前記燃焼室に前記ＥＧＲガスが還流されるように、前記エンジン本体の排気通路と前記吸気通路とを連通する排気ガス還流通路を含み、
    　前記第１燃料供給部が、前記吸気通路における前記排気ガス還流通路の接続部よりも下流側に位置する吸気ポートに対して前記第１燃料を供給する位置に設置されている圧縮着火式エンジン。
  7. 　請求項１～５のいずれか１つに記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記燃焼室に連通する吸気ポートの開口を開閉する吸気弁、及び当該吸気弁の開閉時期を調整すると共に、前記制御部から出力される制御信号によって制御される吸気動弁部、を更に備え、
    　前記制御部は、前記吸気弁の開弁期間における吸気下死点から閉時期までの閉じ側期間を、前記エンジン本体の運転領域が前記低負荷領域にあるときは、前記高負荷領域にあるときに対して長くなるように、前記吸気動弁部に制御信号を出力する圧縮着火式エンジン。
  8. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記第１燃料はナフサを含み、前記第２燃料はディーゼル燃料を含む圧縮着火式エンジン。
  9. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の圧縮着火式エンジンにおいて、
    　前記第１燃料はガソリンを含み、前記第２燃料はディーゼル燃料を含む圧縮着火式エンジン。
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