JP2000097017A - Internal combustion engine - Google Patents
Internal combustion engineInfo
- Publication number
- JP2000097017A JP2000097017A JP10269821A JP26982198A JP2000097017A JP 2000097017 A JP2000097017 A JP 2000097017A JP 10269821 A JP10269821 A JP 10269821A JP 26982198 A JP26982198 A JP 26982198A JP 2000097017 A JP2000097017 A JP 2000097017A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- amount
- exhaust gas
- combustion
- soot
- passage
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Granted
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
- F02M26/23—Layout, e.g. schematics
- F02M26/25—Layout, e.g. schematics with coolers having bypasses
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
- F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
- F02M26/06—Low pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust downstream of the turbocharger turbine and reintroduced into the intake system upstream of the compressor
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
- F02B29/04—Cooling of air intake supply
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/14—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories in relation to the exhaust system
- F02M26/15—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories in relation to the exhaust system in relation to engine exhaust purifying apparatus
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/38—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with two or more EGR valves disposed in parallel
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/45—Sensors specially adapted for EGR systems
- F02M26/46—Sensors specially adapted for EGR systems for determining the characteristics of gases, e.g. composition
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
- Exhaust Gas After Treatment (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は内燃機関に関する。[0001] The present invention relates to an internal combustion engine.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来より内燃機関、例えばディーゼル機
関においてはＮＯｘの発生を抑制するために機関排気通
路と機関吸気通路とを排気ガス再循環（以下、ＥＧＲと
称す）通路により連結し、このＥＧＲ通路を介して排気
ガス、即ちＥＧＲガスを機関吸気通路内に再循環させる
ようにしている。この場合、ＥＧＲガスは比較的比熱が
高く、従って多量の熱を吸収することができるので、Ｅ
ＧＲガス量を増大するほど、即ちＥＧＲ率（ＥＧＲガス
量／（ＥＧＲガス量＋吸入空気量））を増大するほど燃
焼室内における燃焼温度が低下する。燃焼温度が低下す
るとＮＯｘの発生量が低下し、従ってＥＧＲ率を増大す
ればするほどＮＯｘの発生量は低下することになる。2. Description of the Related Art Conventionally, in an internal combustion engine, for example, a diesel engine, an engine exhaust passage and an engine intake passage are connected by an exhaust gas recirculation (hereinafter referred to as EGR) passage in order to suppress the generation of NOx. Exhaust gas, that is, EGR gas, is recirculated through the passage into the engine intake passage. In this case, the EGR gas has a relatively high specific heat, and therefore can absorb a large amount of heat.
The combustion temperature in the combustion chamber decreases as the GR gas amount increases, that is, as the EGR rate (EGR gas amount / (EGR gas amount + intake air amount)) increases. When the combustion temperature decreases, the amount of generated NOx decreases. Therefore, the higher the EGR rate, the lower the amount of generated NOx.
【０００３】このように従来よりＥＧＲ率を増大すれば
ＮＯｘの発生量を低下しうることはわかっている。しか
しながらＥＧＲ率を増大させていくとＥＧＲ率が或る限
度を越えたときに煤の発生量、即ちスモークが急激に増
大し始める。この点に関し従来より、それ以上ＥＧＲ率
を増大すればスモークが限りなく増大していくものと考
えられており、従ってスモークが急激に増大し始めるＥ
ＧＲ率がＥＧＲ率の最大許容限界であると考えられてい
る。As described above, it has been known that the amount of generated NOx can be reduced by increasing the EGR rate. However, when the EGR rate is increased, the soot generation amount, that is, smoke, starts to increase rapidly when the EGR rate exceeds a certain limit. In this regard, it has conventionally been considered that if the EGR rate is further increased, the smoke will increase indefinitely. Therefore, the smoke starts to increase rapidly.
The GR rate is considered to be the maximum allowable limit of the EGR rate.
【０００４】従って従来よりＥＧＲ率はこの最大許容限
界を越えない範囲内に定められている。このＥＧＲ率の
最大許容限界は機関の形式や燃料によってかなり異なる
がおおよそ３０パーセントから５０パーセントである。
従って従来のディーゼル機関ではＥＧＲ率は最大でも３
０パーセントから５０パーセント程度に抑えられてい
る。Therefore, conventionally, the EGR rate is set within a range not exceeding the maximum allowable limit. The maximum allowable EGR rate varies considerably depending on the type of engine and fuel, but is approximately 30 to 50%.
Therefore, in a conventional diesel engine, the EGR rate is at most 3
It is reduced from 0% to about 50%.
【０００５】このように従来ではＥＧＲ率に対して最大
許容限界が存在すると考えられていたので従来よりＥＧ
Ｒ率はこの最大許容限界を越えない範囲内においてＮＯ
ｘおよびスモークの発生量ができるだけ少なくなるよう
に定められていた。しかしながらこのようにしてＥＧＲ
率をＮＯｘおよびスモークの発生量ができるだけ少なく
なるように定めてもＮＯｘおよびスモークの発生量の低
下には限度があり、実際には依然としてかなりの量のＮ
Ｏｘおよびスモークが発生してしまうのが現状である。As described above, conventionally, it has been considered that the maximum allowable limit exists for the EGR rate.
If the R rate is within the range not exceeding this maximum allowable limit, NO
The amount of x and smoke was determined to be as small as possible. However, in this way EGR
Even if the rate is set so as to minimize the generation of NOx and smoke, there is a limit to the reduction of the generation of NOx and smoke, and in fact, a considerable amount of N
At present, Ox and smoke are generated.
【０００６】ところがディーゼル機関の燃焼の研究の過
程においてＥＧＲ率を最大許容限界よりも大きくすれば
上述の如くスモークが急激に増大するがこのスモークの
発生量にはピークが存在し、このピークを越えてＥＧＲ
率を更に大きくすると今度はスモークが急激に減少しは
じめ、アイドリング運転時においてＥＧＲ率を７０パー
セント以上にすると、またＥＧＲガスを強力に冷却した
場合にはＥＧＲ率をほぼ５５パーセント以上にするとス
モークがほとんど零になる。即ち煤がほとんど発生しな
いことが見い出されたのである。また、このときにはＮ
Ｏｘの発生量が極めて少量となることも判明している。
この後この知見に基づいて煤が発生しない理由について
検討が進められ、その結果これまでにない煤およびＮＯ
ｘの同時低減が可能な新たな燃焼システムが構築される
に至ったのである。この新たな燃焼システムについては
後に詳細に説明するが簡単に言うと炭化水素が煤に成長
するまでの途中の段階において炭化水素の成長を停止さ
せることを基本としている。However, if the EGR rate is made larger than the maximum allowable limit in the course of research on the combustion of a diesel engine, the smoke rapidly increases as described above. However, the amount of generated smoke has a peak, and the peak exceeds this peak. EGR
When the rate is further increased, the smoke starts to decrease rapidly, and when the EGR rate is increased to 70% or more during idling operation, and when the EGR gas is cooled strongly, the smoke is reduced when the EGR rate is increased to about 55% or more. It becomes almost zero. That is, it was found that soot was hardly generated. In this case, N
It has also been found that the amount of Ox generated is extremely small.
After that, the reason why no soot was generated was examined based on this finding, and as a result, unprecedented soot and NO
Thus, a new combustion system capable of simultaneously reducing x has been constructed. This new combustion system will be described in detail later, but in short, it is basically based on stopping the growth of hydrocarbons in the middle stage until the hydrocarbons grow into soot.
【０００７】即ち、実験研究を重ねた結果判明したこと
は燃焼室内における燃焼時の燃料およびその周囲のガス
温度が或る温度以下のときには炭化水素の成長が煤に至
る前の途中の段階で停止し、燃料およびその周囲のガス
温度が或る温度以上になると炭化水素は一気に煤まで成
長してしまうということである。この場合、燃料および
その周囲のガス温度は燃料が燃焼した際の燃料周りのガ
スの吸熱作用が大きく影響しており、燃料燃焼時の発熱
量に応じて燃料周りのガスの吸熱量を調整することによ
って燃料およびその周囲のガス温度を制御することがで
きる。That is, as a result of repeated experimental studies, it has been found that when the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber is lower than a certain temperature, the growth of hydrocarbons is stopped at a halfway stage before reaching soot. However, when the temperature of the fuel and the gas around it rises above a certain temperature, the hydrocarbons grow into soot at a stretch. In this case, the temperature of the fuel and the surrounding gas is greatly affected by the heat absorbing action of the gas around the fuel when the fuel is burned, and the amount of heat absorbed by the gas around the fuel is adjusted according to the calorific value at the time of burning the fuel. As a result, the temperature of the fuel and the surrounding gas can be controlled.
【０００８】従って、燃焼室内における燃焼時の燃料お
よびその周囲のガス温度を炭化水素の成長が途中で停止
する温度以下に抑制すれば煤が発生しなくなり、燃焼室
内における燃焼時の燃料およびその周囲のガス温度を炭
化水素の成長が途中で停止する温度以下に抑制すること
は燃料周りのガスの吸熱量を調整することによって可能
となる。一方、煤に至る前に成長が途中で停止した炭化
水素は酸化触媒等を用いた後処理によって容易に浄化す
ることができる。これが新たな燃焼システムの基本的な
考え方である。Accordingly, if the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber is suppressed to a temperature below the temperature at which the growth of hydrocarbons stops halfway, soot will not be generated, and the fuel during combustion in the combustion chamber and its surroundings will not be generated. Can be suppressed to a temperature below the temperature at which the growth of hydrocarbons stops halfway, by adjusting the amount of heat absorbed by the gas around the fuel. On the other hand, hydrocarbons whose growth has stopped halfway before reaching soot can be easily purified by post-treatment using an oxidation catalyst or the like. This is the basic idea of a new combustion system.
【０００９】[0009]
【発明が解決しようとする課題】ところが、上述したよ
うな新たな燃焼システムについてはまだ開示されていな
い。そのため、既に開示されている従来の燃焼システム
では、上述した新たな燃焼システムに基づく新たな効果
を奏することができない。However, a new combustion system as described above has not been disclosed yet. Therefore, the conventional combustion system already disclosed cannot exhibit new effects based on the new combustion system described above.
【００１０】そこで、本発明は、内燃機関から煤（スモ
ーク）が排出されること及びＮＯｘが排出されることを
同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される再循環排気ガ
スの温度を適切な温度に調整することができる内燃機関
を提供することを目的とする。[0010] Therefore, the present invention is to prevent the exhaust of soot and NOx from the internal combustion engine at the same time and to reduce the temperature of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber to an appropriate temperature. It is an object of the present invention to provide an internal combustion engine that can be adjusted to a predetermined value.
【００１１】更に、本発明は、内燃機関から煤（スモー
ク）が排出されること及びＮＯｘが排出されることを同
時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される再循環排気ガス
の量を微調整することができる内燃機関を提供すること
を目的とする。Further, the present invention finely adjusts the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber while simultaneously preventing the emission of soot and NOx from the internal combustion engine. It is an object of the present invention to provide an internal combustion engine capable of performing the above.
【００１２】更に、本発明は、内燃機関から煤（スモー
ク）が排出されること及びＮＯｘが排出されることを同
時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される吸入空気量を微
調整することができる内燃機関を提供することを目的と
する。Further, according to the present invention, the amount of intake air supplied to the combustion chamber can be finely adjusted while simultaneously preventing soot (smoke) and NOx from being discharged from the internal combustion engine. It is an object to provide an internal combustion engine.
【００１３】[0013]
【課題を解決するための手段】請求項１に記載の発明に
よれば、燃焼室から排出された排気ガスを機関吸気通路
内に再循環させる排気ガス再循環装置を具備し、前記燃
焼室内に供給される再循環排気ガスの量を増大していく
と煤の発生量が次第に増大してピークに達し、前記燃焼
室内に供給される再循環排気ガスの量を更に増大してい
くと前記燃焼室内における燃焼時の燃料およびその周囲
のガス温が煤の生成温度よりも低くなって煤がほとんど
発生しなくなる内燃機関であって、煤の発生量がピーク
となる再循環排気ガスの量よりも前記燃焼室内に供給さ
れる再循環排気ガスの量が多く煤がほとんど発生しない
燃焼を実行可能であり、前記排気ガス再循環装置が、再
循環排気ガスの冷却能力の低い低冷却能力排気ガス再循
環通路と、再循環排気ガスの冷却能力の高い高冷却能力
排気ガス再循環通路と、前記低冷却能力排気ガス再循環
通路を流れる再循環排気ガスの量及び前記高冷却能力排
気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの量を制御可
能な再循環排気ガス制御弁とを具備し、前記煤がほとん
ど発生しない燃焼が行われる時に、機関要求負荷に基づ
いて前記低冷却能力排気ガス再循環通路を流れる再循環
排気ガスの量及び前記高冷却能力排気ガス再循環通路を
流れる再循環排気ガスの量を制御するようにした内燃機
関が提供される。According to the first aspect of the present invention, there is provided an exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from a combustion chamber into an engine intake passage. As the amount of recirculated exhaust gas supplied increases, the amount of soot generation gradually increases and reaches a peak, and when the amount of recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber further increases, the combustion increases. An internal combustion engine in which the temperature of fuel and surrounding gas during combustion in a room is lower than the soot generation temperature and soot is hardly generated, and the amount of generated soot is smaller than the amount of recirculated exhaust gas at which peak occurs. A combustion in which the amount of recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber is large and little soot is generated can be performed, and the exhaust gas recirculation device has a low cooling capacity exhaust gas having a low cooling capacity of the recirculated exhaust gas. Circulation passage and recirculation A high cooling capacity exhaust gas recirculation passage having a high gas gas cooling capacity; an amount of recirculation exhaust gas flowing through the low cooling capacity exhaust gas recirculation passage; and a recirculation exhaust gas flowing through the high cooling capacity exhaust gas recirculation passage. A recirculation exhaust gas control valve capable of controlling the amount of recirculated exhaust gas flowing through the low-cooling capacity exhaust gas recirculation passage based on an engine required load when the combustion in which the soot is hardly generated is performed. And an amount of recirculated exhaust gas flowing through the high cooling capacity exhaust gas recirculation passage is provided.
【００１４】請求項１に記載の内燃機関では、煤の発生
量がピークとなる再循環排気ガスの量よりも燃焼室内に
供給される再循環排気ガスの量が多く煤がほとんど発生
しない燃焼が行われる時に、機関要求負荷に基づいて低
冷却能力排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの
量及び高冷却能力排気ガス再循環通路を流れる再循環排
気ガスの量が制御される。ところで、前記煤がほとんど
発生しない燃焼は、前記煤がほとんど発生しない燃焼以
外の燃焼に比べて燃焼を行うことができる燃焼条件が厳
しい。そのため、前記煤がほとんど発生しない燃焼が行
われる時には、その厳しい燃焼条件を満たすために、燃
焼室内に供給される再循環排気ガスの温度を適切な温度
に調整する必要がある。それゆえ、上述したように請求
項１に記載の内燃機関では、前記煤がほとんど発生しな
い燃焼が行われる時に、機関要求負荷に基づいて低冷却
能力排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの量及
び高冷却能力排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガ
スの量が制御される。その結果、燃焼室内に供給される
再循環排気ガスの温度を適切な温度に調整することがで
き、それゆえ、前記煤がほとんど発生しない燃焼を行う
ことができる燃焼条件を満たすことが容易になる。In the internal combustion engine according to the first aspect of the invention, the amount of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of the recirculated exhaust gas at which the generation amount of soot is at a peak, and combustion in which almost no soot is generated is performed. When performed, the amount of recirculated exhaust gas flowing through the low cooling capacity exhaust gas recirculation passage and the amount of recirculated exhaust gas flowing through the high cooling capacity exhaust gas recirculation passage are controlled based on the engine demand load. By the way, the combustion conditions under which the combustion in which the soot is hardly generated can be performed are severer than those in the combustion other than the combustion in which the soot is hardly generated. Therefore, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, it is necessary to adjust the temperature of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber to an appropriate temperature in order to satisfy the severe combustion conditions. Therefore, as described above, in the internal combustion engine according to claim 1, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, the amount of the recirculated exhaust gas flowing through the exhaust gas recirculation passage having the low cooling capacity based on the engine required load is determined. The amount and amount of recirculated exhaust gas flowing through the high cooling capacity exhaust gas recirculation passage is controlled. As a result, the temperature of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber can be adjusted to an appropriate temperature, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions that can perform the combustion in which the soot is hardly generated. .
【００１５】請求項２に記載の発明によれば、燃焼室か
ら排出された排気ガスを機関吸気通路内に再循環させる
排気ガス再循環装置を具備し、前記燃焼室内に供給され
る再循環排気ガスの量を増大していくと煤の発生量が次
第に増大してピークに達し、前記燃焼室内に供給される
再循環排気ガスの量を更に増大していくと前記燃焼室内
における燃焼時の燃料およびその周囲のガス温が煤の生
成温度よりも低くなって煤がほとんど発生しなくなる内
燃機関であって、煤の発生量がピークとなる再循環排気
ガスの量よりも前記燃焼室内に供給される再循環排気ガ
スの量が多く煤がほとんど発生しない燃焼を実行可能で
あり、前記排気ガス再循環装置が、複数の排気ガス再循
環通路と、各排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガ
スの量を制御可能な再循環排気ガス制御弁とを具備し、
前記煤がほとんど発生しない燃焼が行われる時に、機関
要求負荷に基づいて各排気ガス再循環通路を流れる再循
環排気ガスの量を制御するようにした内燃機関が提供さ
れる。According to the second aspect of the present invention, there is provided an exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from the combustion chamber into the engine intake passage, and recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber. As the amount of gas increases, the amount of soot generated gradually increases and reaches a peak, and when the amount of recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber further increases, the fuel during combustion in the combustion chamber increases. And an internal combustion engine in which the temperature of the surrounding gas is lower than the generation temperature of soot and soot is hardly generated, and the amount of generated soot is supplied into the combustion chamber more than the amount of recirculated exhaust gas that peaks. The exhaust gas recirculation device is capable of performing combustion in which the amount of recirculated exhaust gas is large and little soot is generated, and the exhaust gas recirculation device includes a plurality of exhaust gas recirculation passages, Can control the amount of ; And a recirculated exhaust gas control valve,
An internal combustion engine is provided in which the amount of recirculated exhaust gas flowing through each exhaust gas recirculation passage is controlled based on the required engine load when the combustion in which little soot is generated is performed.
【００１６】請求項３に記載の発明によれば、前記複数
の排気ガス再循環通路のうちの一の排気ガス再循環通路
の断面積と他の排気ガス再循環通路の断面積とが異なる
請求項２に記載の内燃機関が提供される。According to the third aspect of the present invention, the sectional area of one of the plurality of exhaust gas recirculation passages is different from the sectional area of the other exhaust gas recirculation passage. Item 3. An internal combustion engine according to item 2 is provided.
【００１７】請求項２及び３に記載の内燃機関では、煤
の発生量がピークとなる再循環排気ガスの量よりも前記
燃焼室内に供給される再循環排気ガスの量が多く煤がほ
とんど発生しない燃焼が行われる時に、機関要求負荷に
基づいて、複数の排気ガス再循環通路のうちのそれぞれ
の排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの量が制
御される。ところで、前記煤がほとんど発生しない燃焼
は、前記煤がほとんど発生しない燃焼以外の燃焼に比べ
て燃焼を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのた
め、前記煤がほとんど発生しない燃焼が行われる時に
は、その厳しい燃焼条件を満たすために、燃焼室内に供
給される再循環排気ガスの量を微調整する必要がある。
一方、全開時の断面積が大きい弁によってその弁を通過
するガスの量を微調整するのは、全開時の断面積が小さ
い弁によってその弁を通過するガスの量を微調整するよ
りも困難であるという背景がある。それゆえ、上述した
ように請求項２及び３に記載の内燃機関では、前記煤が
ほとんど発生しない燃焼が行われる時に、機関要求負荷
に基づいて、複数の排気ガス再循環通路のうちのそれぞ
れの排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの量が
制御される。その結果、燃焼室内に供給される再循環排
気ガスの量を微調整することができ、それゆえ、前記煤
がほとんど発生しない燃焼を行うことができる燃焼条件
を満たすことが容易になる。In the internal combustion engine according to the second and third aspects, the amount of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of the recirculated exhaust gas at which the amount of generated soot becomes a peak, and soot is almost generated. When no combustion is performed, the amount of the recirculated exhaust gas flowing through each of the plurality of exhaust gas recirculation passages is controlled based on the engine required load. By the way, the combustion conditions under which the combustion in which the soot is hardly generated can be performed are severer than those in the combustion other than the combustion in which the soot is hardly generated. Therefore, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, it is necessary to finely adjust the amount of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion condition.
On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, as described above, in the internal combustion engine according to claims 2 and 3, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, based on the engine required load, each of the plurality of exhaust gas recirculation passages is used. The amount of recirculated exhaust gas flowing through the exhaust gas recirculation passage is controlled. As a result, the amount of the recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber can be finely adjusted, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions that can perform the combustion in which the soot is hardly generated.
【００１８】請求項４に記載の発明によれば、前記燃焼
室から排出された未燃炭化水素を酸化するために機関排
気通路内に酸化機能を有する触媒を配置し、前記複数の
排気ガス再循環通路のうちの一の排気ガス再循環通路の
再循環排気ガス取り入れ口を前記触媒の上流側に配置す
ると共に、他の排気ガス再循環通路の再循環排気ガス取
り入れ口を前記触媒の下流側に配置し、機関要求負荷が
高い時には前記一の排気ガス再循環通路を介して再循環
排気ガスを前記燃焼室内に供給し、機関要求負荷が低い
時には前記他の排気ガス再循環通路を介して再循環排気
ガスを前記燃焼室内に供給するようにした請求項２に記
載の内燃機関が提供される。According to the present invention, a catalyst having an oxidizing function is disposed in an engine exhaust passage to oxidize unburned hydrocarbons discharged from the combustion chamber, and the plurality of exhaust gas A recirculation exhaust gas intake of one exhaust gas recirculation passage of the circulation passage is arranged upstream of the catalyst, and a recirculation exhaust gas intake of another exhaust gas recirculation passage is arranged downstream of the catalyst. When the engine required load is high, recirculated exhaust gas is supplied to the combustion chamber through the one exhaust gas recirculation passage, and when the engine required load is low, the recirculated exhaust gas is supplied through the other exhaust gas recirculation passage. An internal combustion engine according to claim 2, wherein recirculated exhaust gas is supplied into the combustion chamber.
【００１９】請求項４に記載の内燃機関では、機関要求
負荷が高い時には、背圧の高い触媒の上流側に再循環排
気ガス取り入れ口が配置された排気ガス再循環通路を介
して再循環排気ガスが燃焼室内に供給される。そのた
め、多量の再循環排気ガスを燃焼室内に容易に供給する
ことができる。一方、機関要求負荷が低い時には、触媒
の下流側に再循環排気ガス取り入れ口が配置された排気
ガス再循環通路を介して再循環排気ガスが燃焼室内に供
給される。触媒の下流側において排気ガスは浄化されて
いるため、排気ガス再循環通路内のデポジットの量を少
なくすることができる。In the internal combustion engine according to the present invention, when the required engine load is high, the recirculated exhaust gas is provided through an exhaust gas recirculation passage in which a recirculated exhaust gas intake port is disposed upstream of the catalyst having a high back pressure. Gas is supplied into the combustion chamber. Therefore, a large amount of recirculated exhaust gas can be easily supplied into the combustion chamber. On the other hand, when the required engine load is low, the recirculated exhaust gas is supplied into the combustion chamber via an exhaust gas recirculation passage in which a recirculated exhaust gas intake is arranged downstream of the catalyst. Since the exhaust gas is purified downstream of the catalyst, the amount of deposit in the exhaust gas recirculation passage can be reduced.
【００２０】請求項５に記載の発明によれば、吸入空気
量を制御可能な吸気絞り弁をそれぞれ備えた複数の機関
吸気通路が設けられた請求項２に記載の内燃機関が提供
される。According to the fifth aspect of the present invention, there is provided the internal combustion engine according to the second aspect, wherein a plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of controlling an intake air amount are provided.
【００２１】請求項６に記載の発明によれば、一の機関
吸気通路に一の排気ガス再循環通路が連結されている請
求項５に記載の内燃機関が提供される。According to the invention described in claim 6, there is provided the internal combustion engine according to claim 5, wherein one exhaust gas recirculation passage is connected to one engine intake passage.
【００２２】請求項５及び６に記載の内燃機関では、吸
入空気量を制御可能な吸気絞り弁をそれぞれ備えた複数
の機関吸気通路が設けられる。ところで、上述したよう
に、前記煤がほとんど発生しない燃焼は、前記煤がほと
んど発生しない燃焼以外の燃焼に比べて燃焼を行うこと
ができる燃焼条件が厳しい。そのため、前記煤がほとん
ど発生しない燃焼が行われる時には、その厳しい燃焼条
件を満たすために、燃焼室内に供給される吸入空気量を
微調整する必要がある。一方、全開時の断面積が大きい
弁によってその弁を通過するガスの量を微調整するの
は、全開時の断面積が小さい弁によってその弁を通過す
るガスの量を微調整するよりも困難であるという背景が
ある。それゆえ、上述したように請求項５及び６に記載
の内燃機関では、吸入空気量を制御可能な吸気絞り弁を
それぞれ備えた複数の機関吸気通路が設けられる。その
結果、燃焼室内に供給される吸入空気量を微調整するこ
とができ、それゆえ、前記煤がほとんど発生しない燃焼
を行うことができる燃焼条件を満たすことが容易にな
る。In the internal combustion engine according to the fifth and sixth aspects, a plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of controlling the amount of intake air are provided. By the way, as described above, the combustion conditions under which the combustion in which the soot is hardly generated can be performed are severer than those in the combustion other than the combustion in which the soot is hardly generated. For this reason, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, as described above, in the internal combustion engine according to the fifth and sixth aspects, a plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of controlling the intake air amount are provided. As a result, the amount of intake air supplied into the combustion chamber can be finely adjusted, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion condition that can perform the combustion in which the soot is hardly generated.
【００２３】請求項７に記載の発明によれば、吸入空気
を圧縮するための排気タービン過給機を設け、前記複数
の排気ガス再循環通路のうちの一の排気ガス再循環通路
の再循環排気ガス取り入れ口を前記排気タービン過給機
の排気タービンの上流側に配置すると共に、他の排気ガ
ス再循環通路の再循環排気ガス取り入れ口を前記排気タ
ービンの下流側に配置し、機関要求負荷が高い時には前
記一の排気ガス再循環通路を介して再循環排気ガスを前
記燃焼室内に供給し、機関要求負荷が低い時には前記他
の排気ガス再循環通路を介して再循環排気ガスを前記燃
焼室内に供給するようにした請求項２に記載の内燃機関
が提供される。According to the seventh aspect of the present invention, an exhaust turbine supercharger for compressing intake air is provided, and one of the plurality of exhaust gas recirculation passages is recirculated. An exhaust gas intake is arranged upstream of the exhaust turbine of the exhaust turbine turbocharger, and a recirculation exhaust gas intake of another exhaust gas recirculation passage is arranged downstream of the exhaust turbine. When the engine load is high, recirculated exhaust gas is supplied into the combustion chamber through the one exhaust gas recirculation passage, and when the engine required load is low, the recirculated exhaust gas is combusted through the other exhaust gas recirculation passage. An internal combustion engine according to claim 2, wherein the internal combustion engine is supplied to a room.
【００２４】請求項７に記載の内燃機関では、機関要求
負荷が高い時には、背圧の高い排気タービンの上流側に
再循環排気ガス取り入れ口が配置された排気ガス再循環
通路を介して再循環排気ガスが燃焼室内に供給される。
そのため、多量の再循環排気ガスを燃焼室内に容易に供
給することができる。In the internal combustion engine according to the present invention, when the load required by the engine is high, recirculation is performed via an exhaust gas recirculation passage in which a recirculation exhaust gas intake port is arranged upstream of an exhaust turbine having a high back pressure. Exhaust gas is supplied into the combustion chamber.
Therefore, a large amount of recirculated exhaust gas can be easily supplied into the combustion chamber.
【００２５】請求項８に記載の発明によれば、燃焼室内
に供給される不活性ガスの量を増大していくと煤の発生
量が次第に増大してピークに達し、前記燃焼室内に供給
される不活性ガスの量を更に増大していくと前記燃焼室
内における燃焼時の燃料およびその周囲のガス温が煤の
生成温度よりも低くなって煤がほとんど発生しなくなる
内燃機関であって、煤の発生量がピークとなる不活性ガ
スの量よりも前記燃焼室内に供給される不活性ガスの量
が多く煤がほとんど発生しない燃焼を実行可能であり、
吸入空気量を制御可能な吸気絞り弁をそれぞれ備えた複
数の機関吸気通路が設けられた内燃機関が提供される。According to the eighth aspect of the invention, as the amount of the inert gas supplied into the combustion chamber is increased, the amount of soot generated gradually increases and reaches a peak, and the amount of the soot is supplied into the combustion chamber. When the amount of the inert gas is further increased, the temperature of the fuel during combustion in the combustion chamber and the temperature of the surrounding gas become lower than the temperature at which soot is generated, and soot is hardly generated. It is possible to perform combustion in which the amount of inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of inert gas at which the generation amount of the peak is peak, and soot is hardly generated,
An internal combustion engine provided with a plurality of engine intake passages each including an intake throttle valve capable of controlling an intake air amount is provided.
【００２６】請求項９に記載の発明によれば、各機関吸
気通路の断面積が互いに異なる請求項８に記載の内燃機
関が提供される。According to the ninth aspect of the invention, there is provided the internal combustion engine according to the eighth aspect, wherein the cross-sectional areas of the engine intake passages are different from each other.
【００２７】請求項１０に記載の発明によれば、各吸気
絞り弁の全開時の断面積が互いに異なる請求項９に記載
の内燃機関が提供される。According to the tenth aspect of the present invention, there is provided the internal combustion engine according to the ninth aspect, wherein each intake throttle valve has a different cross-sectional area when fully opened.
【００２８】請求項１１に記載の発明によれば、前記煤
がほとんど発生しない燃焼が行われる時、前記燃焼室に
供給される吸入空気量を制御するために断面積の大きい
吸気絞り弁が全閉されると共に断面積の小さい吸気絞り
弁の開度が制御される請求項１０に記載の内燃機関が提
供される。According to the eleventh aspect of the present invention, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, an intake throttle valve having a large sectional area is used to control the amount of intake air supplied to the combustion chamber. The internal combustion engine according to claim 10, wherein the opening degree of the intake throttle valve that is closed and has a small cross-sectional area is controlled.
【００２９】請求項８〜１１に記載の内燃機関では、煤
の発生量がピークとなる不活性ガスの量よりも燃焼室内
に供給される不活性ガスの量が多く煤がほとんど発生し
ない燃焼を実行可能であり、吸入空気量を制御可能な吸
気絞り弁をそれぞれ備えた複数の機関吸気通路が設けら
れる。ところで、前記煤がほとんど発生しない燃焼は、
前記煤がほとんど発生しない燃焼以外の燃焼に比べて燃
焼を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのため、前
記煤がほとんど発生しない燃焼が行われる時には、その
厳しい燃焼条件を満たすために、燃焼室内に供給される
吸入空気量を微調整する必要がある。一方、全開時の断
面積が大きい弁によってその弁を通過するガスの量を微
調整するのは、全開時の断面積が小さい弁によってその
弁を通過するガスの量を微調整するよりも困難であると
いう背景がある。それゆえ、上述したように請求項８〜
１１に記載の内燃機関では、吸入空気量を制御可能な吸
気絞り弁をそれぞれ備えた複数の機関吸気通路が設けら
れる。その結果、燃焼室内に供給される吸入空気量を微
調整することができ、それゆえ、前記煤がほとんど発生
しない燃焼を行うことができる燃焼条件を満たすことが
容易になる。In the internal combustion engine according to any one of claims 8 to 11, the amount of inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of inert gas at which the amount of generated soot becomes a peak, and combustion in which soot is hardly generated is performed. A plurality of engine intake passages are provided, each of which is executable and is provided with an intake throttle valve capable of controlling the amount of intake air. By the way, the combustion in which the soot is hardly generated is as follows:
Combustion conditions under which combustion can be performed are severer than combustion other than combustion in which soot is hardly generated. For this reason, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, as described above, claims 8 to
In the internal combustion engine according to 11, a plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of controlling the intake air amount are provided. As a result, the amount of intake air supplied into the combustion chamber can be finely adjusted, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion condition that can perform the combustion in which the soot is hardly generated.
【００３０】請求項１２に記載の発明によれば、燃焼室
内に供給される不活性ガスの量を増大していくと煤の発
生量が次第に増大してピークに達し、前記燃焼室内に供
給される不活性ガスの量を更に増大していくと前記燃焼
室内における燃焼時の燃料およびその周囲のガス温が煤
の生成温度よりも低くなって煤がほとんど発生しなくな
る内燃機関であって、煤の発生量がピークとなる不活性
ガスの量よりも前記燃焼室内に供給される不活性ガスの
量が多く煤がほとんど発生しない燃焼を実行可能であ
り、吸入空気量を制御可能な吸気絞り弁を備えた機関吸
気通路が設けられると共に、前記吸気絞り弁をバイパス
するバイパス通路と前記バイパス通路を流れる吸入空気
量を制御するためのバイパス吸入空気制御弁とが設けら
れた内燃機関が提供される。According to the twelfth aspect of the present invention, as the amount of the inert gas supplied into the combustion chamber increases, the amount of soot generated gradually increases and reaches a peak, and the soot is supplied into the combustion chamber. When the amount of the inert gas is further increased, the temperature of the fuel during combustion in the combustion chamber and the temperature of the surrounding gas become lower than the temperature at which soot is generated, and soot is hardly generated. The amount of the inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of the inert gas at which the generation amount of the gas reaches a peak, the combustion can be performed with little generation of soot, and the intake throttle valve capable of controlling the intake air amount And an internal combustion engine provided with an engine intake passage having a bypass passage for bypassing the intake throttle valve and a bypass intake air control valve for controlling an amount of intake air flowing through the bypass passage. It is.
【００３１】請求項１２に記載の内燃機関では、煤の発
生量がピークとなる不活性ガスの量よりも燃焼室内に供
給される不活性ガスの量が多く煤がほとんど発生しない
燃焼を実行可能であり、吸入空気量を制御可能な吸気絞
り弁を備えた機関吸気通路が設けられると共に、吸気絞
り弁をバイパスするバイパス通路とバイパス通路を流れ
る吸入空気量を制御するためのバイパス吸入空気制御弁
とが設けられる。ところで、前記煤がほとんど発生しな
い燃焼は、前記煤がほとんど発生しない燃焼以外の燃焼
に比べて燃焼を行うことができる燃焼条件が厳しい。そ
のため、前記煤がほとんど発生しない燃焼が行われる時
には、その厳しい燃焼条件を満たすために、燃焼室内に
供給される吸入空気量を微調整する必要がある。一方、
全開時の断面積が大きい弁によってその弁を通過するガ
スの量を微調整するのは、全開時の断面積が小さい弁に
よってその弁を通過するガスの量を微調整するよりも困
難であるという背景がある。それゆえ、上述したように
請求項１２に記載の内燃機関では、吸入空気量を制御可
能な吸気絞り弁を備えた機関吸気通路が設けられると共
に、吸気絞り弁をバイパスするバイパス通路とバイパス
通路を流れる吸入空気量を制御するためのバイパス吸入
空気制御弁とが設けられる。その結果、燃焼室内に供給
される吸入空気量を微調整することができ、それゆえ、
前記煤がほとんど発生しない燃焼を行うことができる燃
焼条件を満たすことが容易になる。In the internal combustion engine according to the twelfth aspect, it is possible to perform combustion in which the amount of inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of inert gas at which the amount of generated soot reaches a peak and soot is hardly generated. An engine intake passage provided with an intake throttle valve capable of controlling an intake air amount, a bypass passage bypassing the intake throttle valve, and a bypass intake air control valve for controlling the amount of intake air flowing through the bypass passage. Are provided. By the way, the combustion conditions under which the combustion in which the soot is hardly generated can be performed are severer than those in the combustion other than the combustion in which the soot is hardly generated. For this reason, when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. on the other hand,
Fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve that has a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas that passes through the valve with a valve that has a small cross-sectional area when fully open. There is a background. Therefore, as described above, in the internal combustion engine according to the twelfth aspect, the engine intake passage including the intake throttle valve capable of controlling the intake air amount is provided, and the bypass passage that bypasses the intake throttle valve and the bypass passage are provided. A bypass intake air control valve for controlling the amount of flowing intake air is provided. As a result, the amount of intake air supplied to the combustion chamber can be finely adjusted, and therefore,
It becomes easy to satisfy the combustion condition that can perform the combustion in which the soot is hardly generated.
【００３２】請求項１３に記載の発明によれば、前記燃
焼室から排出された未燃炭化水素を酸化するために機関
排気通路内に酸化機能を有する触媒を配置した請求項
１、２、８及び１２のいずれか一項に記載の内燃機関が
提供される。According to the thirteenth aspect of the present invention, a catalyst having an oxidizing function is disposed in an engine exhaust passage for oxidizing unburned hydrocarbons discharged from the combustion chamber. An internal combustion engine according to any one of claims 12 and 12.
【００３３】請求項１４に記載の発明によれば、前記触
媒が酸化触媒、三元触媒又はＮＯｘ吸収剤の少くとも一
つからなる請求項１３に記載の内燃機関が提供される。According to the fourteenth aspect of the present invention, there is provided the internal combustion engine according to the thirteenth aspect, wherein the catalyst comprises at least one of an oxidation catalyst, a three-way catalyst, and a NOx absorbent.
【００３４】請求項１３及び１４に記載の内燃機関で
は、燃焼室から排出される未燃炭化水素が機関排気通路
内にて酸化されるため、未燃炭化水素が内燃機関から排
出されるのを阻止することができる。In the internal combustion engine according to the thirteenth and fourteenth aspects, the unburned hydrocarbon discharged from the combustion chamber is oxidized in the engine exhaust passage, so that the unburned hydrocarbon is discharged from the internal combustion engine. Can be blocked.
【００３５】請求項１５に記載の発明によれば、前記燃
焼室から排出された排気ガスを機関吸気通路内に再循環
させる排気ガス再循環装置を具備し、前記不活性ガスが
前記機関吸気通路内に再循環された再循環排気ガスから
なる請求項８又は１２に記載の内燃機関が提供される。According to a fifteenth aspect of the present invention, there is provided an exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from the combustion chamber into an engine intake passage, wherein the inert gas is supplied to the engine intake passage. An internal combustion engine according to claim 8 or claim 12, comprising recirculated exhaust gas recirculated therein.
【００３６】請求項１５に記載の内燃機関では、排気ガ
ス再循環装置によって機関吸気通路内に再循環される再
循環排気ガスを不活性ガスとして利用することにより、
外部から燃焼室内に不活性ガスを供給する手段を特別に
設ける必要性を回避することができる。In the internal combustion engine according to the fifteenth aspect, the recirculated exhaust gas recirculated into the engine intake passage by the exhaust gas recirculation device is used as an inert gas.
The necessity of specially providing a means for supplying an inert gas from the outside into the combustion chamber can be avoided.
【００３７】請求項１６に記載の発明によれば、前記煤
がほとんど発生しない燃焼である第１の燃焼と、煤の発
生量がピークとなる再循環排気ガスの量よりも前記燃焼
室内に供給される再循環排気ガスの量が少ない第２の燃
焼とを選択的に切り換える切換手段を具備し、前記第１
の燃焼から前記第２の燃焼に又は前記第２の燃焼から前
記第１の燃焼に切り換えられるときに排気ガス再循環率
をステップ状に変化させるようにした請求項１、２及び
１５のいずれか一項に記載の内燃機関が提供される。According to the sixteenth aspect of the present invention, the first combustion in which the soot is hardly generated and the recirculated exhaust gas in which the generation of soot is peaked are supplied to the combustion chamber more than the amount of recirculated exhaust gas. Switching means for selectively switching between the second combustion in which the amount of recirculated exhaust gas is small and the first combustion.
16. The exhaust gas recirculation rate is changed in a stepwise manner when the combustion mode is switched from the second combustion mode to the second combustion mode or from the second combustion mode to the first combustion mode. An internal combustion engine according to claim 1 is provided.
【００３８】請求項１６に記載の内燃機関では、第１の
燃焼から第２の燃焼に又は第２の燃焼から第１の燃焼に
切り換えられるときに排気ガス再循環率をステップ状に
変化させることにより、排気ガス再循環率が、煤の発生
量がピークになる排気ガス再循環率に設定されるのを回
避することができる。In the internal combustion engine according to the present invention, when the first combustion is switched from the first combustion to the second combustion or from the second combustion to the first combustion, the exhaust gas recirculation rate is changed stepwise. Accordingly, it is possible to prevent the exhaust gas recirculation rate from being set to the exhaust gas recirculation rate at which the generation amount of soot becomes a peak.
【００３９】請求項１７に記載の発明によれば、機関の
運転領域を低負荷側の第１の運転領域と高負荷側の第２
の運転領域とに分割し、前記第１の運転領域では前記第
１の燃焼を行い、前記第２の運転領域では前記第２の燃
焼を行うようにした請求項１６に記載の内燃機関が提供
される。According to the seventeenth aspect of the invention, the operating range of the engine is set to the first operating range on the low load side and the second operating range on the high load side.
17. The internal combustion engine according to claim 16, wherein the internal combustion engine is divided into an operating region and the first combustion is performed in the first operating region, and the second combustion is performed in the second operating region. Is done.
【００４０】請求項１７に記載の内燃機関では、第１の
燃焼を実行し得る時、つまり、燃焼室内における燃焼時
の燃料及びその周囲のガス温度を煤の生成温度よりも低
く維持し得る時が、燃焼による発熱量が比較的少ない機
関中低負荷運転時に限られるという理由から、低負荷側
の第１の運転領域で第１の燃焼を行うと共に高負荷側の
第２の運転領域で第２の燃焼を行う。それゆえ、運転領
域に応じて適切な燃焼を実行することができる。In the internal combustion engine according to the present invention, when the first combustion can be performed, that is, when the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber can be maintained lower than the soot generation temperature. However, the first combustion is performed in the first operation region on the low load side and the second combustion is performed in the second operation region on the high load side because the heat generation amount due to combustion is limited to the low load operation in the engine that is relatively small. 2 is performed. Therefore, appropriate combustion can be performed according to the operation range.
【００４１】請求項１８に記載の発明によれば、前記第
１の燃焼が行われているときの排気ガス再循環率がほぼ
５５パーセント以上であり、前記第２の燃焼が行われて
いるときの排気ガス再循環率がほぼ５０パーセント以下
である請求項１６に記載の内燃機関が提供される。According to the eighteenth aspect of the present invention, the exhaust gas recirculation rate during the first combustion is substantially 55% or more, and the second combustion is performed. 17. The internal combustion engine of claim 16, wherein the exhaust gas recirculation rate of the internal combustion engine is less than or equal to about 50 percent.
【００４２】請求項１８に記載の内燃機関では、第１の
燃焼が行われているときの排気ガス再循環率をほぼ５５
パーセント以上にすると共に第２の燃焼が行われている
ときの排気ガス再循環率をほぼ５０パーセント以下にす
ることにより、排気ガス再循環率が、煤の発生量がピー
クになる排気ガス再循環率に設定されるのを回避するこ
とができる。In the internal combustion engine according to the eighteenth aspect, the exhaust gas recirculation rate during the first combustion is set to approximately 55
% Or less and the exhaust gas recirculation rate when the second combustion is being performed is set to be approximately 50% or less, so that the exhaust gas recirculation rate becomes a peak at which soot generation is peaked. It can be prevented from being set to the rate.
【００４３】[0043]
【発明の実施の形態】以下、添付図面を用いて本発明の
実施形態について説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
【００４４】図１は本発明を４ストローク圧縮着火式内
燃機関に適用した第一の実施形態を示している。図１を
参照すると、１は機関本体、２はシリンダブロック、３
はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は電
気制御式燃料噴射弁、７は吸気弁、８は吸気ポート、９
は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８
は対応する吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連
結され、サージタンク１２は吸気ダクト１３およびイン
タークーラ１４を介して過給機、例えば排気ターボチャ
ージャ１５のコンプレッサ１６の出口部に連結される。
コンプレッサ１６の入口部は空気吸込管１７を介してエ
アクリーナ１８に連結され、空気吸込管１７内にはステ
ップモータ１９により駆動されるスロットル弁２０が配
置される。また、スロットル弁２０上流の空気吸込管１
７内には吸入空気の質量流量を検出するための質量流量
検出器２１が配置される。FIG. 1 shows a first embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. Referring to FIG. 1, 1 is an engine body, 2 is a cylinder block, 3
Is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is an electrically controlled fuel injection valve, 7 is an intake valve, 8 is an intake port, 9
Denotes an exhaust valve, and 10 denotes an exhaust port. Intake port 8
Is connected to a surge tank 12 via a corresponding intake branch pipe 11, and the surge tank 12 is connected to a supercharger, for example, an outlet of a compressor 16 of an exhaust turbocharger 15 via an intake duct 13 and an intercooler 14. .
An inlet of the compressor 16 is connected to an air cleaner 18 via an air suction pipe 17, and a throttle valve 20 driven by a step motor 19 is arranged in the air suction pipe 17. The air suction pipe 1 upstream of the throttle valve 20
A mass flow rate detector 21 for detecting a mass flow rate of the intake air is disposed in the inside 7.
【００４５】一方、排気ポート１０は排気マニホルド２
２を介して排気ターボチャージャ１５の排気タービン２
３の入口部に連結され、排気タービン２３の出口部は排
気管２４を介して酸化機能を有する触媒２５を内蔵した
触媒コンバータ２６に連結される。排気マニホルド２２
内には空燃比センサ２７が配置される。On the other hand, the exhaust port 10 is connected to the exhaust manifold 2.
The exhaust turbine 2 of the exhaust turbocharger 15 via the
3 and an outlet of the exhaust turbine 23 is connected via an exhaust pipe 24 to a catalytic converter 26 having a built-in catalyst 25 having an oxidizing function. Exhaust manifold 22
Inside, an air-fuel ratio sensor 27 is arranged.
【００４６】触媒コンバータ２６の出口部に連結された
排気管２８とスロットル弁２０下流の空気吸込管１７と
は第１の排気ガス再循環（以下、ＥＧＲと称す）通路２
９を介して互いに連結され、第１のＥＧＲ通路２９内に
は第１のステップモータ３０により駆動される第１のＥ
ＧＲ制御弁３１が配置される。また、第１のＥＧＲ通路
２９内には第１のＥＧＲ通路２９内を流れるＥＧＲガス
を冷却するためのインタークーラ３２が配置される。図
１に示される実施形態では機関冷却水がインタークーラ
３２内に導びかれ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷
却される。更に、触媒コンバータ２６の出口部に連結さ
れた排気管２８とスロットル弁２０下流の空気吸込管１
７とは、第１のＥＧＲ通路２９に並列して設けられた第
２のＥＧＲ通路１０２９を介して互いに連結され、第２
のＥＧＲ通路１０２９内には第２のステップモータ１０
３０により駆動される第２のＥＧＲ制御弁１０３１が配
置される。第２のＥＧＲ通路１０２９にはインタークー
ラは設けられず、第２のＥＧＲ通路１０２９内を流れる
ＥＧＲガスは空冷によって冷却される。それゆえ、第２
のＥＧＲ通路１０２９は第１のＥＧＲ通路２９よりもＥ
ＧＲガスの冷却能力が低い。The exhaust pipe 28 connected to the outlet of the catalytic converter 26 and the air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 are connected to a first exhaust gas recirculation (hereinafter referred to as EGR) passage 2.
The first EGR passage 29 is connected to the first EGR passage 29 and driven by a first step motor 30.
A GR control valve 31 is provided. In addition, an intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the first EGR passage 29 is disposed in the first EGR passage 29. In the embodiment shown in FIG. 1, the engine cooling water is guided into the intercooler 32, and the engine cooling water cools the EGR gas. Furthermore, the exhaust pipe 28 connected to the outlet of the catalytic converter 26 and the air suction pipe 1 downstream of the throttle valve 20
7 are connected to each other through a second EGR passage 1029 provided in parallel with the first EGR passage 29,
In the EGR passage 1029 of the second step motor 10
A second EGR control valve 1031 driven by 30 is provided. No intercooler is provided in the second EGR passage 1029, and the EGR gas flowing in the second EGR passage 1029 is cooled by air cooling. Therefore, the second
EGR passage 1029 has a higher E than first EGR passage 29.
The cooling capacity of GR gas is low.
【００４７】一方、燃料噴射弁６は燃料供給管３３を介
して燃料リザーバ、いわゆるコモンレール３４に連結さ
れる。このコモンレール３４内へは電気制御式の吐出量
可変な燃料ポンプ３５から燃料が供給され、コモンレー
ル３４内に供給された燃料は各燃料供給管３３を介して
燃料噴射弁６に供給される。コモンレール３４にはコモ
ンレール３４内の燃料圧を検出するための燃料圧センサ
３６が取付けられ、燃料圧センサ３６の出力信号に基づ
いてコモンレール３４内の燃料圧が目標燃料圧となるよ
うに燃料ポンプ３５の吐出量が制御される。On the other hand, the fuel injection valve 6 is connected via a fuel supply pipe 33 to a fuel reservoir, a so-called common rail 34. Fuel is supplied into the common rail 34 from an electric control type variable discharge fuel pump 35, and the fuel supplied into the common rail 34 is supplied to the fuel injection valve 6 through each fuel supply pipe 33. A fuel pressure sensor 36 for detecting the fuel pressure in the common rail 34 is attached to the common rail 34, and the fuel pump 35 is controlled so that the fuel pressure in the common rail 34 becomes the target fuel pressure based on the output signal of the fuel pressure sensor 36. Is controlled.
【００４８】電子制御ユニット４０はデジタルコンピュ
ータからなり、双方向性バス４１によって互いに接続さ
れたＲＯＭ（リードオンリメモリ）４２、ＲＡＭ（ラン
ダムアクセスメモリ）４３、ＣＰＵ（マイクロプロセッ
サ）４４、入力ポート４５および出力ポート４６を具備
する。質量流量検出器２１の出力信号は対応するＡＤ変
換器４７を介して入力ポート４５に入力され、空燃比セ
ンサ２７および燃料圧センサ３６の出力信号も夫々対応
するＡＤ変換器４７を介して入力ポート４５に入力され
る。アクセルペダル５０にはアクセルペダル５０の踏込
み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ５１が
接続され、負荷センサ５１の出力電圧は対応するＡＤ変
換器４７を介して入力ポート４５に入力される。また、
入力ポート４５にはクランクシャフトが例えば３０°回
転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ５２
が接続される。一方、出力ポート４６は対応する駆動回
路４８を介して燃料噴射弁６、スロットル弁制御用ステ
ップモータ１９、ＥＧＲ制御弁制御用ステップモータ３
０及び１０３１、並びに燃料ポンプ３５に接続される。The electronic control unit 40 is composed of a digital computer, and has a ROM (Read Only Memory) 42, a RAM (Random Access Memory) 43, a CPU (Microprocessor) 44, an input port 45, An output port 46 is provided. The output signal of the mass flow detector 21 is input to the input port 45 via the corresponding AD converter 47, and the output signals of the air-fuel ratio sensor 27 and the fuel pressure sensor 36 are also input to the input port via the corresponding AD converter 47, respectively. 45 is input. A load sensor 51 that generates an output voltage proportional to the amount of depression L of the accelerator pedal 50 is connected to the accelerator pedal 50, and the output voltage of the load sensor 51 is input to the input port 45 via the corresponding AD converter 47. . Also,
The input port 45 has a crank angle sensor 52 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, by 30 °.
Is connected. On the other hand, the output port 46 is connected to the fuel injection valve 6, the throttle valve control step motor 19, the EGR control valve control step motor 3 via the corresponding drive circuit 48.
0 and 1031 and the fuel pump 35.
【００４９】図２は機関低負荷運転時にスロットル弁２
０の開度およびＥＧＲ率を変化させることにより空燃比
Ａ／Ｆ（図２の横軸）を変化させたときの出力トルクの
変化、およびスモーク、ＨＣ，ＣＯ，ＮＯｘの排出量の
変化を示す実験例を表している。図２からわかるように
この実験例では空燃比Ａ／Ｆが小さくなるほどＥＧＲ率
が大きくなり、理論空燃比（≒１４．６）以下のときに
はＥＧＲ率は６５パーセント以上となっている。FIG. 2 shows the throttle valve 2 when the engine is under low load operation.
The graph shows changes in output torque and changes in smoke, HC, CO, and NOx emissions when the air-fuel ratio A / F (horizontal axis in FIG. 2) is changed by changing the opening degree and the EGR rate of 0. 7 shows an experimental example. As can be seen from FIG. 2, in this experimental example, the smaller the air-fuel ratio A / F, the higher the EGR rate. When the air-fuel ratio A / F is smaller than the stoichiometric air-fuel ratio (≒ 14.6), the EGR rate is 65% or more.
【００５０】図２に示されるようにＥＧＲ率を増大する
ことにより空燃比Ａ／Ｆを小さくしていくとＥＧＲ率が
４０パーセント付近となり空燃比Ａ／Ｆが３０程度にな
ったときにスモークの発生量が増大を開始する。次い
で、更にＥＧＲ率を高め、空燃比Ａ／Ｆを小さくすると
スモークの発生量が急激に増大してピークに達する。次
いで更にＥＧＲ率を高め、空燃比Ａ／Ｆを小さくすると
今度はスモークが急激に低下し、ＥＧＲ率を６５パーセ
ント以上とし、空燃比Ａ／Ｆが１５．０付近になるとス
モークがほぼ零となる。即ち、煤がほとんど発生しなく
なる。このとき機関の出力トルクは若干低下し、またＮ
Ｏｘの発生量がかなり低くなる。一方、このときＨＣ，
ＣＯの発生量は増大し始める。As shown in FIG. 2, when the air-fuel ratio A / F is reduced by increasing the EGR rate, the smoke is reduced when the EGR rate becomes close to 40% and the air-fuel ratio A / F becomes about 30. The generation starts to increase. Next, when the EGR rate is further increased and the air-fuel ratio A / F is reduced, the amount of smoke generated sharply increases and reaches a peak. Next, when the EGR rate is further increased and the air-fuel ratio A / F is reduced, the smoke is sharply reduced. When the EGR rate is increased to 65% or more and the air-fuel ratio A / F is around 15.0, the smoke becomes almost zero. . That is, almost no soot is generated. At this time, the output torque of the engine slightly decreases, and N
The generation amount of Ox is considerably reduced. On the other hand, at this time, HC,
The amount of generated CO starts to increase.
【００５１】図３（Ａ）は空燃比Ａ／Ｆが２１付近でス
モークの発生量が最も多いときの燃焼室５内の燃焼圧変
化を示しており、図３（Ｂ）は空燃比Ａ／Ｆが１８付近
でスモークの発生量がほぼ零のときの燃焼室５内の燃焼
圧の変化を示している。図３（Ａ）と図３（Ｂ）とを比
較すればわかるようにスモークの発生量がほぼ零である
図３（Ｂ）に示す場合はスモークの発生量が多い図３
（Ａ）に示す場合に比べて燃焼圧が低いことがわかる。FIG. 3 (A) shows a change in the combustion pressure in the combustion chamber 5 when the air-fuel ratio A / F is around 21 and the amount of generated smoke is the largest, and FIG. 3 (B) shows the air-fuel ratio A / F. The graph shows the change in the combustion pressure in the combustion chamber 5 when the smoke generation amount is substantially zero when F is around 18. As can be seen by comparing FIG. 3 (A) and FIG. 3 (B), in the case of FIG. 3 (B) where the amount of smoke generation is almost zero, FIG.
It can be seen that the combustion pressure is lower than in the case shown in (A).
【００５２】図２および図３に示される実験結果から次
のことが言える。即ち、まず第１に空燃比Ａ／Ｆが１
５．０以下でスモークの発生量がほぼ零のときには図２
に示されるようにＮＯｘの発生量がかなり低下する。Ｎ
Ｏｘの発生量が低下したということは燃焼室５内の燃焼
温度が低下していることを意味しており、従って煤がほ
とんど発生しないときには燃焼室５内の燃焼温度が低く
なっていると言える。同じことが図３からも言える。即
ち、煤がほとんど発生していない図３（Ｂ）に示す状態
では燃焼圧が低くなっており、従ってこのとき燃焼室５
内の燃焼温度は低くなっていることになる。The following can be said from the experimental results shown in FIGS. That is, first, the air-fuel ratio A / F is 1
FIG. 2 when the smoke generation amount is almost zero at 5.0 or less.
As shown in (2), the generation amount of NOx is considerably reduced. N
The decrease in the amount of generated Ox means that the combustion temperature in the combustion chamber 5 has decreased. Therefore, it can be said that the combustion temperature in the combustion chamber 5 has decreased when little soot is generated. . The same can be said from FIG. That is, in the state shown in FIG. 3B where almost no soot is generated, the combustion pressure is low.
The combustion temperature inside is low.
【００５３】第２にスモークの発生量、即ち煤の発生量
がほぼ零になると図２に示されるようにＨＣおよびＣＯ
の排出量が増大する。このことは炭化水素が煤まで成長
せずに排出されることを意味している。即ち、燃料中に
含まれる図４に示されるような直鎖状炭化水素や芳香族
炭化水素は酸素不足の状態で温度上昇せしめられると熱
分解して煤の前駆体が形成され、次いで主に炭素原子が
集合した固体からなる煤が生成される。この場合、実際
の煤の生成過程は複雑であり、煤の前駆体がどのような
形態をとるかは明確ではないがいずれにしても図４に示
されるような炭化水素は煤の前駆体を経て煤まで成長す
ることになる。従って、上述したように煤の発生量がほ
ぼ零になると図２に示される如くＨＣおよびＣＯの排出
量が増大するがこのときのＨＣは煤の前駆体又はその前
の状態の炭化水素である。Second, when the amount of generated smoke, that is, the amount of generated soot becomes almost zero, as shown in FIG.
Emissions increase. This means that hydrocarbons are emitted without growing to soot. That is, the linear hydrocarbons and aromatic hydrocarbons contained in the fuel as shown in FIG. 4 are thermally decomposed when the temperature is increased in a state of lack of oxygen, soot precursors are formed, and then mainly, Soot consisting of a solid aggregate of carbon atoms is produced. In this case, the actual soot production process is complicated, and it is not clear what form the soot precursor takes, but in any case, the hydrocarbon as shown in FIG. It will grow to soot. Therefore, as described above, when the amount of generated soot becomes substantially zero, the emission amounts of HC and CO increase as shown in FIG. 2, but HC at this time is a precursor of soot or a hydrocarbon in a state before it. .
【００５４】図２および図３に示される実験結果に基づ
くこれらの考察をまとめると燃焼室５内の燃焼温度が低
いときには煤の発生量がほぼ零になり、このとき煤の前
駆体又はその前の状態の炭化水素が燃焼室５から排出さ
れることになる。このことについて更に詳細に実験研究
を重ねた結果、燃焼室５内における燃料およびその周囲
のガス温度が或る温度以下である場合には煤の成長過程
が途中で停止してしまい、即ち煤が全く発生せず、燃焼
室５内における燃料およびその周囲の温度が或る温度以
上になると煤が生成されることが判明したのである。These considerations based on the experimental results shown in FIGS. 2 and 3 are summarized as follows. When the combustion temperature in the combustion chamber 5 is low, the amount of generated soot becomes almost zero. Is discharged from the combustion chamber 5. As a result of further detailed experimental study on this, if the temperature of the fuel and the surrounding gas in the combustion chamber 5 is lower than a certain temperature, the growth process of the soot is stopped halfway, that is, the soot is It was found that no soot was generated, and soot was generated when the temperature of the fuel and its surroundings in the combustion chamber 5 exceeded a certain temperature.
【００５５】ところで煤の前駆体の状態で炭化水素の生
成過程が停止するときの燃料およびその周囲の温度、即
ち上述の或る温度は燃料の種類や空燃比の圧縮比等の種
々の要因によって変化するので何度であるかということ
は言えないがこの或る温度はＮＯｘの発生量と深い関係
を有しており、従ってこの或る温度はＮＯｘの発生量か
ら或る程度規定することができる。即ち、ＥＧＲ率が増
大するほど燃焼時の燃料およびその周囲のガス温度は低
下し、ＮＯｘの発生量が低下する。このときＮＯｘの発
生量が１０p.p.m 前後又はそれ以下になったときに煤が
ほとんど発生しなくなる。従って上述の或る温度はＮＯ
ｘの発生量が１０p.p.m 前後又はそれ以下になったとき
の温度にほぼ一致する。By the way, the temperature of the fuel and its surrounding when the process of producing hydrocarbons is stopped in the state of the soot precursor, that is, the above-mentioned certain temperature depends on various factors such as the type of fuel and the compression ratio of the air-fuel ratio. Although it cannot be said how many times the temperature changes, this certain temperature has a deep relationship with the amount of generated NOx. Therefore, this certain temperature can be defined to some extent from the amount of generated NOx. it can. That is, as the EGR rate increases, the temperature of the fuel during combustion and the gas temperature around it decrease, and the amount of generated NOx decreases. At this time, when the generation amount of NOx becomes about 10 p.pm or less, soot is hardly generated. Therefore, the above certain temperature is NO
The temperature almost coincides with the temperature when the amount of generated x is about 10 p.pm or less.
【００５６】一旦、煤が生成されるとこの煤は酸化機能
を有する触媒を用いた後処理でもって浄化することはで
きない。これに対して煤の前駆体又はその前の状態の炭
化水素は酸化機能を有する触媒を用いた後処理でもって
容易に浄化することができる。このように酸化機能を有
する触媒による後処理を考えると炭化水素を煤の前駆体
又はその前の状態で燃焼室５から排出させるか、或いは
煤の形で燃焼室５から排出させるかについては極めて大
きな差がある。本発明において採用されている新たな燃
焼システムは燃焼室５内において煤を生成させることな
く炭化水素を煤の前駆体又はその前の状態の形でもって
燃焼室５から排出させ、この炭化水素を酸化機能を有す
る触媒により酸化せしめることを核としている。Once soot has been produced, it cannot be purified by post-treatment using a catalyst having an oxidizing function. On the other hand, the soot precursor or the hydrocarbon in a state before the soot can be easily purified by a post-treatment using a catalyst having an oxidation function. Considering the post-treatment with a catalyst having an oxidation function as described above, it is extremely difficult to discharge hydrocarbons from the combustion chamber 5 in the state of a precursor of soot or in the state before the soot or in the form of soot from the combustion chamber 5. There is a big difference. The new combustion system employed in the present invention discharges hydrocarbons from the combustion chamber 5 in the form of a soot precursor or previous state without producing soot in the combustion chamber 5 and removes the hydrocarbons. The core is to oxidize with a catalyst having an oxidation function.
【００５７】さて、煤が生成される前の状態で炭化水素
の成長を停止させるには燃焼室５内における燃焼時の燃
料およびその周囲のガス温度を煤が生成される温度より
も低い温度に抑制する必要がある。この場合、燃料およ
びその周囲のガス温度を抑制するには燃料が燃焼した際
の燃料周りのガスの吸熱作用が極めて大きく影響するこ
とが判明している。Now, in order to stop the growth of hydrocarbons before the soot is generated, the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber 5 are set to a temperature lower than the temperature at which the soot is generated. It needs to be suppressed. In this case, it has been found that the endothermic effect of the gas around the fuel when the fuel burns has an extremely large effect on suppressing the temperature of the fuel and the gas around the fuel.
【００５８】即ち、燃料周りに空気しか存在しないと蒸
発した燃料はただちに空気中の酸素と反応して燃焼す
る。この場合、燃料から離れている空気の温度はさほど
上昇せず、燃料周りの温度のみが局所的に極めて高くな
る。即ち、このときには燃料から離れている空気は燃料
の燃焼熱の吸熱作用をほとんど行わない。この場合には
燃焼温度が局所的に極めて高くなるために、この燃焼熱
を受けた未燃炭化水素は煤を生成することになる。That is, if there is only air around the fuel, the evaporated fuel immediately reacts with oxygen in the air and burns. In this case, the temperature of the air separated from the fuel does not rise so much, and only the temperature around the fuel becomes extremely high locally. That is, at this time, the air separated from the fuel hardly absorbs the heat of combustion heat of the fuel. In this case, since the combustion temperature becomes extremely high locally, the unburned hydrocarbons that have received the heat of combustion will generate soot.
【００５９】一方、多量の不活性ガスと少量の空気の混
合ガス中に燃料が存在する場合には若干状況が異なる。
この場合には蒸発燃料は周囲に拡散して不活性ガス中に
混在する酸素と反応し、燃焼することになる。この場合
には燃焼熱は周りの不活性ガスに吸収されるために燃焼
温度はさほど上昇しなくなる。即ち、燃焼温度を低く抑
えることができることになる。即ち、燃焼温度を抑制す
るには不活性ガスの存在が重要な役割を果しており、不
活性ガスの吸熱作用によって燃焼温度を低く抑えること
ができることになる。On the other hand, when fuel is present in a mixed gas of a large amount of inert gas and a small amount of air, the situation is slightly different.
In this case, the fuel vapor diffuses to the surroundings, reacts with oxygen mixed in the inert gas, and burns. In this case, the combustion temperature is not increased so much because the combustion heat is absorbed by the surrounding inert gas. That is, the combustion temperature can be kept low. That is, the presence of the inert gas plays an important role in suppressing the combustion temperature, and the combustion temperature can be kept low by the endothermic effect of the inert gas.
【００６０】この場合、燃料およびその周囲のガス温度
を煤が生成される温度よりも低い温度に抑制するにはそ
うするのに十分な熱量を吸収しうるだけの不活性ガス量
が必要となる。従って燃料量が増大すれば必要となる不
活性ガス量はそれに伴なって増大することになる。な
お、この場合、不活性ガスの比熱が大きいほど吸熱作用
が強力となり、従って不活性ガスは比熱の大きなガスが
好ましいことになる。この点、ＣＯ2 やＥＧＲガスは比
較的比熱が大きいので不活性ガスとしてＥＧＲガスを用
いることは好ましいと言える。In this case, in order to suppress the temperature of the fuel and the surrounding gas to a temperature lower than the temperature at which the soot is formed, an amount of the inert gas that can absorb a sufficient amount of heat to do so is required. . Therefore, if the fuel amount increases, the required amount of inert gas increases accordingly. In this case, as the specific heat of the inert gas increases, the endothermic effect becomes stronger. Therefore, the inert gas preferably has a higher specific heat. In this regard, it can be said that it is preferable to use EGR gas as the inert gas since CO 2 and EGR gas have relatively large specific heats.
【００６１】図５は不活性ガスとしてＥＧＲガスを用
い、ＥＧＲガスの冷却度合を変えたときのＥＧＲ率とス
モークとの関係を示している。即ち、図５において曲線
ＡはＥＧＲガスを強力に冷却してＥＧＲガス温をほぼ９
０℃に維持した場合を示しており、曲線Ｂは小型の冷却
装置でＥＧＲガスを冷却した場合を示しており、曲線Ｃ
はＥＧＲガスを強制的に冷却していない場合を示してい
る。FIG. 5 shows the relationship between the EGR rate and the smoke when the EGR gas is used as the inert gas and the degree of cooling of the EGR gas is changed. That is, in FIG. 5, a curve A indicates that the EGR gas temperature is substantially 9
Curve B shows the case where the EGR gas is cooled by a small cooling device, and curve C shows the case where the temperature is maintained at 0 ° C.
Indicates a case where the EGR gas is not forcibly cooled.
【００６２】図５の曲線Ａで示されるようにＥＧＲガス
を強力に冷却した場合にはＥＧＲ率が５０パーセントよ
りも少し低いところで煤の発生量がピークとなり、この
場合にはＥＧＲ率をほぼ５５パーセント以上にすれば煤
がほとんど発生しなくなる。As shown by the curve A in FIG. 5, when the EGR gas is intensely cooled, the amount of soot generation reaches a peak when the EGR rate is slightly lower than 50%. In this case, the EGR rate is reduced to approximately 55%. Above a percentage, little soot is generated.
【００６３】一方、図５の曲線Ｂで示されるようにＥＧ
Ｒガスを少し冷却した場合にはＥＧＲ率が５０パーセン
トよりも少し高いところで煤の発生量がピークとなり、
この場合にはＥＧＲ率をほぼ６５パーセント以上にすれ
ば煤がほとんど発生しなくなる。On the other hand, as shown by the curve B in FIG.
When the R gas is cooled slightly, the amount of soot generation peaks when the EGR rate is slightly higher than 50%,
In this case, if the EGR rate is set to about 65% or more, almost no soot is generated.
【００６４】また、図５の曲線Ｃで示されるようにＥＧ
Ｒガスを強制的に冷却していない場合にはＥＧＲ率が５
５パーセントの付近で煤の発生量がピークとなり、この
場合にはＥＧＲ率をほぼ７０パーセント以上にすれば煤
がほとんど発生しなくなる。As shown by the curve C in FIG.
When the R gas is not forcibly cooled, the EGR rate becomes 5
The soot generation amount peaks near 5%, and in this case, if the EGR rate is set to approximately 70% or more, soot is hardly generated.
【００６５】なお、図５は機関負荷が比較的高いときの
スモークの発生量を示しており、機関負荷が小さくなる
と煤の発生量がピークとなるＥＧＲ率は若干低下し、煤
がほとんど発生しなくなるＥＧＲ率の下限も若干低下す
る。このように煤がほとんど発生しなくなるＥＧＲ率の
下限はＥＧＲガスの冷却度合や機関負荷に応じて変化す
る。FIG. 5 shows the amount of smoke generated when the engine load is relatively high. When the engine load decreases, the EGR rate at which the amount of soot peaks slightly decreases, and almost no soot is generated. The lower limit of the EGR rate to be eliminated also slightly decreases. As described above, the lower limit of the EGR rate at which almost no soot is generated varies depending on the degree of cooling of the EGR gas and the engine load.
【００６６】図６は不活性ガスとしてＥＧＲガスを用い
た場合において燃焼時の燃料およびその周囲のガス温度
を煤が生成される温度よりも低い温度にするために必要
なＥＧＲガスと空気の混合ガス量、およびこの混合ガス
量中の空気の割合、およびこの混合ガス中のＥＧＲガス
の割合を示している。なお、図６において縦軸は燃焼室
５内に吸入される全吸入ガス量を示しており、鎖線Ｙは
過給が行われないときに燃焼室５内に吸入しうる全吸入
ガス量を示している。また、横軸は要求負荷を示してい
る。FIG. 6 shows the mixing of EGR gas and air necessary to make the temperature of fuel during combustion and the surrounding gas temperature lower than the temperature at which soot is generated when EGR gas is used as the inert gas. It shows the gas amount, the ratio of air in the mixed gas amount, and the ratio of EGR gas in the mixed gas. In FIG. 6, the vertical axis indicates the total intake gas amount sucked into the combustion chamber 5, and the dashed line Y indicates the total intake gas amount that can be sucked into the combustion chamber 5 when supercharging is not performed. ing. The horizontal axis indicates the required load.
【００６７】図６を参照すると空気の割合、即ち混合ガ
ス中の空気量は噴射された燃料を完全に燃焼せしめるの
に必要な空気量を示している。即ち、図６に示される場
合では空気量と噴射燃料量との比は理論空燃比となって
いる。一方、図６においてＥＧＲガスの割合、即ち混合
ガス中のＥＧＲガス量は噴射燃料が燃焼せしめられたと
きに燃料およびその周囲のガス温度を煤が形成される温
度よりも低い温度にするのに必要最低限のＥＧＲガス量
を示している。このＥＧＲガス量はＥＧＲ率で表すとほ
ぼ５５パーセント以上であり、図６に示す実施形態では
７０パーセント以上である。即ち、燃焼室５内に吸入さ
れた全吸入ガス量を図６において実線Ｘとし、この全吸
入ガス量Ｘのうちの空気量とＥＧＲガス量との割合を図
６に示すような割合にすると燃料およびその周囲のガス
温度は煤が生成される温度よりも低い温度となり、斯く
して煤が全く発生しなくなる。また、このときのＮＯｘ
発生量は１０p.p.m 前後、又はそれ以下であり、従って
ＮＯｘの発生量は極めて少量となる。Referring to FIG. 6, the proportion of air, that is, the amount of air in the mixed gas, indicates the amount of air required to completely burn the injected fuel. That is, in the case shown in FIG. 6, the ratio between the air amount and the injected fuel amount is the stoichiometric air-fuel ratio. On the other hand, in FIG. 6, the ratio of the EGR gas, that is, the amount of the EGR gas in the mixed gas, is set so that when the injected fuel is burned, the temperature of the fuel and the surrounding gas is lower than the temperature at which soot is formed. The required minimum EGR gas amount is shown. This EGR gas amount is approximately 55% or more in terms of the EGR rate, and is 70% or more in the embodiment shown in FIG. That is, the total intake gas amount sucked into the combustion chamber 5 is represented by a solid line X in FIG. 6, and the ratio between the air amount and the EGR gas amount in the total intake gas amount X is as shown in FIG. The temperature of the fuel and the gas around it will be lower than the temperature at which soot is produced, so that no soot is generated. At this time, NOx
The amount generated is around 10 p.pm or less, and therefore the amount of NOx generated is extremely small.
【００６８】燃料噴射量が増大すれば燃料が燃焼した際
の発熱量が増大するので燃料およびその周囲のガス温度
を煤が生成される温度よりも低い温度に維持するために
はＥＧＲガスによる熱の吸収量を増大しなければならな
い。従って図６に示されるようにＥＧＲガス量は噴射燃
料量が増大するにつれて増大せしめなければならない。
即ち、ＥＧＲガス量は要求負荷が高くなるにつれて増大
する必要がある。When the fuel injection amount increases, the amount of heat generated when the fuel burns increases. Therefore, in order to maintain the temperature of the fuel and the surrounding gas at a temperature lower than the temperature at which the soot is generated, the heat generated by the EGR gas is required. Must be increased. Therefore, as shown in FIG. 6, the EGR gas amount must be increased as the injected fuel amount increases.
That is, the EGR gas amount needs to increase as the required load increases.
【００６９】ところで過給が行われていない場合には燃
焼室５内に吸入される全吸入ガス量Ｘの上限はＹであ
り、従って図６において要求負荷がＬo よりも大きい領
域では要求負荷が大きくなるにつれてＥＧＲガス割合を
低下させない限り空燃比を理論空燃比に維持することが
できない。云い換えると過給が行われていない場合に要
求負荷がＬo よりも大きい領域において空燃比を理論空
燃比に維持しようとした場合には要求負荷が高くなるに
つれてＥＧＲ率が低下し、斯くして要求負荷がＬo より
も大きい領域では燃料およびその周囲のガス温度を煤が
生成される温度よりも低い温度に維持しえなくなる。When the supercharging is not performed, the upper limit of the total intake gas amount X sucked into the combustion chamber 5 is Y. Therefore, in FIG. 6, in the region where the required load is larger than Lo, the required load is reduced. As the ratio increases, the air-fuel ratio cannot be maintained at the stoichiometric air-fuel ratio unless the EGR gas ratio is reduced. In other words, when the supercharging is not performed and the required air-fuel ratio is maintained at the stoichiometric air-fuel ratio in an area where the required load is larger than Lo, the EGR rate decreases as the required load increases, and In the region where the required load is larger than Lo, the temperature of the fuel and the surrounding gas cannot be maintained at a temperature lower than the temperature at which soot is generated.
【００７０】ところが図１に示されるようにＥＧＲ通路
２９を介して過給機の入口側即ち排気ターボチャージャ
１５の空気吸込管１７内にＥＧＲガスを再循環させると
要求負荷がＬo よりも大きい領域においてＥＧＲ率を５
５パーセント以上、例えば７０パーセントに維持するこ
とができ、斯くして燃料およびその周囲のガス温度を煤
が生成される温度よりも低い温度に維持することができ
る。即ち、空気吸込管１７内におけるＥＧＲ率が例えば
７０パーセントになるようにＥＧＲガスを再循環させれ
ば排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１６により
昇圧された吸入ガスのＥＧＲ率も７０パーセントとな
り、斯くしてコンプレッサ１６により昇圧しうる限度ま
で燃料およびその周囲のガス温度を煤が生成される温度
よりも低い温度に維持することができる。従って、低温
燃焼を生じさせることのできる機関の運転領域を拡大す
ることができることになる。要求負荷がＬo よりも大き
い領域でＥＧＲ率を５５パーセント以上にする際にはＥ
ＧＲ制御弁３１が全開せしめられる、スロットル弁２０
が若干閉弁せしめられる。However, as shown in FIG. 1, when the EGR gas is recirculated through the EGR passage 29 into the inlet side of the supercharger, that is, into the air suction pipe 17 of the exhaust turbocharger 15, the region where the required load is larger than Lo In EGR rate 5
It can be maintained at 5% or more, for example 70%, so that the temperature of the fuel and its surrounding gas can be kept below the temperature at which soot is produced. That is, if the EGR gas is recirculated so that the EGR rate in the air suction pipe 17 becomes, for example, 70%, the EGR rate of the suction gas boosted by the compressor 16 of the exhaust turbocharger 15 also becomes 70%. The temperature of the fuel and the surrounding gas can be maintained at a temperature lower than the temperature at which soot is generated, to the extent that the pressure can be increased by the compressor 16. Therefore, the operating range of the engine that can generate low-temperature combustion can be expanded. When the EGR rate is set to 55% or more in a region where the required load is larger than Lo, E
The throttle valve 20 is opened when the GR control valve 31 is fully opened.
Is slightly closed.
【００７１】前述したように図６は燃料を理論空燃比の
もとで燃焼させる場合を示しているが空気量を図６に示
される空気量よりも少くしても、即ち空燃比をリッチに
しても煤の発生を阻止しつつＮＯｘの発生量を１０p.p.
m 前後又はそれ以下にすることができ、また空気量を図
６に示される空気量よりも多くしても、即ち空燃比の平
均値を１７から１８のリーンにしても煤の発生を阻止し
つつＮＯｘの発生量を１０p.p.m 前後又はそれ以下にす
ることができる。As described above, FIG. 6 shows the case where fuel is burned under the stoichiometric air-fuel ratio. However, even if the air amount is smaller than the air amount shown in FIG. 6, that is, the air-fuel ratio is made rich. Even so, while suppressing the generation of soot, the generation amount of NOx was reduced to 10 p.p.
m or less, and even if the air amount is larger than the air amount shown in FIG. 6, that is, even if the average value of the air-fuel ratio is 17 to 18 lean, soot generation is prevented. Meanwhile, the amount of generated NOx can be reduced to about 10 p.pm or less.
【００７２】即ち、空燃比がリッチにされると燃料が過
剰となるが燃焼温度が低い温度に抑制されているために
過剰な燃料は煤まで成長せず、斯くして煤が生成される
ことがない。また、このときＮＯｘも極めて少量しか発
生しない。一方、平均空燃比がリーンのとき、或いは空
燃比が理論空燃比のときでも燃焼温度が高くなれば少量
の煤が生成されるが本発明では燃焼温度が低い温度に抑
制されているので煤は全く生成されない。更に、ＮＯｘ
も極めて少量しか発生しない。That is, when the air-fuel ratio is made rich, the fuel becomes excessive, but since the combustion temperature is suppressed to a low temperature, the excess fuel does not grow into soot, thus producing soot. There is no. At this time, only a very small amount of NOx is generated. On the other hand, when the average air-fuel ratio is lean, or even when the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, a small amount of soot is generated if the combustion temperature increases, but in the present invention, the soot is suppressed to a low temperature, so that the soot is reduced. Not generated at all. Furthermore, NOx
Only very small amounts are generated.
【００７３】このように、低温燃焼が行われているとき
には空燃比にかかわらずに、即ち空燃比がリッチであろ
うと、理論空燃比であろうと、或いは平均空燃比がリー
ンであろうと煤が発生されず、ＮＯｘの発生量が極めて
少量となる。従って燃料消費率の向上を考えるとこのと
き平均空燃比をリーンにすることが好ましいと言える。As described above, when low-temperature combustion is performed, soot is generated regardless of the air-fuel ratio, that is, whether the air-fuel ratio is rich, the stoichiometric air-fuel ratio, or the average air-fuel ratio is lean. However, the generation amount of NOx becomes extremely small. Therefore, considering the improvement of the fuel consumption rate, it can be said that it is preferable to make the average air-fuel ratio lean at this time.
【００７４】ところで燃焼室内における燃焼時の燃料お
よびその周囲のガス温度を炭化水素の成長が途中で停止
する温度以下に抑制しうるのは燃焼による発熱量が比較
的少ない機関中低負荷運転時に限られる。従って本発明
による実施形態では機関中低負荷運転時には燃焼時の燃
料およびその周囲のガス温度を炭化水素の成長が途中で
停止する温度以下に抑制して第１の燃焼、即ち低温燃焼
を行うようにし、機関高負荷運転時には第２の燃焼、即
ち従来より普通に行われている燃焼を行うようにしてい
る。なお、ここで第１の燃焼、即ち低温燃焼とはこれま
での説明から明らかなように煤の発生量がピークとなる
不活性ガス量よりも燃焼室内の不活性ガス量が多く煤が
ほとんど発生しない燃焼のことを言い、第２の燃焼、即
ち従来より普通に行われている燃焼とは煤の発生量がピ
ークとなる不活性ガス量よりも燃焼室内の不活性ガス量
が少い燃焼のことを言う。The temperature of the fuel during combustion in the combustion chamber and its surrounding gas can be suppressed to a temperature lower than the temperature at which the growth of hydrocarbons stops halfway, only during low-load operation in the engine, which generates a relatively small amount of heat by combustion. Can be Therefore, in the embodiment according to the present invention, during the low load operation in the engine, the first combustion, that is, the low-temperature combustion is performed by suppressing the temperature of the fuel during combustion and the gas around it to a temperature below the temperature at which the growth of hydrocarbons stops halfway. In addition, the second combustion, that is, the combustion that is usually performed conventionally, is performed during the high load operation of the engine. Here, the first combustion, that is, the low-temperature combustion, has a larger amount of the inert gas in the combustion chamber than the amount of the inert gas at which the soot generation amount is at a peak, as is clear from the description so far. The second combustion, that is, the combustion that has been performed normally in the past, is a combustion in which the amount of inert gas in the combustion chamber is smaller than the amount of inert gas at which the amount of soot is peaked. Say that.
【００７５】図７は第１の燃焼、即ち低温燃焼が行われ
る第１の運転領域Ｉと、第２の燃焼、即ち従来の燃焼方
法による燃焼が行われる第２の運転領域IIとを示してい
る。なお、図７において縦軸Ｌはアクセルペダル５０の
踏込み量、即ち要求負荷を示しており、横軸Ｎは機関回
転数を示している。また、図７においてＸ（Ｎ）は第１
の運転領域Ｉと第２の運転領域IIとの第１の境界を示し
ており、Ｙ（Ｎ）は第１の運転領域Ｉと第２の運転領域
IIとの第２の境界を示している。第１の運転領域Ｉから
第２の運転領域IIへの運転領域の変化判断は第１の境界
Ｘ（Ｎ）に基づいて行われ、第２の運転領域IIから第１
の運転領域Ｉへの運転領域の変化判断は第２の境界Ｙ
（Ｎ）に基づいて行われる。FIG. 7 shows a first operation region I in which the first combustion, that is, low-temperature combustion is performed, and a second operation region II in which the second combustion, that is, combustion by the conventional combustion method, is performed. I have. In FIG. 7, the vertical axis L indicates the amount of depression of the accelerator pedal 50, that is, the required load, and the horizontal axis N indicates the engine speed. In FIG. 7, X (N) is the first
Shows the first boundary between the operating region I and the second operating region II, and Y (N) represents the first operating region I and the second operating region.
2 shows a second boundary with II. The determination of the change of the operation range from the first operation range I to the second operation range II is made based on the first boundary X (N), and the change from the second operation range II to the first operation range II is performed.
The determination of the change of the operation region to the operation region I of the second boundary Y
(N).
【００７６】即ち、機関の運転状態が第１の運転領域Ｉ
にあって低温燃焼が行われているときに要求負荷Ｌが機
関回転数Ｎの関数である第１の境界Ｘ（Ｎ）を越えると
運転領域が第２の運転領域IIに移ったと判断され、従来
の燃焼方法による燃焼が行われる。次いで要求負荷Ｌが
機関回転数Ｎの関数である第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低
くなると運転領域が第１の運転領域Ｉに移ったと判断さ
れ、再び低温燃焼が行われる。That is, when the operating state of the engine is in the first operating region I
When the required load L exceeds a first boundary X (N), which is a function of the engine speed N, during low-temperature combustion, it is determined that the operation region has shifted to the second operation region II, Combustion is performed by a conventional combustion method. Next, when the required load L becomes lower than a second boundary Y (N) which is a function of the engine speed N, it is determined that the operation region has shifted to the first operation region I, and low-temperature combustion is performed again.
【００７７】このように第１の境界Ｘ（Ｎ）と第１の境
界Ｘ（Ｎ）よりも低負荷側の第２の境界Ｙ（Ｎ）との二
つの境界を設けたのは次の二つの理由による。第１の理
由は、第２の運転領域IIの高負荷側では比較的燃焼温度
が高く、このとき要求負荷Ｌが第１の境界Ｘ（Ｎ）より
低くなったとしてもただちに低温燃焼を行えないからで
ある。即ち、要求負荷Ｌがかなり低くなったとき、即ち
第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低くなったときでなければた
だちに低温燃焼が開始されないからである。第２の理由
は第１の運転領域Ｉと第２の運転領域II間の運転領域の
変化に対してヒステリシスを設けるためである。The two boundaries of the first boundary X (N) and the second boundary Y (N) having a lower load than the first boundary X (N) are provided as follows. For three reasons. The first reason is that the combustion temperature is relatively high on the high load side of the second operation region II, and even if the required load L becomes lower than the first boundary X (N), low-temperature combustion cannot be performed immediately. Because. That is, the low-temperature combustion does not immediately start unless the required load L becomes considerably low, that is, when the required load L becomes lower than the second boundary Y (N). The second reason is that hysteresis is provided for a change in the operation range between the first operation range I and the second operation range II.
【００７８】ところで機関の運転領域が第１の運転領域
Ｉにあって低温燃焼が行われているときには煤はほとん
ど発生せず、その代り未燃炭化水素が煤の前駆体又はそ
の前の状態の形でもって燃焼室５から排出される。この
とき燃焼室５から排出された未燃炭化水素は酸化機能を
有する触媒２５により良好に酸化せしめられる。By the way, when the operating region of the engine is in the first operating region I and low-temperature combustion is being performed, soot is hardly generated, and instead, the unburned hydrocarbon is a precursor of soot or a state before the soot. It is discharged from the combustion chamber 5 in the form. At this time, the unburned hydrocarbon discharged from the combustion chamber 5 is oxidized well by the catalyst 25 having an oxidizing function.
【００７９】触媒２５としては酸化触媒、三元触媒、又
はＮＯｘ吸収剤を用いることができる。ＮＯｘ吸収剤は
燃焼室５内における平均空燃比がリーンのときにＮＯｘ
を吸収し、燃焼室５内における平均空燃比がリッチにな
るとＮＯｘを放出する機能を有する。As the catalyst 25, an oxidation catalyst, a three-way catalyst, or a NOx absorbent can be used. When the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is lean, the NOx absorbent
And has the function of releasing NOx when the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 becomes rich.
【００８０】このＮＯｘ吸収剤は例えばアルミナを担体
とし、この担体上に例えばカリウムＫ、ナトリウムＮ
ａ、リチウムＬｉ、セシウムＣｓのようなアルカリ金
属、バリウムＢａ、カルシウムＣａのようなアルカリ土
類、ランタンＬａ、イットリウムＹのような希土類から
選ばれた少くとも一つと、白金Ｐｔのような貴金属とが
担持されている。The NOx absorbent uses, for example, alumina as a carrier and, for example, potassium K, sodium N
a, lithium Li, at least one selected from alkali metals such as cesium Cs, alkaline earths such as barium Ba and calcium Ca, rare earths such as lanthanum La and yttrium Y, and noble metals such as platinum Pt. Is carried.
【００８１】酸化触媒はもとより、三元触媒およびＮＯ
ｘ吸収剤も酸化機能を有しており、従って上述した如く
三元触媒およびＮＯｘ吸収剤を触媒２５として用いるこ
とができる。In addition to the oxidation catalyst, the three-way catalyst and the NO
The x absorbent also has an oxidizing function, and thus the three-way catalyst and the NOx absorbent can be used as the catalyst 25 as described above.
【００８２】図８は空燃比センサ２７の出力を示してい
る。図８に示されるように空燃比センサ２７の出力電流
Ｉは空燃比Ａ／Ｆに応じて変化する。従って空燃比セン
サ２７の出力電流Ｉから空燃比を知ることができる。FIG. 8 shows the output of the air-fuel ratio sensor 27. As shown in FIG. 8, the output current I of the air-fuel ratio sensor 27 changes according to the air-fuel ratio A / F. Therefore, the air-fuel ratio can be known from the output current I of the air-fuel ratio sensor 27.
【００８３】次に図９を参照しつつ第１の運転領域Ｉお
よび第２の運転領域IIにおける運転制御について概略的
に説明する。Next, the operation control in the first operation region I and the second operation region II will be schematically described with reference to FIG.
【００８４】図９は要求負荷Ｌに対するスロットル弁２
０の開度、ＥＧＲ制御弁３１の開度、ＥＧＲ率、空燃
比、噴射時期および噴射量を示している。図９に示され
るように要求負荷Ｌの低い第１の運転領域Ｉではスロッ
トル弁２０の開度は要求負荷Ｌが高くなるにつれて全閉
近くから２／３開度程度まで徐々に増大せしめられ、Ｅ
ＧＲ制御弁３１の開度は要求負荷Ｌが高くなるにつれて
全閉近くから全開まで徐々に増大せしめられる。また、
図９に示される例では第１の運転領域ＩではＥＧＲ率が
ほぼ７０パーセントとされており、空燃比はわずかばか
りリーンなリーン空燃比とされている。FIG. 9 shows the throttle valve 2 with respect to the required load L.
0 indicates the opening degree, the opening degree of the EGR control valve 31, the EGR rate, the air-fuel ratio, the injection timing, and the injection amount. As shown in FIG. 9, in the first operating region I where the required load L is low, the opening of the throttle valve 20 is gradually increased from almost fully closed to about 2/3 opening as the required load L increases. E
The degree of opening of the GR control valve 31 is gradually increased from almost fully closed to fully open as the required load L increases. Also,
In the example shown in FIG. 9, in the first operation region I, the EGR rate is set to approximately 70%, and the air-fuel ratio is set to a slightly lean air-fuel ratio.
【００８５】言い換えると第１の運転領域ＩではＥＧＲ
率がほぼ７０パーセントとなり、空燃比がわずかばかり
リーンなリーン空燃比となるようにスロットル弁２０の
開度およびＥＧＲ制御弁３１の開度が制御される。ま
た、第１の運転領域Ｉでは圧縮上死点ＴＤＣ前に燃料噴
射が行われる。この場合、噴射開始時期θＳは要求負荷
Ｌが高くなるにつれて遅くなり、噴射完了時期θＥも噴
射開始時期θＳが遅くなるにつれて遅くなる。In other words, in the first operating region I, the EGR
The opening of the throttle valve 20 and the opening of the EGR control valve 31 are controlled such that the rate becomes approximately 70% and the air-fuel ratio becomes a slightly lean air-fuel ratio. In the first operation region I, fuel injection is performed before the compression top dead center TDC. In this case, the injection start timing θS is delayed as the required load L is increased, and the injection completion timing θE is delayed as the injection start timing θS is delayed.
【００８６】なお、アイドル運転時にはスロットル弁２
０は全閉近くまで閉弁され、このときＥＧＲ制御弁３１
も全閉近くまで閉弁せしめられる。スロットル弁２０を
全閉近くまで閉弁すると圧縮始めの燃焼室５内の圧力が
低くなるために圧縮圧力が小さくなる。圧縮圧力が小さ
くなるとピストン４による圧縮仕事が小さくなるために
機関本体１の振動が小さくなる。即ち、アイドル運転時
には機関本体１の振動を抑制するためにスロットル弁２
０が全閉近くまで閉弁せしめられる。During idling, the throttle valve 2
0 is closed to almost fully closed, and at this time, the EGR control valve 31
Is also closed to near full closure. When the throttle valve 20 is closed close to the fully closed state, the pressure in the combustion chamber 5 at the start of compression decreases, so that the compression pressure decreases. When the compression pressure decreases, the compression work by the piston 4 decreases, so that the vibration of the engine body 1 decreases. That is, during idling operation, the throttle valve 2
0 is closed until it is almost fully closed.
【００８７】一方、機関の運転領域が第１の運転領域Ｉ
から第２の運転領域IIに変わるとスロットル弁２０の開
度が２／３開度程度から全開方向へステップ状に増大せ
しめられる。このとき図９に示す例ではＥＧＲ率がほぼ
７０パーセントから４０パーセント以下までステップ状
に減少せしめられ、空燃比がステップ状に大きくされ
る。即ち、ＥＧＲ率が多量のスモークを発生するＥＧＲ
率範囲（図５）を飛び越えるので機関の運転領域が第１
の運転領域Ｉから第２の運転領域IIに変わるときに多量
のスモークが発生することがない。On the other hand, the operating range of the engine is the first operating range I.
From the second operating region II to the second operating region II, the opening of the throttle valve 20 is increased stepwise from about 2/3 opening toward the full opening direction. At this time, in the example shown in FIG. 9, the EGR rate is reduced stepwise from approximately 70% to 40% or less, and the air-fuel ratio is increased stepwise. That is, the EGR rate at which the EGR rate generates a large amount of smoke
The engine operating range is the first because it jumps over the rate range (Fig. 5).
A large amount of smoke does not occur when changing from the operating region I to the second operating region II.
【００８８】第２の運転領域IIでは従来から行われてい
る燃焼が行われる。この第２の運転領域IIではスロット
ル弁２０は一部を除いて全開状態に保持され、ＥＧＲ制
御弁３１の開度は要求負荷Ｌが高くなると次第に小さく
される。また、この運転領域IIではＥＧＲ率は要求負荷
Ｌが高くなるほど低くなり、空燃比は要求負荷Ｌが高く
なるほど小さくなる。ただし、空燃比は要求負荷Ｌが高
くなってもリーン空燃比とされる。また、第２の運転領
域IIでは噴射開始時期θＳは圧縮上死点ＴＤＣ付近とさ
れる。In the second operation region II, the conventional combustion is performed. In the second operating region II, the throttle valve 20 is held in a fully open state except for a part, and the opening of the EGR control valve 31 is gradually reduced as the required load L increases. In this operating region II, the EGR rate decreases as the required load L increases, and the air-fuel ratio decreases as the required load L increases. However, the air-fuel ratio is a lean air-fuel ratio even when the required load L increases. In the second operation region II, the injection start timing θS is set near the compression top dead center TDC.
【００８９】図１０（Ａ）は第１の運転領域Ｉにおける
目標空燃比Ａ／Ｆを示している。図１０（Ａ）におい
て、Ａ／Ｆ＝１５．５，Ａ／Ｆ＝１６，Ａ／Ｆ＝１７，
Ａ／Ｆ＝１８で示される各曲線は夫々目標空燃比が１
５．５，１６，１７，１８であるときを示しており、各
曲線間の空燃比は比例配分により定められる。図１０
（Ａ）に示されるように第１の運転領域Ｉでは空燃比が
リーンとなっており、更に第１の運転領域Ｉでは要求負
荷Ｌが低くなるほど目標空燃比Ａ／Ｆがリーンとされ
る。FIG. 10A shows the target air-fuel ratio A / F in the first operation region I. In FIG. 10A, A / F = 15.5, A / F = 16, A / F = 17,
Each curve represented by A / F = 18 has a target air-fuel ratio of 1
5.5, 16, 17, and 18, and the air-fuel ratio between the curves is determined by proportional distribution. FIG.
As shown in (A), the air-fuel ratio is lean in the first operating region I, and in the first operating region I, the target air-fuel ratio A / F becomes leaner as the required load L decreases.
【００９０】即ち、要求負荷Ｌが低くなるほど燃焼によ
る発熱量が少くなる。従って要求負荷Ｌが低くなるほど
ＥＧＲ率を低下させても低温燃焼を行うことができる。
ＥＧＲ率を低下させると空燃比は大きくなり、従って図
１０（Ａ）に示されるように要求負荷Ｌが低くなるにつ
れて目標空燃比Ａ／Ｆが大きくされる。目標空燃比Ａ／
Ｆが大きくなるほど燃料消費率は向上し、従ってできる
限り空燃比をリーンにするために本発明による実施形態
では要求負荷Ｌが低くなるにつれて目標空燃比Ａ／Ｆが
大きくされる。That is, the lower the required load L, the smaller the amount of heat generated by combustion. Therefore, low-temperature combustion can be performed even if the EGR rate is reduced as the required load L decreases.
When the EGR rate is reduced, the air-fuel ratio increases. Therefore, as shown in FIG. 10A, as the required load L decreases, the target air-fuel ratio A / F increases. Target air-fuel ratio A /
As F increases, the fuel consumption rate increases. Accordingly, in order to make the air-fuel ratio as lean as possible, in the embodiment according to the present invention, the target air-fuel ratio A / F is increased as the required load L decreases.
【００９１】なお、図１０（Ａ）に示される目標空燃比
Ａ／Ｆは図１０（Ｂ）に示されるように要求負荷Ｌおよ
び機関回転数Ｎの関数としてマップの形で予めＲＯＭ４
２内に記憶されている。また、空燃比を図１０（Ａ）に
示す目標空燃比Ａ／Ｆとするのに必要なスロットル弁２
０の目標開度ＳＴが図１１（Ａ）に示されるように要求
負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数としてマップの形で予
めＲＯＭ４２内に記憶されており、空燃比を図１０
（Ａ）に示す目標空燃比Ａ／Ｆとするのに必要な第１の
ＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ制御弁１
０３１の開度ＳＥＨとの合計である目標合計開度ＳＥが
図１１（Ｂ）に示されるように要求負荷Ｌおよび機関回
転数Ｎの関数としてマップの形で予めＲＯＭ４２内に記
憶されている。第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬと
第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度ＳＥＨとの比につい
ては、後で詳細に説明する。The target air-fuel ratio A / F shown in FIG. 10A is stored in advance in the ROM 4 as a function of the required load L and the engine speed N as shown in FIG.
2 is stored. Also, the throttle valve 2 required to set the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F shown in FIG.
The target opening ST of 0 is stored in the ROM 42 in advance in the form of a map as a function of the required load L and the engine speed N as shown in FIG.
(A) The opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the second EGR control valve 1 required to obtain the target air-fuel ratio A / F shown in FIG.
As shown in FIG. 11B, the target total opening SE, which is the sum of the opening SEH of 031 and the opening SEH, is stored in the ROM 42 in advance in the form of a map as a function of the required load L and the engine speed N. The ratio between the opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the opening degree SEH of the second EGR control valve 1031 will be described later in detail.
【００９２】図１２（Ａ）は第２の燃焼、即ち従来の燃
焼方法による普通の燃焼が行われるときの目標空燃比Ａ
／Ｆを示している。なお、図１２（Ａ）においてＡ／Ｆ
＝２４，Ａ／Ｆ＝３５，Ａ／Ｆ＝４５，Ａ／Ｆ＝６０で
示される各曲線は夫々目標空燃比２４，３５，４５，６
０を示している。図１２（Ａ）に示される目標空燃比Ａ
／Ｆは図１２（Ｂ）に示されるように要求負荷Ｌおよび
機関回転数Ｎの関数としてマップの形で予めＲＯＭ４２
内に記憶されている。また、空燃比を図１２（Ａ）に示
す目標空燃比Ａ／Ｆとするのに必要なスロットル弁２０
の目標開度ＳＴが図１３（Ａ）に示されるように要求負
荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数としてマップの形で予め
ＲＯＭ４２内に記憶されており、空燃比を図１２（Ａ）
に示す目標空燃比Ａ／Ｆとするのに必要な第１のＥＧＲ
制御弁３１の開度ＳＥＬとなる目標開度ＳＥが図１３
（Ｂ）に示されるように要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎ
の関数としてマップの形で予めＲＯＭ４２内に記憶され
ている。FIG. 12A shows the target air-fuel ratio A when the second combustion, that is, the normal combustion by the conventional combustion method is performed.
/ F. Note that A / F in FIG.
= 24, A / F = 35, A / F = 45, and A / F = 60 indicate target air-fuel ratios of 24, 35, 45, and 6, respectively.
0 is shown. The target air-fuel ratio A shown in FIG.
/ F is a function of the required load L and the engine speed N as shown in FIG.
Is stored within. Also, the throttle valve 20 required to set the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F shown in FIG.
The target opening ST is stored in the ROM 42 in advance in the form of a map as a function of the required load L and the engine speed N as shown in FIG.
The first EGR necessary for obtaining the target air-fuel ratio A / F shown in FIG.
The target opening SE which becomes the opening SEL of the control valve 31 is shown in FIG.
As shown in (B), the required load L and the engine speed N
Is stored in the ROM 42 in advance in the form of a map as a function of.
【００９３】また、第２の燃焼が行われているときには
燃料噴射量Ｑは要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに基づい
て算出される。この燃料噴射量Ｑは図１４に示されるよ
うに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数としてマップ
の形で予めＲＯＭ４２内に記憶されている。When the second combustion is being performed, the fuel injection amount Q is calculated based on the required load L and the engine speed N. The fuel injection amount Q is stored in the ROM 42 in advance in the form of a map as a function of the required load L and the engine speed N as shown in FIG.
【００９４】次に、低温燃焼が行われるときのＥＧＲガ
スの温度、空燃比Ａ／Ｆ、要求負荷Ｌ及び燃料噴射時期
の関係について説明する。図１５は低温燃焼が行われる
ときに空燃比Ａ／Ｆ及びＥＧＲガスの冷却方法を変更し
たそれぞれの場合の要求負荷Ｌと噴射時期との関係を示
したグラフである。図１５において、実線Ａは空燃比Ａ
／Ｆが１７であって空冷されたＥＧＲガスを燃焼室内に
供給したときの要求負荷Ｌと噴射時期との関係を示して
おり、破線Ｂは空燃比Ａ／Ｆが１２であって空冷された
ＥＧＲガスを燃焼室内に供給したときの要求負荷Ｌと噴
射時期との関係を示しており、実線Ｃは空燃比Ａ／Ｆが
１７であって水冷されたＥＧＲガスを燃焼室内に供給し
たときの要求負荷Ｌと噴射時期との関係を示しており、
破線Ｄは空燃比Ａ／Ｆが１２であって水冷されたＥＧＲ
ガスを燃焼室内に供給したときの要求負荷Ｌと噴射時期
との関係を示している。Next, the relationship between the temperature of the EGR gas, the air-fuel ratio A / F, the required load L, and the fuel injection timing when performing low-temperature combustion will be described. FIG. 15 is a graph showing the relationship between the required load L and the injection timing in each case in which the air-fuel ratio A / F and the cooling method of the EGR gas are changed when low-temperature combustion is performed. In FIG. 15, the solid line A is the air-fuel ratio A
/ F is 17 and shows the relationship between the required load L and the injection timing when the air-cooled EGR gas is supplied into the combustion chamber, and the broken line B indicates that the air-fuel ratio A / F is 12 and the air-cooling is performed. The relationship between the required load L when the EGR gas is supplied into the combustion chamber and the injection timing is shown. The solid line C indicates the case where the air-fuel ratio A / F is 17 and the water-cooled EGR gas is supplied into the combustion chamber. The relationship between the required load L and the injection timing is shown,
Dashed line D is water-cooled EGR with an air-fuel ratio A / F of 12.
The relationship between the required load L and the injection timing when gas is supplied into the combustion chamber is shown.
【００９５】図１５に示すように、燃焼室内に供給され
るＥＧＲガスの温度が変化すると最適な噴射時期が変化
する。また、燃焼時の空燃比Ａ／Ｆが変化しても最適な
噴射時期が変化する。また、要求負荷Ｌによっても最適
な噴射時期が変化する。詳細には、ＥＧＲガスが空冷に
より冷却される時、要求負荷Ｌが高くなると煤が発生し
てしまう。つまり、ＥＧＲガスの冷却能力が低い時に
は、中低負荷の下でなければ低温燃焼を実行できない。
一方、ＥＧＲガスが水冷により冷却される時は、高負荷
の下でも煤は発生せず、低温燃焼を実行可能である。と
ころが、空燃比Ａ／Ｆがリッチになると要求噴射時期が
進み側になってしまい、噴射された燃焼が燃焼に使用さ
れることなくボアに付着してしまう。噴射時期を進めな
い場合には燃料供給が遅れてしまい失火してしまう。ま
た、ＥＧＲガスが水冷により冷却されるときには、ＥＧ
Ｒガスが空冷により冷却されるときに比べ、低負荷領域
において、空燃比Ａ／Ｆが１２の時の噴射時期と空燃比
Ａ／Ｆが１７の時の噴射時期との差が大きくなり過ぎて
しまう。そのため、低負荷領域においてＥＧＲガスが水
冷により冷却されている場合、低温燃焼から通常燃焼に
燃焼が切り換わったときに噴射時期が進み過ぎてしま
い、ノック音が発生し易くなってしまう。As shown in FIG. 15, when the temperature of the EGR gas supplied into the combustion chamber changes, the optimum injection timing changes. Further, even if the air-fuel ratio A / F during combustion changes, the optimum injection timing changes. Further, the optimum injection timing also changes depending on the required load L. Specifically, when the EGR gas is cooled by air cooling, soot is generated when the required load L increases. That is, when the cooling capacity of the EGR gas is low, low-temperature combustion cannot be performed unless the load is medium to low.
On the other hand, when the EGR gas is cooled by water cooling, soot is not generated even under a high load, and low-temperature combustion can be performed. However, when the air-fuel ratio A / F becomes rich, the required injection timing is advanced, and the injected combustion adheres to the bore without being used for combustion. If the injection timing is not advanced, the fuel supply will be delayed and cause a misfire. When the EGR gas is cooled by water cooling, EG
In the low load region, the difference between the injection timing when the air-fuel ratio A / F is 12 and the injection timing when the air-fuel ratio A / F is 17 becomes too large compared to when the R gas is cooled by air cooling. I will. Therefore, when the EGR gas is cooled by water cooling in the low load region, the injection timing is excessively advanced when the combustion is switched from the low-temperature combustion to the normal combustion, and knock noise is likely to be generated.
【００９６】以上の理由から、低温燃焼が行われる時に
は、要求負荷Ｌに応じて燃焼室内に供給されるＥＧＲガ
スの温度を適切な温度に調整する必要がある。それゆ
え、本実施形態では、図１に示したように、ＥＧＲガス
の冷却能力の高い第１のＥＧＲ通路２９と、第１のＥＧ
Ｒ通路２９を流れるＥＧＲガスの量を制御可能な第１の
ＥＧＲ制御弁３１と、ＥＧＲガスの冷却能力の低い第２
のＥＧＲ通路１０２９と、第２のＥＧＲ通路１０２９を
流れるＥＧＲガスの量を制御可能な第２のＥＧＲ制御弁
１０３１とが設けられており、低温燃焼が行われる時
に、要求負荷Ｌに基づいて第１のＥＧＲ通路２９を流れ
る低温のＥＧＲガスの量と第２のＥＧＲ通路１０２９を
流れる高温のＥＧＲガスの量とが制御される。For the above reasons, when low-temperature combustion is performed, it is necessary to adjust the temperature of the EGR gas supplied into the combustion chamber to an appropriate temperature according to the required load L. Therefore, in the present embodiment, as shown in FIG. 1, the first EGR passage 29 having a high cooling capacity of the EGR gas and the first EG
A first EGR control valve 31 capable of controlling the amount of EGR gas flowing through the R passage 29, and a second EGR control valve 31 having a low EGR gas cooling capacity.
An EGR passage 1029 and a second EGR control valve 1031 capable of controlling the amount of the EGR gas flowing through the second EGR passage 1029 are provided. The amount of low-temperature EGR gas flowing through the first EGR passage 29 and the amount of high-temperature EGR gas flowing through the second EGR passage 1029 are controlled.
【００９７】詳細には、要求負荷Ｌが低い時には、第１
のＥＧＲ通路２９を流れる低温のＥＧＲガスの量が減少
されると共に第２のＥＧＲ通路１０２９を流れる高温の
ＥＧＲガスの量が増加され、つまり、第１のＥＧＲ制御
弁３１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開
度ＳＥＨとの比ＳＥＬ／ＳＥＨが小さくされ、燃焼室内
には比較的高温のＥＧＲガスが供給される。その結果、
噴射時期が進み過ぎてしまうことを回避でき、それゆ
え、噴射された燃料が燃焼に使用されることなくボアに
付着してしまうこと、及び燃料供給が遅れて失火してし
まうことを回避できる。More specifically, when the required load L is low, the first
The amount of the low-temperature EGR gas flowing through the second EGR passage 1029 is decreased and the amount of the high-temperature EGR gas flowing through the second EGR passage 1029 is increased. That is, the opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the second The ratio SEL / SEH to the opening degree SEH of the second EGR control valve 1031 is reduced, and relatively high-temperature EGR gas is supplied into the combustion chamber. as a result,
It is possible to prevent the injection timing from being excessively advanced, so that it is possible to prevent the injected fuel from adhering to the bore without being used for combustion, and to prevent misfire from delaying the fuel supply.
【００９８】一方、要求負荷Ｌが高い時には、第１のＥ
ＧＲ通路２９を流れる低温のＥＧＲガスの量が増加され
ると共に第２のＥＧＲ通路１０２９を流れる高温のＥＧ
Ｒガスの量が減少され、つまり、第１のＥＧＲ制御弁３
１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度Ｓ
ＥＨとの比ＳＥＬ／ＳＥＨが大きくされ、燃焼室内には
比較的高温のＥＧＲガスが供給される。その結果、煤が
発生してしまうことを回避できる。On the other hand, when the required load L is high, the first E
The amount of the low-temperature EGR gas flowing through the GR passage 29 is increased and the high-temperature EG flowing through the second EGR passage 1029 is increased.
The amount of R gas is reduced, that is, the first EGR control valve 3
1 and the opening S of the second EGR control valve 1031
The ratio SEL / SEH to EH is increased, and relatively high-temperature EGR gas is supplied into the combustion chamber. As a result, generation of soot can be avoided.
【００９９】次に図１６を参照しつつ本実施形態の運転
制御について説明する。図１６を参照すると、まず初め
にステップ１００において機関の運転状態が第１の運転
領域Ｉであることを示すフラグＩがセットされているか
否かが判別される。フラグＩがセットされているとき、
即ち機関の運転状態が第１の運転領域Ｉであるときには
ステップ１０１に進んで要求負荷Ｌが第１の境界Ｘ１
（Ｎ）よりも大きくなったか否かが判別される。Ｌ≦Ｘ
１（Ｎ）のときにはステップ１０５に進んで低温燃焼が
行われる。ステップ１０１においてＬ＞Ｘ（Ｎ）になっ
たと判別されたときにはステップ１０２に進んでフラグ
Ｉがリセットされ、次いでステップ１１３に進んで第２
の燃焼が行われる。Next, the operation control of this embodiment will be described with reference to FIG. Referring to FIG. 16, first, at step 100, it is determined whether or not a flag I indicating that the operating state of the engine is in the first operating region I is set. When the flag I is set,
That is, when the operating state of the engine is in the first operating region I, the routine proceeds to step 101, where the required load L is reduced to the first boundary X1.
It is determined whether it has become larger than (N). L ≦ X
At 1 (N), the routine proceeds to step 105, where low-temperature combustion is performed. When it is determined in step 101 that L> X (N), the routine proceeds to step 102, where the flag I is reset.
Is performed.
【０１００】一方、スロットル１００においてフラグＩ
がセットされていないとき、即ち機関の運転状態が第２
の運転領域IIであるときにはステップ１０３に進んで要
求負荷Ｌが第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低くなったか否か
が判別される。Ｌ≧Ｙ（Ｎ）のときにはステップ１１３
に進み、リーン空燃比のもとで第２の燃焼が行われる。
ステップ１０３においてＬ＜Ｙ（Ｎ）になったと判別さ
れたときにはステップ１０４に進んでフラグＩがセット
され、次いでステップ１０５に進んで低温燃焼が行われ
る。On the other hand, in the throttle 100, the flag I
Is not set, that is, the engine operating state is
If it is the operating region II, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether the required load L has become lower than the second boundary Y (N). Step L 113 when L ≧ Y (N)
And the second combustion is performed under the lean air-fuel ratio.
When it is determined in step 103 that L <Y (N), the routine proceeds to step 104, where the flag I is set, and then proceeds to step 105 to perform low-temperature combustion.
【０１０１】ステップ１０５では図１１（Ａ）に示すマ
ップからスロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出され、
スロットル弁２０の開度がこの目標開度ＳＴとされる。
次いでステップ１０６では図１１（Ｂ）に示すマップか
ら第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ
制御弁１０３１の開度ＳＥＨとの合計である目標合計開
度ＳＥ（＝ＳＥＬ＋ＳＥＨ）が算出される。次いでステ
ップ１０７では要求負荷ＬがＬ１よりも高いか否か、つ
まり、要求負荷Ｌが高負荷であるか、あるいは低負荷で
あるかが判別され、高負荷のときにはステップ１０８に
進み、低負荷のときにはステップ１０９に進む。ステッ
プ１０８では第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬと第
２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度ＳＥＨとの比がＲ１に
設定され（ＳＥＬ／ＳＥＨ←Ｒ１）、ステップ１０９で
は第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ
制御弁１０３１の開度ＳＥＨとの比がＲ１よりも小さい
Ｒ２に設定される（ＳＥＬ／ＳＥＨ←Ｒ２）。つまり、
高負荷のときには、低負荷のときよりも、目標合計開度
ＳＥ（＝ＳＥＬ＋ＳＥＨ）中に占める第１のＥＧＲ制御
弁３１の開度ＳＥＬの割合が大きくされる。その結果、
燃焼室内に低温のＥＧＲガスを供給することができる。
一方、低負荷のときには、高負荷のときよりも、合計開
度ＳＥ（＝ＳＥＬ＋ＳＥＨ）中に占める第２のＥＧＲ制
御弁１０３１の開度ＳＥＨの割合が大きくされる。その
結果、燃焼室内に高温のＥＧＲガスを供給することがで
きる。In step 105, the target opening ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG.
The opening of the throttle valve 20 is set to the target opening ST.
Next, at step 106, the opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the second EGR are determined from the map shown in FIG.
The target total opening SE (= SEL + SEH), which is the sum of the control valve 1031 and the opening SEH, is calculated. Next, at step 107, it is determined whether or not the required load L is higher than L1, that is, whether or not the required load L is a high load or a low load. Sometimes the process proceeds to step 109. In step 108, the ratio between the opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the opening degree SEH of the second EGR control valve 1031 is set to R1 (SEL / SEH ← R1), and in step 109, the first EGR control The opening degree SEL of the valve 31 and the second EGR
The ratio of the control valve 1031 to the opening degree SEH is set to R2 smaller than R1 (SEL / SEH ← R2). That is,
When the load is high, the ratio of the opening SEL of the first EGR control valve 31 to the target total opening SE (= SEL + SEH) is made larger than when the load is low. as a result,
A low-temperature EGR gas can be supplied into the combustion chamber.
On the other hand, when the load is low, the ratio of the opening SEH of the second EGR control valve 1031 to the total opening SE (= SEL + SEH) is made larger than when the load is high. As a result, high-temperature EGR gas can be supplied into the combustion chamber.
【０１０２】ステップ１０７からステップ１０９によ
り、要求負荷Ｌに応じて第１のＥＧＲ通路２９を流れる
ＥＧＲガスの量及び第２のＥＧＲ通路１０２９を流れる
ＥＧＲガスの量を制御することができる。その結果、燃
焼室５内に供給されるＥＧＲガスの温度を適切な温度に
調整することができ、それゆえ、低温燃焼を行うことが
できる燃焼条件を満たすことが容易になる。Steps 107 to 109 make it possible to control the amount of EGR gas flowing through the first EGR passage 29 and the amount of EGR gas flowing through the second EGR passage 1029 in accordance with the required load L. As a result, the temperature of the EGR gas supplied into the combustion chamber 5 can be adjusted to an appropriate temperature, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions for performing low-temperature combustion.
【０１０３】尚、本実施形態では、第１のＥＧＲ制御弁
３１の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度
ＳＥＨとの比が、高負荷の場合と低負荷の場合とでそれ
ぞれ固定値とされているが、他の実施形態では、第１の
ＥＧＲ制御弁の開度ＳＥＬと第２のＥＧＲ制御弁の開度
ＳＥＨとの比を要求負荷に応じてリニアに変更してもよ
い。In the present embodiment, the ratio between the opening degree SEL of the first EGR control valve 31 and the opening degree SEH of the second EGR control valve 1031 is different when the load is high and when the load is low. Although it is a fixed value, in other embodiments, the ratio between the opening degree SEL of the first EGR control valve and the opening degree SEH of the second EGR control valve is linearly changed according to the required load. Good.
【０１０４】本実施形態の説明に戻り、次いでステップ
１１０では質量流量検出器２１により検出された吸入空
気の質量流量（以下、単に吸入空気量と称す）Ｇａが取
込まれ、次いでステップ１１１では図１０（Ｂ）に示す
マップから目標空燃比Ａ／Ｆが算出される。次いでステ
ップ１１２では吸入空気量Ｇａと目標空燃比Ａ／Ｆに基
づいて空燃比を目標空燃比Ａ／Ｆとするのに必要な燃料
噴射量Ｑが算出される。Returning to the description of the present embodiment, next, at step 110, the mass flow rate (hereinafter simply referred to as the intake air amount) Ga of the intake air detected by the mass flow detector 21 is taken in. The target air-fuel ratio A / F is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 112, based on the intake air amount Ga and the target air-fuel ratio A / F, a fuel injection amount Q necessary for setting the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F is calculated.
【０１０５】このように低温燃焼が行われているときに
は要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化するとスロットル
弁２０の開度および第１のＥＧＲ制御弁３１の開度と第
２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度との合計開度がただち
に要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目標開度Ｓ
Ｔ，ＳＥに一致せしめられる。従って例えば要求負荷Ｌ
が増大せしめられるとただちに燃焼室５内の空気量が増
大せしめられ、斯くして機関の発生トルクがただちに増
大せしめられる。When the required load L or the engine speed N changes during low-temperature combustion, the opening of the throttle valve 20, the opening of the first EGR control valve 31, and the second EGR control valve 1031 The target opening S corresponding to the required load L and the engine speed N immediately
T and SE are matched. Therefore, for example, the required load L
Is increased, the amount of air in the combustion chamber 5 is immediately increased, and thus the torque generated by the engine is immediately increased.
【０１０６】一方、スロットル弁２０の開度又は第１の
ＥＧＲ制御弁３１の開度及び第２のＥＧＲ制御弁１０３
１の開度が変化して吸入空気量が変化すると、この吸入
空気量Ｇａの変化が質量流量検出器２１により検出さ
れ、この検出された吸入空気量Ｇａに基づいて燃料噴射
量Ｑが制御される。即ち、吸入空気量Ｇａが実際に変化
した後に燃料噴射量Ｑが変化せしめられることになる。On the other hand, the opening of the throttle valve 20 or the opening of the first EGR control valve 31 and the second EGR control valve 103
When the opening degree changes and the intake air amount changes, the change in the intake air amount Ga is detected by the mass flow rate detector 21, and the fuel injection amount Q is controlled based on the detected intake air amount Ga. You. That is, the fuel injection amount Q is changed after the intake air amount Ga actually changes.
【０１０７】第２の燃焼が行われるステップ１１３では
図１４に示されるマップから目標燃料噴射量Ｑが算出さ
れ、燃料噴射量がこの目標燃料噴射量Ｑとされる。次い
でステップ１１４では図１３（Ａ）に示すマップからス
ロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出される。次いでス
テップ１１５では図１３（Ｂ）に示すマップから第１の
ＥＧＲ制御弁３１の目標開度ＳＥが算出されると共に、
第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥＬがこの目標開度Ｓ
Ｅとされる。第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度ＳＥＨ
は零とされる。尚、本実施形態では第１のＥＧＲ通路２
９のみを介して燃焼室５内にＥＧＲガスが供給されてい
るが、他の実施形態では、第１のＥＧＲ通路２９及び第
２のＥＧＲ通路１０２９の両方を介して燃焼室５内にＥ
ＧＲガスを供給することも可能である。その場合、第２
の燃焼の下では要求負荷に応じてＥＧＲガスの温度を変
更する必要性がないため、第１のＥＧＲ制御弁の開度と
第２のＥＧＲ制御弁の開度との比は固定値とされる。At step 113 where the second combustion is performed, the target fuel injection amount Q is calculated from the map shown in FIG. 14, and the fuel injection amount is set as the target fuel injection amount Q. Next, at step 114, the target opening degree ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 115, the target opening SE of the first EGR control valve 31 is calculated from the map shown in FIG.
The opening SEL of the first EGR control valve 31 is equal to the target opening S
E. Opening degree SEH of second EGR control valve 1031
Is set to zero. In this embodiment, the first EGR passage 2
9, the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 only through the EGR gas 9, but in other embodiments, EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 through both the first EGR passage 29 and the second EGR passage 1029.
It is also possible to supply GR gas. In that case, the second
It is not necessary to change the temperature of the EGR gas in accordance with the required load under the combustion of, so that the ratio between the opening of the first EGR control valve and the opening of the second EGR control valve is a fixed value. You.
【０１０８】本実施形態の説明に戻り、次いでステップ
１１６では質量流量検出器２１により検出された吸入空
気量Ｇａが取込まれる。次いでステップ１１７では燃料
噴射量Ｑと吸入空気量Ｇａから実際の空燃比（Ａ／Ｆ）
R が算出される。次いでステップ１１８では図１２
（Ｂ）に示すマップから目標空燃比Ａ／Ｆが算出され
る。次いでステップ１１９では実際の空燃比（Ａ／Ｆ）
R が目標空燃比Ａ／Ｆよりも大きいか否かが判別され
る。（Ａ／Ｆ）R ＞Ａ／Ｆのときにはステップ１２０に
進んでスロットル開度の補正値ΔＳＴが一定値αだけ減
少せしめられ、次いでステップ１１２へ進む。これに対
して（Ａ／Ｆ）R ≦Ａ／Ｆのときにはステップ１２１に
進んで補正値ΔＳＴが一定値αだけ増大せしめられ、次
いでステップ１２２に進む。ステップ１２２ではスロッ
トル弁２０の目標開度ＳＴに補正値ΔＳＴを加算するこ
とにより最終的な目標開度ＳＴが算出され、スロットル
弁２０の開度がこの最終的な目標開度ＳＴとされる。即
ち、実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目標空燃比Ａ／Ｆとな
るようにスロットル弁２０の開度が制御される。Returning to the description of this embodiment, next, at step 116, the intake air amount Ga detected by the mass flow detector 21 is taken. Next, at step 117, the actual air-fuel ratio (A / F) is calculated from the fuel injection amount Q and the intake air amount Ga.
R is calculated. Next, at step 118, FIG.
The target air-fuel ratio A / F is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 119, the actual air-fuel ratio (A / F)
It is determined whether R is larger than the target air-fuel ratio A / F. If (A / F) R > A / F, the routine proceeds to step 120, where the throttle opening correction value ΔST is decreased by a constant value α, and then the routine proceeds to step 112. On the other hand, when (A / F) R ≤A / F, the routine proceeds to step 121, where the correction value ΔST is increased by a constant value α, and then the routine proceeds to step 122. In step 122, the final target opening ST is calculated by adding the correction value ΔST to the target opening ST of the throttle valve 20, and the opening of the throttle valve 20 is set as the final target opening ST. That is, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the actual air-fuel ratio (A / F) R becomes the target air-fuel ratio A / F.
【０１０９】このように第２の燃焼が行われているとき
には要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化すると燃料噴射
量がただちに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目
標燃料噴射量Ｑに一致せしめられる。例えば要求負荷Ｌ
が増大せしめられるとただちに燃料噴射量が増大せしめ
られ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめ
られる。When the required load L or the engine speed N changes during the second combustion, the fuel injection amount immediately matches the target fuel injection amount Q corresponding to the required load L and the engine speed N. I'm sullen. For example, the required load L
Is increased, the fuel injection amount is immediately increased, and thus the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１１０】一方、燃料噴射量Ｑが増大せしめられて空
燃比が目標空燃比Ａ／Ｆからずれると空燃比が目標空燃
比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が制御さ
れる。即ち、燃料噴射量Ｑが変化した後に空燃比が変化
せしめられることになる。On the other hand, when the fuel injection amount Q is increased and the air-fuel ratio deviates from the target air-fuel ratio A / F, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the air-fuel ratio becomes the target air-fuel ratio A / F. That is, the air-fuel ratio is changed after the fuel injection amount Q changes.
【０１１１】これまで述べた実施形態では低温燃焼が行
われているときに燃料噴射量Ｑはオープンループ制御さ
れ、第２の燃焼が行われているときに空燃比がスロット
ル弁２０の開度を変化させることによって制御される。
しかしながら低温燃焼が行われているときに燃料噴射量
Ｑを空燃比センサ２７の出力信号に基づいてフィードバ
ック制御することもできるし、また第２の燃焼が行われ
ているときに空燃比を第１のＥＧＲ制御弁３１の開度及
び第２のＥＧＲ制御弁１０３１の開度を変化させること
によって制御することもできる。In the embodiments described above, the fuel injection amount Q is controlled by open loop when low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is controlled by the opening degree of the throttle valve 20 when the second combustion is being performed. It is controlled by changing.
However, the fuel injection amount Q can be feedback-controlled based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 27 when the low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is set to the first when the second combustion is being performed. It can also be controlled by changing the opening of the EGR control valve 31 and the opening of the second EGR control valve 1031.
【０１１２】以下、本発明の第二の実施形態について説
明する。図１７は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第二の実施形態を示している。図１７に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図１７に示すように、触媒コンバータ２６の出口部
に連結された排気管２８とスロットル弁２０下流の空気
吸込管１７とは第１のＥＧＲ通路２９を介して互いに連
結され、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のステップモ
ータ３０により駆動される第１のＥＧＲ制御弁３１が配
置される。また、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のＥ
ＧＲ通路２９内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのイ
ンタークーラ３２が配置される。図１７に示される実施
形態では機関冷却水がインタークーラ３２内に導びか
れ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷却される。更
に、触媒コンバータ２６の出口部に連結された排気管２
８とスロットル弁２０下流の空気吸込管１７とは、第１
のＥＧＲ通路２９と同様に構成されると共に第１のＥＧ
Ｒ通路２９に並列して配置された第２のＥＧＲ通路２０
２９を介して互いに連結される。第２のＥＧＲ通路２０
２９内には、第１のステップモータ３０と同様に構成さ
れた第２のステップモータ２０３０により駆動される第
１のＥＧＲ制御弁３１と同様に構成された第２のＥＧＲ
制御弁２０３１が配置される。また、第２のＥＧＲ通路
２０２９内には第２のＥＧＲ通路２０２９内を流れるＥ
ＧＲガスを冷却するためにインタークーラ３２と同様に
構成されたインタークーラ２０３２が配置される。Hereinafter, a second embodiment of the present invention will be described. FIG. 17 shows a second embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 17, the same reference numbers as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 17, the exhaust pipe 28 connected to the outlet of the catalytic converter 26 and the air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 are connected to each other via a first EGR passage 29, and the first EGR passage Inside 29, a first EGR control valve 31 driven by a first step motor 30 is arranged. Also, the first EGR passage 29 has a first E
An intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the GR passage 29 is provided. In the embodiment shown in FIG. 17, the engine cooling water is guided into the intercooler 32, and the engine cooling water cools the EGR gas. Furthermore, the exhaust pipe 2 connected to the outlet of the catalytic converter 26
8 and the air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20
And the first EG
Second EGR passage 20 arranged in parallel with R passage 29
29 are connected to each other. Second EGR passage 20
Inside the second EGR control valve 31 configured similarly to the first EGR control valve 31 driven by the second step motor 2030 configured similar to the first step motor 30
A control valve 2031 is provided. Further, E flowing through the second EGR passage 2029 is provided in the second EGR passage 2029.
An intercooler 2032 configured similarly to the intercooler 32 is arranged to cool the GR gas.
【０１１３】次に本実施形態の内燃機関が図１７に示し
たように構成される理由について説明する。低温燃焼は
第２の燃焼（従来の燃焼方法による燃焼）に比べて燃焼
を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのため、低温
燃焼が行われる時には、その厳しい燃焼条件を満たすた
めに、燃焼室内に供給されるＥＧＲガスの量を微調整す
る必要がある。一方、全開時の断面積が大きい弁によっ
てその弁を通過するガスの量を微調整するのは、全開時
の断面積が小さい弁によってその弁を通過するガスの量
を微調整するよりも困難であるという背景がある。それ
ゆえ、本実施形態では、ＥＧＲ通路を第１のＥＧＲ通路
２９と第２のＥＧＲ通路２０２９とに分割し、低温燃焼
が行われる時に、要求負荷に基づいて、第１のＥＧＲ通
路２９を流れるＥＧＲガスの量及び第２のＥＧＲ通路２
０２９を流れるＥＧＲガスの量が制御される。つまり、
一のＥＧＲ通路しか設けられていない場合よりも全開時
の断面積が小さいＥＧＲ制御弁３１及び２０３１によっ
てＥＧＲガスの量の微調整が行われる。その結果、燃焼
室内に供給されるＥＧＲガスの量を、一のＥＧＲ通路し
か設けられていない場合よりも高精度に微調整すること
ができる。それゆえ、低温燃焼を行うことができる燃焼
条件を満たすことが容易になる。Next, the reason why the internal combustion engine of this embodiment is configured as shown in FIG. 17 will be described. The low-temperature combustion has more severe combustion conditions than the second combustion (combustion by the conventional combustion method). Therefore, when low-temperature combustion is performed, it is necessary to finely adjust the amount of EGR gas supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, in the present embodiment, the EGR passage is divided into the first EGR passage 29 and the second EGR passage 2029, and flows through the first EGR passage 29 based on the required load when low-temperature combustion is performed. EGR gas amount and second EGR passage 2
The amount of the EGR gas flowing through 029 is controlled. That is,
Fine adjustment of the amount of the EGR gas is performed by the EGR control valves 31 and 2031 having a smaller cross-sectional area when fully opened than when only one EGR passage is provided. As a result, the amount of EGR gas supplied into the combustion chamber can be finely adjusted with higher accuracy than when only one EGR passage is provided. Therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions that enable low-temperature combustion.
【０１１４】尚、本実施形態では第１のＥＧＲ通路２９
と第２のＥＧＲ通路２０２９とが同様に構成されている
が、他の実施形態では第１のＥＧＲ通路の断面積と第２
のＥＧＲ通路の断面積とを異ならせることや、第１のＥ
ＧＲ制御弁の全開時の断面積と第２のＥＧＲ制御弁の全
開時の断面積とを異ならせることも可能である。In this embodiment, the first EGR passage 29
And the second EGR passage 2029 are similarly configured, but in other embodiments, the cross-sectional area of the first EGR passage and the second
The cross-sectional area of the EGR passage of
It is also possible to make the cross-sectional area when the GR control valve is fully opened and the cross-sectional area when the second EGR control valve is fully opened different.
【０１１５】以下、本発明の第三の実施形態について説
明する。図１８は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第三の実施形態を示している。図１８に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図１８に示すように、触媒コンバータ２６の入口部
に連結された排気管２４とスロットル弁２０下流の空気
吸込管１７とは第１のＥＧＲ通路３０２９を介して互い
に連結され、第１のＥＧＲ通路３０２９内には第１のス
テップモータ３０３０により駆動される第１のＥＧＲ制
御弁３０３１が配置される。また、第１のＥＧＲ通路３
０２９内には第１のＥＧＲ通路３０２９内を流れるＥＧ
Ｒガスを冷却するためのインタークーラ３０３２が配置
される。図１８に示される実施形態では機関冷却水がイ
ンタークーラ３０３２内に導びかれ、機関冷却水によっ
てＥＧＲガスが冷却される。更に、触媒コンバータ２６
の出口部に連結された排気管２８とスロットル弁２０下
流の空気吸込管１７とは、第１のＥＧＲ通路３０２９と
同様に構成されると共に第１のＥＧＲ通路３０２９に並
列して配置された第２のＥＧＲ通路３１２９を介して互
いに連結される。第２のＥＧＲ通路３１２９内には第１
のステップモータ３０３０と同様に構成された第２のス
テップモータ３１３０により駆動される第１のＥＧＲ制
御弁３０３１と同様に構成された第２のＥＧＲ制御弁３
１３１が配置される。また、第２のＥＧＲ通路３１２９
内には第２のＥＧＲ通路３１２９内を流れるＥＧＲガス
を冷却するためにインタークーラ３０３２と同様に構成
されたインタークーラ３１３２が配置される。Hereinafter, a third embodiment of the present invention will be described. FIG. 18 shows a third embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 18, the same reference numerals as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 18, the exhaust pipe 24 connected to the inlet of the catalytic converter 26 and the air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 are connected to each other through a first EGR passage 3029, and the first EGR passage Inside 3029, a first EGR control valve 3031 driven by a first step motor 3030 is arranged. Also, the first EGR passage 3
029, the EG flowing through the first EGR passage 3029
An intercooler 3032 for cooling the R gas is provided. In the embodiment shown in FIG. 18, the engine cooling water is guided into the intercooler 3032, and the engine cooling water cools the EGR gas. Further, the catalytic converter 26
The exhaust pipe 28 and the air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 are connected in the same manner as the first EGR passage 3029 and are arranged in parallel with the first EGR passage 3029. They are connected to each other through two EGR passages 3129. In the second EGR passage 3129, the first
The second EGR control valve 3 having the same configuration as the first EGR control valve 3031 driven by the second step motor 3130 having the same configuration as the step motor 3030 of FIG.
131 is arranged. Also, the second EGR passage 3129
Inside, an intercooler 3132 configured similarly to the intercooler 3032 for cooling the EGR gas flowing in the second EGR passage 3129 is arranged.
【０１１６】次に図１９を参照しつつ本実施形態の運転
制御について説明する。図１９を参照すると、まず初め
にステップ１００において機関の運転状態が第１の運転
領域Ｉであることを示すフラグＩがセットされているか
否かが判別される。フラグＩがセットされているとき、
即ち機関の運転状態が第１の運転領域Ｉであるときには
ステップ１０１に進んで要求負荷Ｌが第１の境界Ｘ１
（Ｎ）よりも大きくなったか否かが判別される。Ｌ≦Ｘ
１（Ｎ）のときにはステップ１０５に進んで低温燃焼が
行われる。ステップ１０１においてＬ＞Ｘ（Ｎ）になっ
たと判別されたときにはステップ１０２に進んでフラグ
Ｉがリセットされ、次いでステップ１１３に進んで第２
の燃焼が行われる。Next, the operation control of this embodiment will be described with reference to FIG. Referring to FIG. 19, first, at step 100, it is determined whether or not a flag I indicating that the operating state of the engine is in the first operating region I is set. When the flag I is set,
That is, when the operating state of the engine is in the first operating region I, the routine proceeds to step 101, where the required load L is reduced to the first boundary X1.
It is determined whether it has become larger than (N). L ≦ X
At 1 (N), the routine proceeds to step 105, where low-temperature combustion is performed. When it is determined in step 101 that L> X (N), the routine proceeds to step 102, where the flag I is reset.
Is performed.
【０１１７】一方、スロットル１００においてフラグＩ
がセットされていないとき、即ち機関の運転状態が第２
の運転領域IIであるときにはステップ１０３に進んで要
求負荷Ｌが第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低くなったか否か
が判別される。Ｌ≧Ｙ（Ｎ）のときにはステップ１１３
に進み、リーン空燃比のもとで第２の燃焼が行われる。
ステップ１０３においてＬ＜Ｙ（Ｎ）になったと判別さ
れたときにはステップ１０４に進んでフラグＩがセット
され、次いでステップ１０５に進んで低温燃焼が行われ
る。On the other hand, in the throttle 100, the flag I
Is not set, that is, the engine operating state is
If it is the operating region II, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether the required load L has become lower than the second boundary Y (N). Step L 113 when L ≧ Y (N)
And the second combustion is performed under the lean air-fuel ratio.
When it is determined in step 103 that L <Y (N), the routine proceeds to step 104, where the flag I is set, and then proceeds to step 105 to perform low-temperature combustion.
【０１１８】ステップ１０５では図１１（Ａ）に示すマ
ップからスロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出され、
スロットル弁２０の開度がこの目標開度ＳＴとされる。
次いでステップ１０６では図２０に示すマップから第１
のＥＧＲ制御弁３０３１の開度ＳＥ０又は第２のＥＧＲ
制御弁３１３１の開度ＳＥ１となる目標開度ＳＥが算出
される。図２０は機関回転数Ｎと要求負荷Ｌと目標開度
ＳＥとの関係を示した図１１（Ｂ）と同様のマップであ
る。In step 105, the target opening ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG.
The opening of the throttle valve 20 is set to the target opening ST.
Next, in step 106, the first map is obtained from the map shown in FIG.
Of the EGR control valve 3031 or the second EGR
The target opening SE that is the opening SE1 of the control valve 3131 is calculated. FIG. 20 is a map similar to FIG. 11B showing the relationship between the engine speed N, the required load L, and the target opening SE.
【０１１９】次いでステップ１９０１では要求負荷Ｌが
Ｌ３（図２０参照）より高いか否か、つまり要求負荷Ｌ
が高いか低いかが判別される。要求負荷Ｌが高いときに
は、ステップ１９０２にて第１のＥＧＲ制御弁３０３１
の開度ＳＥ０が目標開度ＳＥにされ、ステップ１９０３
にて第２のＥＧＲ制御弁３１３１の開度ＳＥ１が零にさ
れる。つまり、要求負荷Ｌが高いときには、背圧の高い
触媒２５の上流側にＥＧＲガス取り入れ口が配置された
第１のＥＧＲ通路３０２９を介してＥＧＲガスが燃焼室
５内に供給される。そのため、多量のＥＧＲガスを燃焼
室５内に容易に供給することができる。Next, at step 1901, whether the required load L is higher than L3 (see FIG. 20), that is, the required load L
Is determined to be high or low. When the required load L is high, in step 1902, the first EGR control valve 3031
Is set as the target opening SE, and step 1903 is executed.
, The opening degree SE1 of the second EGR control valve 3131 is set to zero. That is, when the required load L is high, the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 via the first EGR passage 3029 in which the EGR gas intake port is arranged upstream of the catalyst 25 having a high back pressure. Therefore, a large amount of EGR gas can be easily supplied into the combustion chamber 5.
【０１２０】一方、要求負荷Ｌが低いときには、ステッ
プ１９０４にて第１のＥＧＲ制御弁３０３１の開度ＳＥ
０が零にされ、第２のＥＧＲ制御弁３１３１の開度ＳＥ
１が目標開度ＳＥにされる。つまり、要求負荷Ｌが低い
ときには、触媒２５の下流側にＥＧＲガス取り入れ口が
配置された第２のＥＧＲ通路３１２９を介してＥＧＲガ
スが燃焼室５内に供給される。触媒２５の下流側におい
て排気ガスは浄化されているため、第２のＥＧＲ通路３
１２９内のデポジットの量を少なくすることができる。On the other hand, when the required load L is low, in step 1904, the opening degree SE of the first EGR control valve 3031 is determined.
0 is set to zero, and the opening degree SE of the second EGR control valve 3131 is set.
1 is set as the target opening degree SE. That is, when the required load L is low, the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 through the second EGR passage 3129 in which the EGR gas intake port is arranged downstream of the catalyst 25. Since the exhaust gas is purified downstream of the catalyst 25, the second EGR passage 3
The amount of deposit in 129 can be reduced.
【０１２１】次いでステップ１１０では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気の質量流量（以下、単に
吸入空気量と称す）Ｇａが取込まれ、次いでステップ１
１１では図１０（Ｂ）に示すマップから目標空燃比Ａ／
Ｆが算出される。次いでステップ１１２では吸入空気量
Ｇａと目標空燃比Ａ／Ｆに基づいて空燃比を目標空燃比
Ａ／Ｆとするのに必要な燃料噴射量Ｑが算出される。Next, at step 110, the mass flow rate of the intake air (hereinafter simply referred to as the intake air amount) Ga detected by the mass flow rate detector 21 is taken.
In FIG. 11, the target air-fuel ratio A /
F is calculated. Next, at step 112, based on the intake air amount Ga and the target air-fuel ratio A / F, a fuel injection amount Q necessary for setting the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F is calculated.
【０１２２】このように低温燃焼が行われているときに
は要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化するとスロットル
弁２０の開度および第１のＥＧＲ制御弁３０３１の開度
又は第２のＥＧＲ制御弁３１３１の開度がただちに要求
負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目標開度ＳＴ，ＳＥ
に一致せしめられる。従って例えば要求負荷Ｌが増大せ
しめられるとただちに燃焼室５内の空気量が増大せしめ
られ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめ
られる。When the required load L or the engine speed N changes during low-temperature combustion, the opening of the throttle valve 20 and the opening of the first EGR control valve 3031 or the second EGR control valve 3131 The opening of the target immediately ST, SE according to the required load L and the engine speed N
Is matched. Therefore, for example, when the required load L is increased, the amount of air in the combustion chamber 5 is immediately increased, and the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１２３】一方、スロットル弁２０の開度又は第１の
ＥＧＲ制御弁３０３１の開度又は第２のＥＧＲ制御弁３
１３１の開度が変化して吸入空気量が変化するとこの吸
入空気量Ｇａの変化が質量流量検出器２１により検出さ
れ、この検出された吸入空気量Ｇａに基づいて燃料噴射
量Ｑが制御される。即ち、吸入空気量Ｇａが実際に変化
した後に燃料噴射量Ｑが変化せしめられることになる。On the other hand, the opening of the throttle valve 20 or the opening of the first EGR control valve 3031 or the second EGR control valve 3
When the opening degree of 131 changes and the intake air amount changes, the change in the intake air amount Ga is detected by the mass flow rate detector 21, and the fuel injection amount Q is controlled based on the detected intake air amount Ga. . That is, the fuel injection amount Q is changed after the intake air amount Ga actually changes.
【０１２４】第２の燃焼が行われるステップ１１３では
図１４に示されるマップから目標燃料噴射量Ｑが算出さ
れ、燃料噴射量がこの目標燃料噴射量Ｑとされる。次い
でステップ１１４では図１３（Ａ）に示すマップからス
ロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出される。次いでス
テップ１１５では図１３（Ｂ）に示すマップから第２の
ＥＧＲ制御弁３１３１の開度とされる目標開度ＳＥが算
出される。次いでステップ１９０６では第１のＥＧＲ制
御弁３０３１の開度ＳＥ０が零にされ、ステップ１９０
７では第２のＥＧＲ制御弁３１３１の開度ＳＥ１が目標
開度ＳＥにされる。In step 113 where the second combustion is performed, the target fuel injection amount Q is calculated from the map shown in FIG. 14, and the fuel injection amount is set as the target fuel injection amount Q. Next, at step 114, the target opening degree ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 115, the target opening SE that is the opening of the second EGR control valve 3131 is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 1906, the opening degree SE0 of the first EGR control valve 3031 is set to zero, and at step 190
In 7, the opening SE1 of the second EGR control valve 3131 is set to the target opening SE.
【０１２５】次いでステップ１１６では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気量Ｇａが取込まれる。次
いでステップ１１７では燃料噴射量Ｑと吸入空気量Ｇａ
から実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が算出される。次いでス
テップ１１８では図１２（Ｂ）に示すマップから目標空
燃比Ａ／Ｆが算出される。次いでステップ１１９では実
際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目標空燃比Ａ／Ｆよりも大き
いか否かが判別される。（Ａ／Ｆ）R ＞Ａ／Ｆのときに
はステップ１２０に進んでスロットル開度の補正値ΔＳ
Ｔが一定値αだけ減少せしめられ、次いでステップ１１
２へ進む。これに対して（Ａ／Ｆ）R ≦Ａ／Ｆのときに
はステップ１２１に進んで補正値ΔＳＴが一定値αだけ
増大せしめられ、次いでステップ１２２に進む。ステッ
プ１２２ではスロットル弁２０の目標開度ＳＴに補正値
ΔＳＴを加算することにより最終的な目標開度ＳＴが算
出され、スロットル弁２０の開度がこの最終的な目標開
度ＳＴとされる。即ち、実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目
標空燃比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が
制御される。Next, at step 116, the intake air amount Ga detected by the mass flow detector 21 is taken. Next, at step 117, the fuel injection amount Q and the intake air amount Ga
From this, the actual air-fuel ratio (A / F) R is calculated. Next, at step 118, the target air-fuel ratio A / F is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 119, it is determined whether or not the actual air-fuel ratio (A / F) R is larger than the target air-fuel ratio A / F. (A / F) When R > A / F, the routine proceeds to step 120, where the throttle opening correction value ΔS
T is reduced by a constant value α, then step 11
Proceed to 2. On the other hand, when (A / F) R ≤A / F, the routine proceeds to step 121, where the correction value ΔST is increased by a constant value α, and then the routine proceeds to step 122. In step 122, the final target opening ST is calculated by adding the correction value ΔST to the target opening ST of the throttle valve 20, and the opening of the throttle valve 20 is set as the final target opening ST. That is, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the actual air-fuel ratio (A / F) R becomes the target air-fuel ratio A / F.
【０１２６】このように第２の燃焼が行われているとき
には要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化すると燃料噴射
量がただちに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目
標燃料噴射量Ｑに一致せしめられる。例えば要求負荷Ｌ
が増大せしめられるとただちに燃料噴射量が増大せしめ
られ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめ
られる。As described above, when the required load L or the engine speed N changes during the second combustion, the fuel injection amount immediately matches the target fuel injection amount Q corresponding to the required load L and the engine speed N. I'm sullen. For example, the required load L
Is increased, the fuel injection amount is immediately increased, and thus the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１２７】一方、燃料噴射量Ｑが増大せしめられて空
燃比が目標空燃比Ａ／Ｆからずれると空燃比が目標空燃
比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が制御さ
れる。即ち、燃料噴射量Ｑが変化した後に空燃比が変化
せしめられることになる。On the other hand, when the fuel injection amount Q is increased and the air-fuel ratio deviates from the target air-fuel ratio A / F, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the air-fuel ratio becomes the target air-fuel ratio A / F. That is, the air-fuel ratio is changed after the fuel injection amount Q changes.
【０１２８】これまで述べた実施形態では低温燃焼が行
われているときに燃料噴射量Ｑはオープンループ制御さ
れ、第２の燃焼が行われているときに空燃比がスロット
ル弁２０の開度を変化させることによって制御される。
しかしながら低温燃焼が行われているときに燃料噴射量
Ｑを空燃比センサ２７の出力信号に基づいてフィードバ
ック制御することもできるし、また第２の燃焼が行われ
ているときに空燃比を第１のＥＧＲ制御弁３０３１の開
度又は第２のＥＧＲ制御弁３１３１の開度を変化させる
ことによって制御することもできる。In the embodiments described above, the fuel injection amount Q is controlled by open loop when low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is controlled by the opening degree of the throttle valve 20 when the second combustion is being performed. It is controlled by changing.
However, the fuel injection amount Q can be feedback-controlled based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 27 when the low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is set to the first when the second combustion is being performed. Can be controlled by changing the opening of the EGR control valve 3031 or the opening of the second EGR control valve 3131.
【０１２９】以下、本発明の第四の実施形態について説
明する。図２１は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第四の実施形態を示している。図２１に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図２１に示すように、コンプレッサ１６の入口部は
第１の空気吸込管１７又は第１の空気吸込管１７に並列
して配置された第２の空気吸込管４０１７を介してエア
クリーナ１８に連結され、第１の空気吸込管１７内には
ステップモータ１９により駆動される第１のスロットル
弁２０が配置される。また、第１のスロットル弁２０上
流の第１の空気吸込管１７内には吸入空気の質量流量を
検出するための第１の質量流量検出器２１が配置され
る。同様に、第２の空気吸込管４０１７内にはステップ
モータ（図示せず）により駆動される第２のスロットル
弁４０２０が配置される。また、第２のスロットル弁４
０２０上流の第２の空気吸込管４０１７内には吸入空気
の質量流量を検出するための第２の質量流量検出器４０
２１が配置される。Hereinafter, a fourth embodiment of the present invention will be described. FIG. 21 shows a fourth embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 21, the same reference numbers as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 21, the inlet of the compressor 16 is connected to the air cleaner 18 via the first air suction pipe 17 or a second air suction pipe 4017 arranged in parallel with the first air suction pipe 17. A first throttle valve 20 driven by a step motor 19 is arranged in the first air suction pipe 17. Further, a first mass flow detector 21 for detecting a mass flow rate of the intake air is disposed in the first air suction pipe 17 upstream of the first throttle valve 20. Similarly, a second throttle valve 4020 driven by a step motor (not shown) is arranged in the second air suction pipe 4017. Also, the second throttle valve 4
020, a second mass flow detector 40 for detecting the mass flow of the intake air is provided in the second air suction pipe 4017.
21 are arranged.
【０１３０】触媒コンバータ２６の出口部に連結された
排気管２８と第１のスロットル弁２０下流の第１の空気
吸込管１７とは第１のＥＧＲ通路２９を介して互いに連
結され、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のステップモ
ータ３０により駆動される第１のＥＧＲ制御弁３１が配
置される。また、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のＥ
ＧＲ通路２９内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのイ
ンタークーラ３２が配置される。図２１に示される実施
形態では機関冷却水がインタークーラ３２内に導びか
れ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷却される。更
に、触媒コンバータ２６の出口部に連結された排気管２
８と第２のスロットル弁４０２０下流の第２の空気吸込
管４０１７とは、第１のＥＧＲ通路２９に並列して配置
された第２のＥＧＲ通路４０２９を介して互いに連結さ
れ、第２のＥＧＲ通路４０２９内には第２のステップモ
ータ４０３０により駆動される第２のＥＧＲ制御弁４０
３１が配置される。また、第２のＥＧＲ通路４０２９内
には第２のＥＧＲ通路４０２９内を流れるＥＧＲガスを
冷却するためのインタークーラ３２と同様のインターク
ーラ４０３２が配置される。The exhaust pipe 28 connected to the outlet of the catalytic converter 26 and the first air suction pipe 17 downstream of the first throttle valve 20 are connected to each other via a first EGR passage 29, and In the EGR passage 29, a first EGR control valve 31 driven by a first step motor 30 is arranged. Also, the first EGR passage 29 has a first E
An intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the GR passage 29 is provided. In the embodiment shown in FIG. 21, the engine cooling water is guided into the intercooler 32, and the engine cooling water cools the EGR gas. Furthermore, the exhaust pipe 2 connected to the outlet of the catalytic converter 26
8 and a second air suction pipe 4017 downstream of the second throttle valve 4020 are connected to each other via a second EGR passage 4029 arranged in parallel with the first EGR passage 29, and the second EGR A second EGR control valve 40 driven by a second step motor 4030 is provided in the passage 4029.
31 are arranged. An intercooler 4032 similar to the intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the second EGR passage 4029 is disposed in the second EGR passage 4029.
【０１３１】次に本実施形態の内燃機関が図２１に示し
たように構成される理由について説明する。低温燃焼は
第２の燃焼（従来の燃焼方法による燃焼）に比べて燃焼
を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのため、低温
燃焼が行われる時には、その厳しい燃焼条件を満たすた
めに、燃焼室内に供給される吸入空気量を微調整する必
要がある。一方、全開時の断面積が大きい弁によってそ
の弁を通過するガスの量を微調整するのは、全開時の断
面積が小さい弁によってその弁を通過するガスの量を微
調整するよりも困難であるという背景がある。それゆ
え、本実施形態では、空気吸込管を第１の空気吸込管１
７と第２の空気吸込管４０１７とに分割し、吸入空気量
を制御可能な第１のスロットル弁２０を備えた第１の空
気吸込管１７と吸入空気量を制御可能な第２のスロット
ル弁４０２０を備えた第２の空気吸込管４０１７とが設
けられ、第１の空気吸込管１７に第１のＥＧＲ通路２９
が連結されると共に第２の空気吸込管４０１７に第２の
ＥＧＲ通路４０２９が連結される。その結果、燃焼室５
内に供給される吸入空気量を微調整することができ、そ
れゆえ、低温燃焼を行うことができる燃焼条件を満たす
ことが容易になる。Next, the reason why the internal combustion engine of this embodiment is configured as shown in FIG. 21 will be described. The low-temperature combustion has more severe combustion conditions than the second combustion (combustion by the conventional combustion method). Therefore, when low-temperature combustion is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, in the present embodiment, the air suction pipe is connected to the first air suction pipe 1.
7 and a second air suction pipe 4017, the first air suction pipe 17 having a first throttle valve 20 capable of controlling the amount of intake air, and the second throttle valve capable of controlling the amount of intake air. A second air suction pipe 4017 provided with a first EGR passage 29 is provided in the first air suction pipe 17.
And the second EGR passage 4029 is connected to the second air suction pipe 4017. As a result, the combustion chamber 5
The amount of intake air supplied to the inside can be finely adjusted, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions for performing low-temperature combustion.
【０１３２】以下、本発明の第三の実施形態について説
明する。図２２は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第五の実施形態を示している。図２２に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図２２に示すように、触媒コンバータ２６の出口部
に、つまり、排気ターボチャージャ１５の下流側におい
て連結された排気管２８とスロットル弁２０下流の空気
吸込管１７とは第１のＥＧＲ通路２９を介して互いに連
結され、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のステップモ
ータ３０により駆動される第１のＥＧＲ制御弁３１が配
置される。また、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のＥ
ＧＲ通路２９内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのイ
ンタークーラ３２が配置される。図２２に示される実施
形態では機関冷却水がインタークーラ３２内に導びか
れ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷却される。更
に、排気タービン２３の入口部に連結された排気管２４
とスロットル弁２０下流の空気吸込管１７とは、第１の
ＥＧＲ通路２９と同様に構成されると共に第１のＥＧＲ
通路２９に並列して配置された第２のＥＧＲ通路５０２
９を介して互いに連結される。第２のＥＧＲ通路５０２
９内には第１のステップモータ３０と同様に構成された
第２のステップモータ５０３０により駆動される第１の
ＥＧＲ制御弁３１と同様に構成された第２のＥＧＲ制御
弁５０３１が配置される。また、第２のＥＧＲ通路５０
２９内には第２のＥＧＲ通路５０２９内を流れるＥＧＲ
ガスを冷却するためにインタークーラ３２と同様に構成
されたインタークーラ５０３２が配置される。Hereinafter, a third embodiment of the present invention will be described. FIG. 22 shows a fifth embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 22, the same reference numbers as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 22, an exhaust pipe 28 connected to an outlet of the catalytic converter 26, that is, a downstream side of the exhaust turbocharger 15, and an air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 pass through a first EGR passage 29. A first EGR control valve 31 that is connected to each other via the first EGR passage 29 and is driven by a first step motor 30 is disposed in the first EGR passage 29. Also, the first EGR passage 29 has a first E
An intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the GR passage 29 is provided. In the embodiment shown in FIG. 22, the engine cooling water is guided into the intercooler 32, and the engine cooling water cools the EGR gas. Further, an exhaust pipe 24 connected to an inlet of the exhaust turbine 23 is provided.
The air suction pipe 17 downstream of the throttle valve 20 is configured in the same manner as the first EGR passage 29 and
Second EGR passage 502 arranged in parallel with passage 29
9 to each other. Second EGR passage 502
A second EGR control valve 5031 configured similarly to the first EGR control valve 31 driven by the second step motor 5030 configured similar to the first step motor 30 is disposed in 9. . Also, the second EGR passage 50
EGR flowing through the second EGR passage 5029
An intercooler 5032 configured similarly to the intercooler 32 for cooling the gas is provided.
【０１３３】次に図２３を参照しつつ本実施形態の運転
制御について説明する。図２３を参照すると、まず初め
にステップ１００において機関の運転状態が第１の運転
領域Ｉであることを示すフラグＩがセットされているか
否かが判別される。フラグＩがセットされているとき、
即ち機関の運転状態が第１の運転領域Ｉであるときには
ステップ１０１に進んで要求負荷Ｌが第１の境界Ｘ１
（Ｎ）よりも大きくなったか否かが判別される。Ｌ≦Ｘ
１（Ｎ）のときにはステップ１０５に進んで低温燃焼が
行われる。ステップ１０１においてＬ＞Ｘ（Ｎ）になっ
たと判別されたときにはステップ１０２に進んでフラグ
Ｉがリセットされ、次いでステップ１１３に進んで第２
の燃焼が行われる。Next, the operation control of this embodiment will be described with reference to FIG. Referring to FIG. 23, first, in step 100, it is determined whether or not a flag I indicating that the operating state of the engine is in the first operating region I is set. When the flag I is set,
That is, when the operating state of the engine is in the first operating region I, the routine proceeds to step 101, where the required load L is reduced to the first boundary X1.
It is determined whether it has become larger than (N). L ≦ X
At 1 (N), the routine proceeds to step 105, where low-temperature combustion is performed. When it is determined in step 101 that L> X (N), the routine proceeds to step 102, where the flag I is reset.
Is performed.
【０１３４】一方、スロットル１００においてフラグＩ
がセットされていないとき、即ち機関の運転状態が第２
の運転領域IIであるときにはステップ１０３に進んで要
求負荷Ｌが第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低くなったか否か
が判別される。Ｌ≧Ｙ（Ｎ）のときにはステップ１１３
に進み、リーン空燃比のもとで第２の燃焼が行われる。
ステップ１０３においてＬ＜Ｙ（Ｎ）になったと判別さ
れたときにはステップ１０４に進んでフラグＩがセット
され、次いでステップ１０５に進んで低温燃焼が行われ
る。On the other hand, in the throttle 100, the flag I
Is not set, that is, the engine operating state is
If it is the operating region II, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether the required load L has become lower than the second boundary Y (N). Step L 113 when L ≧ Y (N)
And the second combustion is performed under the lean air-fuel ratio.
When it is determined in step 103 that L <Y (N), the routine proceeds to step 104, where the flag I is set, and then proceeds to step 105 to perform low-temperature combustion.
【０１３５】ステップ１０５では図１１（Ａ）に示すマ
ップからスロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出され、
スロットル弁２０の開度がこの目標開度ＳＴとされる。
次いでステップ１０６では図２４に示すマップから第１
のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥ１又は第２のＥＧＲ制御
弁５０３１の開度ＳＥ２となる目標開度ＳＥが算出され
る。図２４は機関回転数Ｎと要求負荷Ｌと目標開度ＳＥ
との関係を示した図１１（Ｂ）と同様のマップである。In step 105, the target opening ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG.
The opening of the throttle valve 20 is set to the target opening ST.
Next, at step 106, the first map is obtained from the map shown in FIG.
The target opening SE that is the opening SE1 of the EGR control valve 31 or the opening SE2 of the second EGR control valve 5031 is calculated. FIG. 24 shows the engine speed N, the required load L and the target opening SE.
FIG. 12 is a map similar to FIG.
【０１３６】次いでステップ２３０１では要求負荷Ｌが
Ｌ５（図２４参照）より高いか否か、つまり要求負荷Ｌ
が高いか低いかが判別される。要求負荷Ｌが高いときに
は、ステップ２３０２にて第２のＥＧＲ制御弁５０３１
の開度ＳＥ２が目標開度ＳＥにされ、ステップ２３０３
にて第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥ１が零にされ
る。つまり、要求負荷Ｌが高いときには、背圧の排気タ
ーボチャージャ１５の上流側にＥＧＲガス取り入れ口が
配置された第２のＥＧＲ通路５０２９を介してＥＧＲガ
スが燃焼室５内に供給される。そのため、多量のＥＧＲ
ガスを燃焼室５内に容易に供給することができる。Next, at step 2301, it is determined whether the required load L is higher than L5 (see FIG. 24), that is, the required load L
Is determined to be high or low. When the required load L is high, in step 2302, the second EGR control valve 5031
Is set as the target opening SE, and step 2303
The opening SE1 of the first EGR control valve 31 is set to zero. That is, when the required load L is high, the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 through the second EGR passage 5029 in which the EGR gas intake port is disposed upstream of the back pressure exhaust turbocharger 15. Therefore, a large amount of EGR
Gas can be easily supplied into the combustion chamber 5.
【０１３７】一方、要求負荷Ｌが低いときには、ステッ
プ２３０４にて第２のＥＧＲ制御弁５０３１の開度ＳＥ
０が零にされ、第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥ１が
目標開度ＳＥにされる。つまり、要求負荷Ｌが低いとき
には、排気ターボチャージャ１５の下流側であって触媒
２５の下流側にＥＧＲガス取り入れ口が配置された第１
のＥＧＲ通路２９を介してＥＧＲガスが燃焼室５内に供
給される。触媒２５の下流側において排気ガスは浄化さ
れているため、第１のＥＧＲ通路２９内のデポジットの
量を少なくすることができる。On the other hand, when the required load L is low, at step 2304, the opening SE of the second EGR control valve 5031
0 is set to zero, and the opening SE1 of the first EGR control valve 31 is set to the target opening SE. That is, when the required load L is low, the first EGR gas intake port is disposed downstream of the exhaust turbocharger 15 and downstream of the catalyst 25.
EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 through the EGR passage 29. Since the exhaust gas is purified downstream of the catalyst 25, the amount of deposit in the first EGR passage 29 can be reduced.
【０１３８】次いでステップ１１０では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気の質量流量（以下、単に
吸入空気量と称す）Ｇａが取込まれ、次いでステップ１
１１では図１０（Ｂ）に示すマップから目標空燃比Ａ／
Ｆが算出される。次いでステップ１１２では吸入空気量
Ｇａと目標空燃比Ａ／Ｆに基づいて空燃比を目標空燃比
Ａ／Ｆとするのに必要な燃料噴射量Ｑが算出される。Next, at step 110, the mass flow rate of the intake air (hereinafter simply referred to as the intake air amount) Ga detected by the mass flow rate detector 21 is taken.
In FIG. 11, the target air-fuel ratio A /
F is calculated. Next, at step 112, based on the intake air amount Ga and the target air-fuel ratio A / F, a fuel injection amount Q necessary for setting the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F is calculated.
【０１３９】このように低温燃焼が行われているときに
は要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化するとスロットル
弁２０の開度および第１のＥＧＲ制御弁３１の開度又は
第２のＥＧＲ制御弁５０３１の開度がただちに要求負荷
Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目標開度ＳＴ，ＳＥに一
致せしめられる。従って例えば要求負荷Ｌが増大せしめ
られるとただちに燃焼室５内の空気量が増大せしめら
れ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめら
れる。If the required load L or the engine speed N changes during low-temperature combustion, the opening of the throttle valve 20 and the opening of the first EGR control valve 31 or the second EGR control valve 5031 Is immediately matched with the target openings ST and SE corresponding to the required load L and the engine speed N. Therefore, for example, when the required load L is increased, the amount of air in the combustion chamber 5 is immediately increased, and the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１４０】一方、スロットル弁２０の開度又は第１の
ＥＧＲ制御弁３１の開度又は第２のＥＧＲ制御弁５０３
１の開度が変化して吸入空気量が変化するとこの吸入空
気量Ｇａの変化が質量流量検出器２１により検出され、
この検出された吸入空気量Ｇａに基づいて燃料噴射量Ｑ
が制御される。即ち、吸入空気量Ｇａが実際に変化した
後に燃料噴射量Ｑが変化せしめられることになる。On the other hand, the opening of the throttle valve 20 or the opening of the first EGR control valve 31 or the second EGR control valve 503
When the opening degree of 1 changes and the amount of intake air changes, the change in the amount of intake air Ga is detected by the mass flow rate detector 21,
Based on the detected intake air amount Ga, the fuel injection amount Q
Is controlled. That is, the fuel injection amount Q is changed after the intake air amount Ga actually changes.
【０１４１】第２の燃焼が行われるステップ１１３では
図１４に示されるマップから目標燃料噴射量Ｑが算出さ
れ、燃料噴射量がこの目標燃料噴射量Ｑとされる。次い
でステップ１１４では図１３（Ａ）に示すマップからス
ロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出される。次いでス
テップ１１５では図１３（Ｂ）に示すマップから第１の
ＥＧＲ制御弁３１の開度とされる目標開度ＳＥが算出さ
れる。次いでステップ２３０６では第２のＥＧＲ制御弁
５０３１の開度ＳＥ２が零にされ、ステップ２３０７で
は第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥ１が目標開度ＳＥ
にされる。In step 113 where the second combustion is performed, the target fuel injection amount Q is calculated from the map shown in FIG. 14, and the fuel injection amount is set as the target fuel injection amount Q. Next, at step 114, the target opening degree ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 115, the target opening SE that is the opening of the first EGR control valve 31 is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 2306, the opening degree SE2 of the second EGR control valve 5031 is set to zero, and at step 2307, the opening degree SE1 of the first EGR control valve 31 is set to the target opening degree SE.
To be.
【０１４２】次いでステップ１１６では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気量Ｇａが取込まれる。次
いでステップ１１７では燃料噴射量Ｑと吸入空気量Ｇａ
から実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が算出される。次いでス
テップ１１８では図１２（Ｂ）に示すマップから目標空
燃比Ａ／Ｆが算出される。次いでステップ１１９では実
際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目標空燃比Ａ／Ｆよりも大き
いか否かが判別される。（Ａ／Ｆ）R ＞Ａ／Ｆのときに
はステップ１２０に進んでスロットル開度の補正値ΔＳ
Ｔが一定値αだけ減少せしめられ、次いでステップ１１
２へ進む。これに対して（Ａ／Ｆ）R ≦Ａ／Ｆのときに
はステップ１２１に進んで補正値ΔＳＴが一定値αだけ
増大せしめられ、次いでステップ１２２に進む。ステッ
プ１２２ではスロットル弁２０の目標開度ＳＴに補正値
ΔＳＴを加算することにより最終的な目標開度ＳＴが算
出され、スロットル弁２０の開度がこの最終的な目標開
度ＳＴとされる。即ち、実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目
標空燃比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が
制御される。Next, at step 116, the intake air amount Ga detected by the mass flow detector 21 is taken. Next, at step 117, the fuel injection amount Q and the intake air amount Ga
From this, the actual air-fuel ratio (A / F) R is calculated. Next, at step 118, the target air-fuel ratio A / F is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 119, it is determined whether or not the actual air-fuel ratio (A / F) R is larger than the target air-fuel ratio A / F. (A / F) When R > A / F, the routine proceeds to step 120, where the throttle opening correction value ΔS
T is reduced by a constant value α, then step 11
Proceed to 2. On the other hand, when (A / F) R ≤A / F, the routine proceeds to step 121, where the correction value ΔST is increased by a constant value α, and then the routine proceeds to step 122. In step 122, the final target opening ST is calculated by adding the correction value ΔST to the target opening ST of the throttle valve 20, and the opening of the throttle valve 20 is set as the final target opening ST. That is, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the actual air-fuel ratio (A / F) R becomes the target air-fuel ratio A / F.
【０１４３】このように第２の燃焼が行われているとき
には要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化すると燃料噴射
量がただちに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目
標燃料噴射量Ｑに一致せしめられる。例えば要求負荷Ｌ
が増大せしめられるとただちに燃料噴射量が増大せしめ
られ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめ
られる。As described above, when the required load L or the engine speed N changes during the second combustion, the fuel injection amount immediately matches the target fuel injection amount Q corresponding to the required load L and the engine speed N. I'm sullen. For example, the required load L
Is increased, the fuel injection amount is immediately increased, and thus the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１４４】一方、燃料噴射量Ｑが増大せしめられて空
燃比が目標空燃比Ａ／Ｆからずれると空燃比が目標空燃
比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が制御さ
れる。即ち、燃料噴射量Ｑが変化した後に空燃比が変化
せしめられることになる。On the other hand, when the fuel injection amount Q is increased and the air-fuel ratio deviates from the target air-fuel ratio A / F, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the air-fuel ratio becomes the target air-fuel ratio A / F. That is, the air-fuel ratio is changed after the fuel injection amount Q changes.
【０１４５】これまで述べた実施形態では低温燃焼が行
われているときに燃料噴射量Ｑはオープンループ制御さ
れ、第２の燃焼が行われているときに空燃比がスロット
ル弁２０の開度を変化させることによって制御される。
しかしながら低温燃焼が行われているときに燃料噴射量
Ｑを空燃比センサ２７の出力信号に基づいてフィードバ
ック制御することもできるし、また第２の燃焼が行われ
ているときに空燃比を第１のＥＧＲ制御弁３１の開度又
は第２のＥＧＲ制御弁５０３１の開度を変化させること
によって制御することもできる。In the embodiments described above, the fuel injection amount Q is controlled by the open loop when low-temperature combustion is performed, and the air-fuel ratio is controlled by the opening degree of the throttle valve 20 when the second combustion is performed. It is controlled by changing.
However, the fuel injection amount Q can be feedback-controlled based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 27 when the low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is set to the first when the second combustion is being performed. The control can also be performed by changing the opening of the EGR control valve 31 or the opening of the second EGR control valve 5031.
【０１４６】以下、本発明の第六の実施形態について説
明する。図２５は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第六の実施形態を示している。図２５に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図２５に示すように、コンプレッサ１６の入口部
は、第１の空気吸込管１７又は第１の空気吸込管１７よ
りも断面積の小さい第２の空気吸込管６０１７を介して
エアクリーナ１８に連結され、第１の空気吸込管１７内
にはステップモータ１９により駆動される第１のスロッ
トル弁２０が配置される。また、第１のスロットル弁２
０上流の第１の空気吸込管１７内には吸入空気の質量流
量を検出するための第１の質量流量検出器２１が配置さ
れる。同様に、第２の空気吸込管６０１７内には、ステ
ップモータ（図示せず）により駆動される第２のスロッ
トル弁６０２０が配置される。第２のスロットル弁６０
２０の全開時の断面積は第１のスロットル弁２０の全開
時の断面積よりも小さくされている。また、第２のスロ
ットル弁６０２０上流の第２の空気吸込管６０１７内に
は吸入空気の質量流量を検出するための第２の質量流量
検出器６０２１が配置される。Hereinafter, a sixth embodiment of the present invention will be described. FIG. 25 shows a sixth embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 25, the same reference numerals as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 25, the inlet of the compressor 16 is connected to the air cleaner 18 via the first air suction pipe 17 or a second air suction pipe 6017 having a smaller sectional area than the first air suction pipe 17. A first throttle valve 20 driven by a step motor 19 is arranged in the first air suction pipe 17. Also, the first throttle valve 2
A first mass flow rate detector 21 for detecting the mass flow rate of the intake air is disposed in the first air suction pipe 17 at the upstream side. Similarly, a second throttle valve 6020 driven by a step motor (not shown) is arranged in the second air suction pipe 6017. Second throttle valve 60
The cross-sectional area of the first throttle valve 20 when it is fully opened is smaller than the cross-sectional area of the first throttle valve 20 when it is fully opened. A second mass flow detector 6021 for detecting the mass flow of the intake air is disposed in the second air suction pipe 6017 upstream of the second throttle valve 6020.
【０１４７】触媒コンバータ２６の出口部に連結された
排気管２８と第１のスロットル弁２０下流の第１の空気
吸込管１７とは第１のＥＧＲ通路２９を介して互いに連
結され、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のステップモ
ータ３０により駆動される第１のＥＧＲ制御弁３１が配
置される。また、第１のＥＧＲ通路２９内には第１のＥ
ＧＲ通路２９内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのイ
ンタークーラ３２が配置される。図２１に示される実施
形態では機関冷却水がインタークーラ３２内に導びか
れ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷却される。更
に、触媒コンバータ２６の出口部に連結された排気管２
８と第２のスロットル弁６０２０下流の第２の空気吸込
管６０１７とは、第１のＥＧＲ通路２９に並列して配置
された第２のＥＧＲ通路６０２９を介して互いに連結さ
れ、第２のＥＧＲ通路６０２９内には第２のステップモ
ータ６０３０により駆動される第２のＥＧＲ制御弁６０
３１が配置される。また、第２のＥＧＲ通路６０２９内
には第２のＥＧＲ通路６０２９内を流れるＥＧＲガスを
冷却するためのインタークーラ３２と同様のインターク
ーラ６０３２が配置される。The exhaust pipe 28 connected to the outlet of the catalytic converter 26 and the first air suction pipe 17 downstream of the first throttle valve 20 are connected to each other through a first EGR passage 29, and In the EGR passage 29, a first EGR control valve 31 driven by a first step motor 30 is arranged. Also, the first EGR passage 29 has a first E
An intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the GR passage 29 is provided. In the embodiment shown in FIG. 21, the engine cooling water is guided into the intercooler 32, and the engine cooling water cools the EGR gas. Furthermore, the exhaust pipe 2 connected to the outlet of the catalytic converter 26
8 and a second air suction pipe 6017 downstream of the second throttle valve 6020 are connected to each other via a second EGR passage 6029 arranged in parallel with the first EGR passage 29, and the second EGR A second EGR control valve 60 driven by a second step motor 6030 is provided in the passage 6029.
31 are arranged. Further, an intercooler 6032 similar to the intercooler 32 for cooling the EGR gas flowing in the second EGR passage 6029 is disposed in the second EGR passage 6029.
【０１４８】次に本実施形態の内燃機関が図２５に示し
たように構成される理由について説明する。低温燃焼は
第２の燃焼（従来の燃焼方法による燃焼）に比べて燃焼
を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのため、低温
燃焼が行われる時には、その厳しい燃焼条件を満たすた
めに、燃焼室内に供給される吸入空気量を微調整する必
要がある。一方、全開時の断面積が大きい弁によってそ
の弁を通過するガスの量を微調整するのは、全開時の断
面積が小さい弁によってその弁を通過するガスの量を微
調整するよりも困難であるという背景がある。それゆ
え、本実施形態では、空気吸込管を第１の空気吸込管１
７と空気吸込管１７よりも断面積の小さい第２の空気吸
込管６０１７とに分割し、吸入空気量を制御可能な第１
のスロットル弁２０を備えた第１の空気吸込管１７と吸
入空気量を制御可能であって全開時の断面積が第１のス
ロットル弁２０の全開時の断面積よりも小さい第２のス
ロットル弁６０２０を備えた第２の空気吸込管６０１７
とが設けられ、第１の空気吸込管１７に第１のＥＧＲ通
路２９が連結されると共に第２の空気吸込管６０１７に
第２のＥＧＲ通路６０２９が連結される。その結果、燃
焼室５内に供給される吸入空気量を微調整することがで
き、それゆえ、低温燃焼を行うことができる燃焼条件を
満たすことが容易になる。Next, the reason why the internal combustion engine of this embodiment is configured as shown in FIG. 25 will be described. The low-temperature combustion has more severe combustion conditions than the second combustion (combustion by the conventional combustion method). Therefore, when low-temperature combustion is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, in the present embodiment, the air suction pipe is connected to the first air suction pipe 1.
7 and a second air suction pipe 6017 having a smaller cross-sectional area than the air suction pipe 17 to control the amount of intake air.
A first air suction pipe 17 provided with the first throttle valve 20 and a second throttle valve capable of controlling the amount of intake air and having a cross-sectional area when fully opened which is smaller than a cross-sectional area when the first throttle valve 20 is fully opened. Second air suction tube 6017 with 6020
The first EGR passage 29 is connected to the first air suction pipe 17, and the second EGR passage 6029 is connected to the second air suction pipe 6017. As a result, the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 can be finely adjusted, and therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions for performing low-temperature combustion.
【０１４９】次に図２６を参照しつつ本実施形態の運転
制御について説明する。図２６を参照すると、まず初め
にステップ１００において機関の運転状態が第１の運転
領域Ｉであることを示すフラグＩがセットされているか
否かが判別される。フラグＩがセットされているとき、
即ち機関の運転状態が第１の運転領域Ｉであるときには
ステップ１０１に進んで要求負荷Ｌが第１の境界Ｘ１
（Ｎ）よりも大きくなったか否かが判別される。Ｌ≦Ｘ
１（Ｎ）のときにはステップ１０５に進んで低温燃焼が
行われる。ステップ１０１においてＬ＞Ｘ（Ｎ）になっ
たと判別されたときにはステップ１０２に進んでフラグ
Ｉがリセットされ、次いでステップ１１３に進んで第２
の燃焼が行われる。Next, the operation control of this embodiment will be described with reference to FIG. Referring to FIG. 26, first, at step 100, it is determined whether or not a flag I indicating that the operating state of the engine is in the first operating region I is set. When the flag I is set,
That is, when the operating state of the engine is in the first operating region I, the routine proceeds to step 101, where the required load L is reduced to the first boundary X1.
It is determined whether it has become larger than (N). L ≦ X
At 1 (N), the routine proceeds to step 105, where low-temperature combustion is performed. When it is determined in step 101 that L> X (N), the routine proceeds to step 102, where the flag I is reset.
Is performed.
【０１５０】一方、スロットル１００においてフラグＩ
がセットされていないとき、即ち機関の運転状態が第２
の運転領域IIであるときにはステップ１０３に進んで要
求負荷Ｌが第２の境界Ｙ（Ｎ）よりも低くなったか否か
が判別される。Ｌ≧Ｙ（Ｎ）のときにはステップ１１３
に進み、リーン空燃比のもとで第２の燃焼が行われる。
ステップ１０３においてＬ＜Ｙ（Ｎ）になったと判別さ
れたときにはステップ１０４に進んでフラグＩがセット
され、次いでステップ１０５に進んで低温燃焼が行われ
る。On the other hand, in the throttle 100, the flag I
Is not set, that is, the engine operating state is
If it is the operating region II, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether the required load L has become lower than the second boundary Y (N). Step L 113 when L ≧ Y (N)
And the second combustion is performed under the lean air-fuel ratio.
When it is determined in step 103 that L <Y (N), the routine proceeds to step 104, where the flag I is set, and then proceeds to step 105 to perform low-temperature combustion.
【０１５１】ステップ１０５では図１１（Ａ）に示すマ
ップからスロットル弁の目標開度ＳＴが算出され、ステ
ップ２６０１にて全開時の断面積の大きい第１のスロッ
トル弁２０の開度ＳＴ１が零にされ（ＳＴ１←０）、ス
テップ２６０２にて全開時の断面積が小さい第２のスロ
ットル弁６０２０の開度ＳＴ２が目標開度ＳＴにされる
（ＳＴ２←ＳＴ）。次いでステップ１０６では図１１
（Ｂ）に示すマップからＥＧＲ制御弁の目標開度ＳＥが
算出され、ステップ２６０３にて第１のＥＧＲ制御弁３
１の開度ＳＥ１が零にされ（ＳＥ１←０）、ステップ２
６０４にて第２のＥＧＲ制御弁６０３１の開度ＳＥ２が
目標開度ＳＥにされる（ＳＥ２←ＳＥ）。つまり、燃焼
条件の厳しい低温燃焼が行われる時に、全開時の断面積
の小さい第２のスロットル弁６０２０によって吸入空気
量を調整することにより、吸入空気量の微調整を行うこ
とが可能になる。At step 105, the target opening ST of the throttle valve is calculated from the map shown in FIG. 11A. At step 2601, the opening ST1 of the first throttle valve 20 having a large cross-sectional area when fully opened is reduced to zero. (ST1 ← 0), and in step 2602, the opening ST2 of the second throttle valve 6020 having a small cross-sectional area when fully opened is set to the target opening ST (ST2 ← ST). Next, at step 106, FIG.
The target opening SE of the EGR control valve is calculated from the map shown in (B), and in step 2603, the first EGR control valve 3
1 is set to zero (SE1 ← 0), and step 2 is performed.
At 604, the opening degree SE2 of the second EGR control valve 6031 is set to the target opening degree SE (SE2 ← SE). That is, when low-temperature combustion under severe combustion conditions is performed, fine adjustment of the intake air amount can be performed by adjusting the intake air amount by the second throttle valve 6020 having a small cross-sectional area when fully opened.
【０１５２】次いでステップ１１０では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気の質量流量（以下、単に
吸入空気量と称す）Ｇａが取込まれ、次いでステップ１
１１では図１０（Ｂ）に示すマップから目標空燃比Ａ／
Ｆが算出される。次いでステップ１１２では吸入空気量
Ｇａと目標空燃比Ａ／Ｆに基づいて空燃比を目標空燃比
Ａ／Ｆとするのに必要な燃料噴射量Ｑが算出される。Next, at step 110, the mass flow rate of the intake air (hereinafter simply referred to as the intake air amount) Ga detected by the mass flow rate detector 21 is taken.
In FIG. 11, the target air-fuel ratio A /
F is calculated. Next, at step 112, based on the intake air amount Ga and the target air-fuel ratio A / F, a fuel injection amount Q necessary for setting the air-fuel ratio to the target air-fuel ratio A / F is calculated.
【０１５３】このように低温燃焼が行われているときに
は要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化すると第２のスロ
ットル弁６０２０の開度および第２のＥＧＲ制御弁６０
３１の開度がただちに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに
応じた目標開度ＳＴ，ＳＥに一致せしめられる。従って
例えば要求負荷Ｌが増大せしめられるとただちに燃焼室
５内の空気量が増大せしめられ、斯くして機関の発生ト
ルクがただちに増大せしめられる。When the required load L or the engine speed N changes during such low-temperature combustion, the opening of the second throttle valve 6020 and the second EGR control valve 60 are changed.
The opening degree of 31 immediately matches the target opening degrees ST and SE corresponding to the required load L and the engine speed N. Therefore, for example, when the required load L is increased, the amount of air in the combustion chamber 5 is immediately increased, and the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１５４】一方、第２のスロットル弁６０２０の開度
又は第２のＥＧＲ制御弁６０３１の開度が変化して吸入
空気量が変化するとこの吸入空気量Ｇａの変化が質量流
量検出器２１により検出され、この検出された吸入空気
量Ｇａに基づいて燃料噴射量Ｑが制御される。即ち、吸
入空気量Ｇａが実際に変化した後に燃料噴射量Ｑが変化
せしめられることになる。On the other hand, when the opening degree of the second throttle valve 6020 or the opening degree of the second EGR control valve 6031 changes to change the intake air amount, the change in the intake air amount Ga is detected by the mass flow detector 21. Then, the fuel injection amount Q is controlled based on the detected intake air amount Ga. That is, the fuel injection amount Q is changed after the intake air amount Ga actually changes.
【０１５５】第２の燃焼が行われるステップ１１３では
図１４に示されるマップから目標燃料噴射量Ｑが算出さ
れ、燃料噴射量がこの目標燃料噴射量Ｑとされる。次い
でステップ１１４では図１３（Ａ）に示すマップからス
ロットル弁２０の目標開度ＳＴが算出され、ステップ２
６０５にて全開時の断面積の大きい第１のスロットル弁
２０の開度ＳＴ１が目標開度ＳＴにされ（ＳＴ１←Ｓ
Ｔ）、ステップ２６０６にて全開時の断面積が小さい第
２のスロットル弁６０２０の開度ＳＴ２が零にされる
（ＳＴ２←０）。次いでステップ１１５では図１３
（Ｂ）に示すマップから目標開度ＳＥが算出され、ステ
ップ２６０７にて第１のＥＧＲ制御弁３１の開度ＳＥ１
が目標開度ＳＥにされ（ＳＥ１←ＳＥ）、ステップ２６
０８にて第２のＥＧＲ制御弁６０３１の開度ＳＥ２が零
にされる（ＳＥ２←０）。In step 113 where the second combustion is performed, the target fuel injection amount Q is calculated from the map shown in FIG. 14, and the fuel injection amount is set as the target fuel injection amount Q. Next, at step 114, the target opening ST of the throttle valve 20 is calculated from the map shown in FIG.
At 605, the opening ST1 of the first throttle valve 20 having a large cross-sectional area when fully opened is set to the target opening ST (ST1 ← S
T) In step 2606, the opening degree ST2 of the second throttle valve 6020 having a small cross-sectional area when fully opened is set to zero (ST2 ← 0). Next, at step 115, FIG.
The target opening SE is calculated from the map shown in FIG. 2B, and in step 2607, the opening SE1 of the first EGR control valve 31 is determined.
Is set to the target opening degree SE (SE1 ← SE), and step 26 is performed.
At 08, the opening degree SE2 of the second EGR control valve 6031 is set to zero (SE2 ← 0).
【０１５６】次いでステップ１１６では質量流量検出器
２１により検出された吸入空気量Ｇａが取込まれる。次
いでステップ１１７では燃料噴射量Ｑと吸入空気量Ｇａ
から実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が算出される。次いでス
テップ１１８では図１２（Ｂ）に示すマップから目標空
燃比Ａ／Ｆが算出される。次いでステップ１１９では実
際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目標空燃比Ａ／Ｆよりも大き
いか否かが判別される。（Ａ／Ｆ）R ＞Ａ／Ｆのときに
はステップ１２０に進んでスロットル開度の補正値ΔＳ
Ｔが一定値αだけ減少せしめられ、次いでステップ１１
２へ進む。これに対して（Ａ／Ｆ）R ≦Ａ／Ｆのときに
はステップ１２１に進んで補正値ΔＳＴが一定値αだけ
増大せしめられ、次いでステップ１２２に進む。ステッ
プ１２２ではスロットル弁２０の目標開度ＳＴに補正値
ΔＳＴを加算することにより最終的な目標開度ＳＴが算
出され、スロットル弁２０の開度がこの最終的な目標開
度ＳＴとされる。即ち、実際の空燃比（Ａ／Ｆ）R が目
標空燃比Ａ／Ｆとなるようにスロットル弁２０の開度が
制御される。Next, at step 116, the intake air amount Ga detected by the mass flow detector 21 is taken. Next, at step 117, the fuel injection amount Q and the intake air amount Ga
From this, the actual air-fuel ratio (A / F) R is calculated. Next, at step 118, the target air-fuel ratio A / F is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 119, it is determined whether or not the actual air-fuel ratio (A / F) R is larger than the target air-fuel ratio A / F. (A / F) When R > A / F, the routine proceeds to step 120, where the throttle opening correction value ΔS
T is reduced by a constant value α, then step 11
Proceed to 2. On the other hand, when (A / F) R ≤A / F, the routine proceeds to step 121, where the correction value ΔST is increased by a constant value α, and then the routine proceeds to step 122. In step 122, the final target opening ST is calculated by adding the correction value ΔST to the target opening ST of the throttle valve 20, and the opening of the throttle valve 20 is set as the final target opening ST. That is, the opening of the throttle valve 20 is controlled so that the actual air-fuel ratio (A / F) R becomes the target air-fuel ratio A / F.
【０１５７】このように第２の燃焼が行われているとき
には要求負荷Ｌ又は機関回転数Ｎが変化すると燃料噴射
量がただちに要求負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに応じた目
標燃料噴射量Ｑに一致せしめられる。例えば要求負荷Ｌ
が増大せしめられるとただちに燃料噴射量が増大せしめ
られ、斯くして機関の発生トルクがただちに増大せしめ
られる。When the required load L or the engine speed N changes during the second combustion, the fuel injection amount immediately matches the target fuel injection amount Q corresponding to the required load L and the engine speed N. I'm sullen. For example, the required load L
Is increased, the fuel injection amount is immediately increased, and thus the generated torque of the engine is immediately increased.
【０１５８】一方、燃料噴射量Ｑが増大せしめられて空
燃比が目標空燃比Ａ／Ｆからずれると空燃比が目標空燃
比Ａ／Ｆとなるように第１のスロットル弁２０の開度が
制御される。即ち、燃料噴射量Ｑが変化した後に空燃比
が変化せしめられることになる。On the other hand, when the fuel injection amount Q is increased and the air-fuel ratio deviates from the target air-fuel ratio A / F, the opening of the first throttle valve 20 is controlled so that the air-fuel ratio becomes the target air-fuel ratio A / F. Is done. That is, the air-fuel ratio is changed after the fuel injection amount Q changes.
【０１５９】これまで述べた実施形態では低温燃焼が行
われているときに燃料噴射量Ｑはオープンループ制御さ
れ、第２の燃焼が行われているときに空燃比が第１のス
ロットル弁２０の開度を変化させることによって制御さ
れる。しかしながら低温燃焼が行われているときに燃料
噴射量Ｑを空燃比センサ２７の出力信号に基づいてフィ
ードバック制御することもできるし、また第２の燃焼が
行われているときに空燃比を第１のＥＧＲ制御弁３１の
開度を変化させることによって制御することもできる。In the above-described embodiments, the fuel injection amount Q is controlled by the open loop when the low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is controlled by the first throttle valve 20 when the second combustion is being performed. It is controlled by changing the opening. However, the fuel injection amount Q can be feedback-controlled based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 27 when the low-temperature combustion is being performed, and the air-fuel ratio is set to the first when the second combustion is being performed. Can be controlled by changing the opening of the EGR control valve 31.
【０１６０】以下、本発明の第七の実施形態について説
明する。図２７は本発明を４ストローク圧縮着火式内燃
機関に適用した第七の実施形態を示している。図２７に
おいて、図１に示した参照番号と同一の参照番号は図１
に示した部品又は部分と同一の部品又は部分を示してい
る。図２７に示すように、スロットル弁２０をバイパス
するためのバイパス通路７０が空気吸込管１７に並列し
て設けられると共に、バイパス通路７０を流れる吸入空
気量を制御するためのアイドルスピードコントロールバ
ルブ７１がバイパス通路７０内に設けられている。Hereinafter, a seventh embodiment of the present invention will be described. FIG. 27 shows a seventh embodiment in which the present invention is applied to a four-stroke compression ignition type internal combustion engine. In FIG. 27, the same reference numerals as those shown in FIG.
The same parts or parts as those shown in FIG. As shown in FIG. 27, a bypass passage 70 for bypassing the throttle valve 20 is provided in parallel with the air suction pipe 17, and an idle speed control valve 71 for controlling the amount of intake air flowing through the bypass passage 70 is provided. It is provided in the bypass passage 70.
【０１６１】次に本実施形態の内燃機関が図２７に示し
たように構成される理由について説明する。低温燃焼は
第２の燃焼（従来の燃焼方法による燃焼）に比べて燃焼
を行うことができる燃焼条件が厳しい。そのため、低温
燃焼が行われる時には、その厳しい燃焼条件を満たすた
めに、燃焼室内に供給される吸入空気量を微調整する必
要がある。一方、全開時の断面積が大きい弁によってそ
の弁を通過するガスの量を微調整するのは、全開時の断
面積が小さい弁によってその弁を通過するガスの量を微
調整するよりも困難であるという背景がある。それゆ
え、本実施形態では、アイドルスピードコントロール
（ＩＳＣ）弁７１を備えたバイパス通路７０が、スロッ
トル弁２０を備えた空気吸込管１７に並列して設けら
れ、低温燃焼が行われる時に、要求負荷に基づいて、ス
ロットル弁２０を通過する吸入空気量及びＩＳＣ弁７１
を通過する吸入空気量（ＩＳＣ量）が制御される。詳細
には、スロットル弁２０よりも全開時の断面積が小さい
ＩＳＣ弁７１の開度を変更することによって吸入空気量
の微調整が行われる。その結果、低温燃焼時に燃焼室内
に供給される吸入空気量を、バイパス通路７０及びＩＳ
Ｃ弁７１が設けられていない場合よりも高精度に微調整
することができる。それゆえ、低温燃焼を行うことがで
きる燃焼条件を満たすことが容易になる。Next, the reason why the internal combustion engine of this embodiment is configured as shown in FIG. 27 will be described. The low-temperature combustion has more severe combustion conditions than the second combustion (combustion by the conventional combustion method). Therefore, when low-temperature combustion is performed, it is necessary to finely adjust the amount of intake air supplied into the combustion chamber in order to satisfy the severe combustion conditions. On the other hand, fine-tuning the amount of gas passing through a valve with a large cross-sectional area when fully open is more difficult than fine-tuning the amount of gas passing through the valve with a valve with a small cross-sectional area when fully open. There is a background that is. Therefore, in the present embodiment, the bypass passage 70 provided with the idle speed control (ISC) valve 71 is provided in parallel with the air suction pipe 17 provided with the throttle valve 20, and when the low temperature combustion is performed, the required load is reduced. Of the intake air passing through the throttle valve 20 and the ISC valve 71
The amount of intake air (ISC amount) passing through is controlled. Specifically, fine adjustment of the intake air amount is performed by changing the opening degree of the ISC valve 71 having a smaller cross-sectional area when fully opened than the throttle valve 20. As a result, the amount of intake air supplied to the combustion chamber during low-temperature combustion is reduced by the bypass passage 70 and the IS
Fine adjustment can be performed with higher accuracy than when the C valve 71 is not provided. Therefore, it becomes easy to satisfy the combustion conditions that enable low-temperature combustion.
【０１６２】[0162]
【発明の効果】請求項１に記載の発明によれば、内燃機
関から煤が排出されること及びＮＯｘが排出されること
を同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される再循環排気
ガスの温度を適切な温度に調整することができる。According to the first aspect of the present invention, the temperature of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber while simultaneously preventing soot and NOx from being discharged from the internal combustion engine. Can be adjusted to an appropriate temperature.
【０１６３】請求項２及び３に記載の発明によれば、内
燃機関から煤が排出されること及びＮＯｘが排出される
ことを同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される再循環
排気ガスの量を微調整することができる。According to the second and third aspects of the present invention, the amount of recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber while simultaneously preventing soot emission and NOx emission from the internal combustion engine is prevented. Can be fine-tuned.
【０１６４】請求項４に記載の発明によれば、多量の再
循環排気ガスを燃焼室内に容易に供給することができ、
かつ、排気ガス再循環通路内のデポジットの量を少なく
することができる。According to the invention described in claim 4, a large amount of recirculated exhaust gas can be easily supplied to the combustion chamber.
In addition, the amount of deposit in the exhaust gas recirculation passage can be reduced.
【０１６５】請求項５及び６に記載の発明によれば、内
燃機関から煤が排出されること及びＮＯｘが排出される
ことを同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される吸入空
気量を微調整することができる。According to the fifth and sixth aspects of the present invention, the amount of intake air supplied into the combustion chamber is finely adjusted while simultaneously preventing soot and NOx from being discharged from the internal combustion engine. can do.
【０１６６】請求項７に記載の発明によれば、多量の再
循環排気ガスを燃焼室内に容易に供給することができ
る。According to the present invention, a large amount of recirculated exhaust gas can be easily supplied into the combustion chamber.
【０１６７】請求項８〜１１に記載の発明によれば、内
燃機関から煤が排出されること及びＮＯｘが排出される
ことを同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される吸入空
気量を微調整することができる。According to the present invention, the amount of intake air supplied into the combustion chamber is finely adjusted while simultaneously preventing soot and NOx from being discharged from the internal combustion engine. can do.
【０１６８】請求項１２に記載の発明によれば、内燃機
関から煤が排出されること及びＮＯｘが排出されること
を同時に阻止しつつ、燃焼室内に供給される吸入空気量
を微調整することができる。According to the twelfth aspect, the amount of intake air supplied into the combustion chamber is finely adjusted while simultaneously preventing soot and NOx from being discharged from the internal combustion engine. Can be.
【０１６９】請求項１３及び１４に記載の発明によれ
ば、未燃炭化水素が内燃機関から排出されるのを阻止す
ることができる。According to the thirteenth and fourteenth aspects, it is possible to prevent unburned hydrocarbons from being discharged from the internal combustion engine.
【０１７０】請求項１５に記載の発明によれば、外部か
ら燃焼室内に不活性ガスを供給する手段を特別に設ける
必要性を回避することができる。According to the fifteenth aspect, it is possible to avoid the necessity of specially providing a means for supplying an inert gas from the outside into the combustion chamber.
【０１７１】請求項１６に記載の発明によれば、排気ガ
ス再循環率が、煤の発生量がピークになる排気ガス再循
環率に設定されるのを回避することができる。According to the sixteenth aspect, it is possible to prevent the exhaust gas recirculation rate from being set to the exhaust gas recirculation rate at which the amount of generated soot reaches a peak.
【０１７２】請求項１７に記載の発明によれば、運転領
域に応じて適切な燃焼を実行することができる。According to the seventeenth aspect, appropriate combustion can be performed according to the operation range.
【０１７３】請求項１８に記載の発明によれば、排気ガ
ス再循環率が、煤の発生量がピークになる排気ガス再循
環率に設定されるのを回避することができる。According to the eighteenth aspect, it is possible to prevent the exhaust gas recirculation rate from being set to the exhaust gas recirculation rate at which the generation amount of soot reaches a peak.
【図１】第一の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体図
である。FIG. 1 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine according to a first embodiment.
【図２】スモークおよびＮＯｘの発生量等を示す図であ
る。FIG. 2 is a diagram showing amounts of smoke and NOx generated;
【図３】燃焼圧を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing a combustion pressure.
【図４】燃料分子を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing fuel molecules.
【図５】スモークの発生量とＥＧＲ率との関係を示す図
である。FIG. 5 is a diagram showing a relationship between a generation amount of smoke and an EGR rate.
【図６】噴射燃料量と混合ガス量との関係を示す図であ
る。FIG. 6 is a diagram showing a relationship between an injected fuel amount and a mixed gas amount.
【図７】第１の運転領域Ｉおよび第２の運転領域IIを示
す図である。FIG. 7 is a diagram showing a first operation region I and a second operation region II.
【図８】空燃比センサの出力を示す図である。FIG. 8 is a diagram showing an output of an air-fuel ratio sensor.
【図９】スロットル弁の開度等を示す図である。FIG. 9 is a diagram showing an opening degree of a throttle valve and the like.
【図１０】第１の運転領域Ｉにおける空燃比等を示す図
である。FIG. 10 is a diagram showing an air-fuel ratio and the like in a first operation region I.
【図１１】第一の実施形態のスロットル弁等の目標開度
のマップを示す図である。FIG. 11 is a diagram showing a map of a target opening degree of a throttle valve and the like according to the first embodiment.
【図１２】第２の燃焼における空燃比等を示す図であ
る。FIG. 12 is a diagram showing an air-fuel ratio and the like in a second combustion.
【図１３】スロットル弁等の目標開度のマップを示す図
である。FIG. 13 is a view showing a map of a target opening degree of a throttle valve and the like.
【図１４】燃料噴射量のマップを示す図である。FIG. 14 is a diagram showing a map of a fuel injection amount.
【図１５】低温燃焼が行われるときに空燃比Ａ／Ｆ及び
ＥＧＲガスの冷却方法を変更したそれぞれの場合の要求
負荷Ｌと噴射時期との関係を示したグラフである。FIG. 15 is a graph showing the relationship between the required load L and the injection timing in each case where the air-fuel ratio A / F and the cooling method of the EGR gas are changed when low-temperature combustion is performed.
【図１６】第一の実施形態の機関の運転を制御するため
のフローチャートである。FIG. 16 is a flowchart for controlling the operation of the engine of the first embodiment.
【図１７】第二の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 17 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a second embodiment.
【図１８】第三の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 18 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a third embodiment.
【図１９】第三の実施形態の機関の運転を制御するため
のフローチャートである。FIG. 19 is a flowchart for controlling operation of the engine of the third embodiment.
【図２０】第三の実施形態のＥＧＲ制御弁の目標開度の
マップを示す図である。FIG. 20 is a diagram showing a map of a target opening of the EGR control valve according to the third embodiment.
【図２１】第四の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 21 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a fourth embodiment.
【図２２】第五の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 22 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a fifth embodiment.
【図２３】第五の実施形態の機関の運転を制御するため
のフローチャートである。FIG. 23 is a flowchart for controlling operation of the engine of the fifth embodiment.
【図２４】第五の実施形態のＥＧＲ制御弁の目標開度の
マップを示す図である。FIG. 24 is a diagram showing a map of a target opening of the EGR control valve according to the fifth embodiment.
【図２５】第六の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 25 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a sixth embodiment.
【図２６】第六の実施形態の機関の運転を制御するため
のフローチャートである。FIG. 26 is a flowchart for controlling the operation of the engine of the sixth embodiment.
【図２７】第七の実施形態の圧縮着火式内燃機関の全体
図である。FIG. 27 is an overall view of a compression ignition type internal combustion engine of a seventh embodiment.
５…燃焼室 ６…燃料噴射弁 ２０…スロットル弁 ２９…第１のＥＧＲ通路 ３１…第１のＥＧＲ制御弁 ３２…インタークーラ １０２９…第２のＥＧＲ通路 １０３１…第２のＥＧＲ制御弁 5 Combustion chamber 6 Fuel injection valve 20 Throttle valve 29 First EGR passage 31 First EGR control valve 32 Intercooler 1029 Second EGR passage 1031 Second EGR control valve
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.7 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｆ０２Ｍ 25/07 ５７０ Ｆ０２Ｍ 25/07 ５７０Ｐ (72)発明者 後藤 雅人 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 (72)発明者 伊藤 丈和 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 (72)発明者 村田 宏樹 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 Ｆターム(参考） 3G062 AA01 AA03 BA04 BA05 BA06 DA01 DA02 DA04 EA11 ED08 ED11 ED12 GA01 GA04 GA06 GA17 3G091 AA02 AA10 AA11 AA18 AA28 AB02 AB03 AB06 BA14 BA15 BA19 BA36 CA13 CB02 CB03 CB07 CB08 DA01 DA02 DA03 DA05 DB06 DB10 DC01 EA00 EA01 EA03 EA05 EA07 EA31 EA34 FB10 FB11 FB12 GB01X GB02W GB03W GB04W GB05W GB06W GB10X HA36 HB05 HB06 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (51) Int.Cl. 7 Identification symbol FI Theme coat ゛ (Reference) F02M 25/07 570 F02M 25/07 570P (72) Inventor Masato Goto 1st Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Toyota Auto (72) Inventor Takekazu Ito 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Inside Toyota Motor Corporation (72) Inventor Hiroki Murata 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Toyota Motor Corporation F-term ( Reference) 3G062 AA01 AA03 BA04 BA05 BA06 DA01 DA02 DA04 EA11 ED08 ED11 ED12 GA01 GA04 GA06 GA17 3G091 AA02 AA10 AA11 AA18 AA28 AB02 AB03 AB06 BA14 BA15 BA19 BA36 CA13 CB02 CB03 CB07 EA03 EA34 FB10 FB11 FB12 GB01X GB02W GB03W GB04W GB05W GB06W GB10X HA36 HB05 HB06
Claims (18)
気通路内に再循環させる排気ガス再循環装置を具備し、
前記燃焼室内に供給される再循環排気ガスの量を増大し
ていくと煤の発生量が次第に増大してピークに達し、前
記燃焼室内に供給される再循環排気ガスの量を更に増大
していくと前記燃焼室内における燃焼時の燃料およびそ
の周囲のガス温が煤の生成温度よりも低くなって煤がほ
とんど発生しなくなる内燃機関であって、煤の発生量が
ピークとなる再循環排気ガスの量よりも前記燃焼室内に
供給される再循環排気ガスの量が多く煤がほとんど発生
しない燃焼を実行可能であり、前記排気ガス再循環装置
が、再循環排気ガスの冷却能力の低い低冷却能力排気ガ
ス再循環通路と、再循環排気ガスの冷却能力の高い高冷
却能力排気ガス再循環通路と、前記低冷却能力排気ガス
再循環通路を流れる再循環排気ガスの量及び前記高冷却
能力排気ガス再循環通路を流れる再循環排気ガスの量を
制御可能な再循環排気ガス制御弁とを具備し、前記煤が
ほとんど発生しない燃焼が行われる時に、機関要求負荷
に基づいて前記低冷却能力排気ガス再循環通路を流れる
再循環排気ガスの量及び前記高冷却能力排気ガス再循環
通路を流れる再循環排気ガスの量を制御するようにした
内燃機関。An exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from a combustion chamber into an engine intake passage;
As the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber is increased, the amount of soot generation gradually increases and reaches a peak, and the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber is further increased. When the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber becomes lower than the soot generation temperature, soot is hardly generated, and the recirculated exhaust gas in which the generation amount of soot becomes a peak The amount of the recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of the exhaust gas, it is possible to perform combustion in which little soot is generated. Capacity exhaust gas recirculation passage, high cooling capacity exhaust gas recirculation passage with high cooling capacity for recirculated exhaust gas, amount of recirculated exhaust gas flowing through the low cooling capacity exhaust gas recirculation passage, and high cooling capacity exhaust Gas recirculation A recirculation exhaust gas control valve capable of controlling an amount of recirculation exhaust gas flowing through the passage, wherein when the combustion in which the soot is hardly generated is performed, the low cooling capacity exhaust gas recirculation is performed based on an engine required load. An internal combustion engine wherein the amount of recirculated exhaust gas flowing through the passage and the amount of recirculated exhaust gas flowing through the high cooling capacity exhaust gas recirculation passage are controlled.
気通路内に再循環させる排気ガス再循環装置を具備し、
前記燃焼室内に供給される再循環排気ガスの量を増大し
ていくと煤の発生量が次第に増大してピークに達し、前
記燃焼室内に供給される再循環排気ガスの量を更に増大
していくと前記燃焼室内における燃焼時の燃料およびそ
の周囲のガス温が煤の生成温度よりも低くなって煤がほ
とんど発生しなくなる内燃機関であって、煤の発生量が
ピークとなる再循環排気ガスの量よりも前記燃焼室内に
供給される再循環排気ガスの量が多く煤がほとんど発生
しない燃焼を実行可能であり、前記排気ガス再循環装置
が、複数の排気ガス再循環通路と、各排気ガス再循環通
路を流れる再循環排気ガスの量を制御可能な再循環排気
ガス制御弁とを具備し、前記煤がほとんど発生しない燃
焼が行われる時に、機関要求負荷に基づいて各排気ガス
再循環通路を流れる再循環排気ガスの量を制御するよう
にした内燃機関。2. An exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from a combustion chamber into an engine intake passage,
As the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber is increased, the amount of soot generation gradually increases and reaches a peak, and the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber is further increased. When the temperature of the fuel and the surrounding gas during combustion in the combustion chamber becomes lower than the soot generation temperature, soot is hardly generated, and the recirculated exhaust gas in which the generation amount of soot becomes a peak The amount of recirculated exhaust gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of exhaust gas, so that combustion with little generation of soot can be performed, and the exhaust gas recirculation device includes a plurality of exhaust gas recirculation passages, A recirculation exhaust gas control valve capable of controlling the amount of recirculation exhaust gas flowing through the gas recirculation passage, wherein each exhaust gas recirculation is performed based on an engine required load when combustion in which the soot hardly occurs is performed. Flow through the passage Internal combustion engine so as to control the amount of recirculated exhaust gas.
一の排気ガス再循環通路の断面積と他の排気ガス再循環
通路の断面積とが異なる請求項２に記載の内燃機関。3. The internal combustion engine according to claim 2, wherein a sectional area of one of the plurality of exhaust gas recirculation passages is different from a sectional area of another of the exhaust gas recirculation passages.
を酸化するために機関排気通路内に酸化機能を有する触
媒を配置し、前記複数の排気ガス再循環通路のうちの一
の排気ガス再循環通路の再循環排気ガス取り入れ口を前
記触媒の上流側に配置すると共に、他の排気ガス再循環
通路の再循環排気ガス取り入れ口を前記触媒の下流側に
配置し、機関要求負荷が高い時には前記一の排気ガス再
循環通路を介して再循環排気ガスを前記燃焼室内に供給
し、機関要求負荷が低い時には前記他の排気ガス再循環
通路を介して再循環排気ガスを前記燃焼室内に供給する
ようにした請求項２に記載の内燃機関。4. A catalyst having an oxidizing function is arranged in an engine exhaust passage for oxidizing unburned hydrocarbons discharged from the combustion chamber, and one of the plurality of exhaust gas recirculation passages is provided. A recirculation exhaust gas intake of a recirculation passage is arranged on the upstream side of the catalyst, and a recirculation exhaust gas intake of another exhaust gas recirculation passage is arranged on the downstream side of the catalyst. Sometimes, recirculated exhaust gas is supplied to the combustion chamber through the one exhaust gas recirculation passage, and when the engine required load is low, recirculated exhaust gas is supplied to the combustion chamber through the other exhaust gas recirculation passage. 3. The internal combustion engine according to claim 2, wherein the internal combustion engine is supplied.
れぞれ備えた複数の機関吸気通路が設けられた請求項２
に記載の内燃機関。5. A plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of controlling an intake air amount.
An internal combustion engine according to claim 1.
通路が連結されている請求項５に記載の内燃機関。6. The internal combustion engine according to claim 5, wherein one exhaust gas recirculation passage is connected to one engine intake passage.
過給機を設け、前記複数の排気ガス再循環通路のうちの
一の排気ガス再循環通路の再循環排気ガス取り入れ口を
前記排気タービン過給機の排気タービンの上流側に配置
すると共に、他の排気ガス再循環通路の再循環排気ガス
取り入れ口を前記排気タービンの下流側に配置し、機関
要求負荷が高い時には前記一の排気ガス再循環通路を介
して再循環排気ガスを前記燃焼室内に供給し、機関要求
負荷が低い時には前記他の排気ガス再循環通路を介して
再循環排気ガスを前記燃焼室内に供給するようにした請
求項２に記載の内燃機関。7. An exhaust turbine supercharger for compressing intake air is provided, and a recirculation exhaust gas intake of one of the plurality of exhaust gas recirculation passages is connected to the exhaust turbine supercharger. The exhaust gas recirculation passage is arranged upstream of the exhaust turbine of the feeder and the recirculated exhaust gas intake of the other exhaust gas recirculation passage is arranged downstream of the exhaust turbine. A recirculation exhaust gas is supplied to the combustion chamber through a circulation passage, and when the load required by the engine is low, the recirculation exhaust gas is supplied to the combustion chamber through the other exhaust gas recirculation passage. 3. The internal combustion engine according to 2.
増大していくと煤の発生量が次第に増大してピークに達
し、前記燃焼室内に供給される不活性ガスの量を更に増
大していくと前記燃焼室内における燃焼時の燃料および
その周囲のガス温が煤の生成温度よりも低くなって煤が
ほとんど発生しなくなる内燃機関であって、煤の発生量
がピークとなる不活性ガスの量よりも前記燃焼室内に供
給される不活性ガスの量が多く煤がほとんど発生しない
燃焼を実行可能であり、吸入空気量を制御可能な吸気絞
り弁をそれぞれ備えた複数の機関吸気通路が設けられた
内燃機関。8. When the amount of inert gas supplied to the combustion chamber increases, the amount of soot generated gradually increases and reaches a peak, and the amount of inert gas supplied to the combustion chamber further increases. As a result, the temperature of the fuel and surrounding gas during combustion in the combustion chamber becomes lower than the temperature at which soot is generated, and almost no soot is generated. A plurality of engine intake passages each having an intake throttle valve capable of performing combustion in which the amount of inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of gas and generating almost no soot, and capable of controlling the amount of intake air. The internal combustion engine provided with.
請求項８に記載の内燃機関。9. The internal combustion engine according to claim 8, wherein the sectional areas of the engine intake passages are different from each other.
に異なる請求項９に記載の内燃機関。10. The internal combustion engine according to claim 9, wherein each intake throttle valve has a different cross-sectional area when fully opened.
われる時、前記燃焼室に供給される吸入空気量を制御す
るために断面積の大きい吸気絞り弁が全閉されると共に
断面積の小さい吸気絞り弁の開度が制御される請求項１
０に記載の内燃機関。11. An intake throttle valve having a large cross-sectional area is fully closed and an intake air having a small cross-sectional area is used to control the amount of intake air supplied to the combustion chamber when the combustion in which little soot is generated is performed. 2. An opening degree of a throttle valve is controlled.
0 internal combustion engine.
を増大していくと煤の発生量が次第に増大してピークに
達し、前記燃焼室内に供給される不活性ガスの量を更に
増大していくと前記燃焼室内における燃焼時の燃料およ
びその周囲のガス温が煤の生成温度よりも低くなって煤
がほとんど発生しなくなる内燃機関であって、煤の発生
量がピークとなる不活性ガスの量よりも前記燃焼室内に
供給される不活性ガスの量が多く煤がほとんど発生しな
い燃焼を実行可能であり、吸入空気量を制御可能な吸気
絞り弁を備えた機関吸気通路が設けられると共に、前記
吸気絞り弁をバイパスするバイパス通路と前記バイパス
通路を流れる吸入空気量を制御するためのバイパス吸入
空気制御弁とが設けられた内燃機関。12. When the amount of inert gas supplied to the combustion chamber is increased, the amount of soot generated gradually increases and reaches a peak, and the amount of inert gas supplied to the combustion chamber further increases. As a result, the temperature of the fuel and surrounding gas during combustion in the combustion chamber becomes lower than the temperature at which soot is generated, and almost no soot is generated. An engine intake passage provided with an intake throttle valve capable of performing combustion in which the amount of inert gas supplied into the combustion chamber is larger than the amount of gas and generating little soot and controlling the amount of intake air is provided. And an internal combustion engine provided with a bypass passage for bypassing the intake throttle valve and a bypass intake air control valve for controlling an amount of intake air flowing through the bypass passage.
素を酸化するために機関排気通路内に酸化機能を有する
触媒を配置した請求項１、２、８及び１２のいずれか一
項に記載の内燃機関。13. The engine according to claim 1, wherein a catalyst having an oxidizing function is disposed in an engine exhaust passage for oxidizing unburned hydrocarbons discharged from the combustion chamber. Internal combustion engine.
Ｏｘ吸収剤の少くとも一つからなる請求項１３に記載の
内燃機関。14. The catalyst according to claim 1, wherein the catalyst is an oxidation catalyst, a three-way catalyst,
14. The internal combustion engine of claim 13, comprising at least one Ox absorbent.
機関吸気通路内に再循環させる排気ガス再循環装置を具
備し、前記不活性ガスが前記機関吸気通路内に再循環さ
れた再循環排気ガスからなる請求項８又は１２に記載の
内燃機関。15. An exhaust gas recirculation device for recirculating exhaust gas discharged from the combustion chamber into an engine intake passage, wherein the inert gas is recirculated into the engine intake passage. The internal combustion engine according to claim 8 or 12, comprising a gas.
る第１の燃焼と、煤の発生量がピークとなる再循環排気
ガスの量よりも前記燃焼室内に供給される再循環排気ガ
スの量が少ない第２の燃焼とを選択的に切り換える切換
手段を具備し、前記第１の燃焼から前記第２の燃焼に又
は前記第２の燃焼から前記第１の燃焼に切り換えられる
ときに排気ガス再循環率をステップ状に変化させるよう
にした請求項１、２及び１５のいずれか一項に記載の内
燃機関。16. The first combustion in which the soot is hardly generated and the amount of recirculated exhaust gas supplied to the combustion chamber is smaller than the amount of recirculated exhaust gas in which the amount of generated soot becomes a peak. Switching means for selectively switching between a small amount of second combustion and exhaust gas recirculation when switching from the first combustion to the second combustion or from the second combustion to the first combustion; The internal combustion engine according to any one of claims 1, 2 and 15, wherein the rate is changed stepwise.
転領域と高負荷側の第２の運転領域とに分割し、前記第
１の運転領域では前記第１の燃焼を行い、前記第２の運
転領域では前記第２の燃焼を行うようにした請求項１６
に記載の内燃機関。17. An engine operating region is divided into a first operating region on a low load side and a second operating region on a high load side, and the first combustion is performed in the first operating region. 17. The fuel cell system according to claim 16, wherein the second combustion is performed in a second operation range.
An internal combustion engine according to claim 1.
排気ガス再循環率がほぼ５５パーセント以上であり、前
記第２の燃焼が行われているときの排気ガス再循環率が
ほぼ５０パーセント以下である請求項１６に記載の内燃
機関。18. The exhaust gas recirculation rate during the first combustion is substantially 55% or more, and the exhaust gas recirculation rate during the second combustion is substantially 50%. 17. The internal combustion engine of claim 16, which is less than or equal to percent.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP26982198A JP3356075B2 (en) | 1998-09-24 | 1998-09-24 | Internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP26982198A JP3356075B2 (en) | 1998-09-24 | 1998-09-24 | Internal combustion engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000097017A true JP2000097017A (en) | 2000-04-04 |
| JP3356075B2 JP3356075B2 (en) | 2002-12-09 |
Family
ID=17477650
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP26982198A Expired - Fee Related JP3356075B2 (en) | 1998-09-24 | 1998-09-24 | Internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3356075B2 (en) |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6634345B2 (en) | 2000-05-17 | 2003-10-21 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Internal combustion engine and method for controlling the internal combustion engine |
| EP1455078A1 (en) * | 2003-03-06 | 2004-09-08 | Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company | Internal combustion engine having a turbocharger and an exhaust gas recirculation system |
| WO2005121530A1 (en) * | 2004-06-07 | 2005-12-22 | Mitsubishi Fuso Truck And Bus Corporation | Control device for engine |
| WO2007067793A1 (en) * | 2005-12-09 | 2007-06-14 | Borgwarner Inc. | Exhaust gas recirculation cooler bypass |
| JP2009074382A (en) * | 2007-09-19 | 2009-04-09 | Mazda Motor Corp | Exhaust gas recirculation controller for diesel engine |
| FR2928416A1 (en) * | 2008-03-10 | 2009-09-11 | Renault Sas | Exhaust architecture for internal combustion engine of vehicle, has exhaust conduit traversing exhaust gas treatment device and provided with exhaust flap adapted to different positions to vary passage section of exhaust conduit |
| JP2011001886A (en) * | 2009-06-18 | 2011-01-06 | Mitsubishi Motors Corp | Intake path structure of internal combustion engine |
| WO2016182286A1 (en) * | 2015-05-08 | 2016-11-17 | 두산인프라코어 주식회사 | Engine including control unit for regulating opening degree of egr valve, and method for controlling egr valve of engine |
-
1998
- 1998-09-24 JP JP26982198A patent/JP3356075B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (13)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6634345B2 (en) | 2000-05-17 | 2003-10-21 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Internal combustion engine and method for controlling the internal combustion engine |
| EP1455078A1 (en) * | 2003-03-06 | 2004-09-08 | Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company | Internal combustion engine having a turbocharger and an exhaust gas recirculation system |
| US7406959B2 (en) | 2004-06-07 | 2008-08-05 | Mitsubishi Fuso And Bus Corporation | Engine control system |
| WO2005121530A1 (en) * | 2004-06-07 | 2005-12-22 | Mitsubishi Fuso Truck And Bus Corporation | Control device for engine |
| KR100763729B1 (en) | 2004-06-07 | 2007-10-04 | 미츠비시 후소 트럭 앤드 버스 코포레이션 | Control device for engine |
| US7469691B2 (en) | 2005-12-09 | 2008-12-30 | Borgwarner Inc. | Exhaust gas recirculation cooler bypass |
| WO2007067793A1 (en) * | 2005-12-09 | 2007-06-14 | Borgwarner Inc. | Exhaust gas recirculation cooler bypass |
| JP2009074382A (en) * | 2007-09-19 | 2009-04-09 | Mazda Motor Corp | Exhaust gas recirculation controller for diesel engine |
| FR2928416A1 (en) * | 2008-03-10 | 2009-09-11 | Renault Sas | Exhaust architecture for internal combustion engine of vehicle, has exhaust conduit traversing exhaust gas treatment device and provided with exhaust flap adapted to different positions to vary passage section of exhaust conduit |
| JP2011001886A (en) * | 2009-06-18 | 2011-01-06 | Mitsubishi Motors Corp | Intake path structure of internal combustion engine |
| WO2016182286A1 (en) * | 2015-05-08 | 2016-11-17 | 두산인프라코어 주식회사 | Engine including control unit for regulating opening degree of egr valve, and method for controlling egr valve of engine |
| CN107636292A (en) * | 2015-05-08 | 2018-01-26 | 斗山英维高株式会社 | Including the engine of control unit and the EGR valve control method of engine of the aperture for adjusting EGR valve |
| US10302032B2 (en) | 2015-05-08 | 2019-05-28 | Doosan Infracore Co., Ltd. | Engine including control unit for regulating opening degree of EGR valve, and method for controlling EGR valve of engine |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3356075B2 (en) | 2002-12-09 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3552645B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3555559B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3356075B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3539238B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3551794B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP2000179411A (en) | Exhaust gas recirculating rate control valve | |
| JP3331974B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3341686B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3344334B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3551768B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3331991B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3551793B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3551799B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3358551B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3092597B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3409717B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3063744B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3424554B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3341683B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3331984B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP2000145512A (en) | Internal combustion engine | |
| JP3577968B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3578021B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP3341685B2 (en) | Apparatus for detecting variation in intake air amount between cylinders of an internal combustion engine | |
| JP3331980B2 (en) | Internal combustion engine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20081004 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20081004 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20091004 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20091004 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101004 Year of fee payment: 8 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111004 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111004 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121004 Year of fee payment: 10 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131004 Year of fee payment: 11 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |