JP3588881B2

JP3588881B2 - Fuel injection control device for diesel engine

Info

Publication number: JP3588881B2
Application number: JP30451195A
Authority: JP
Inventors: 英二相吉澤
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1995-11-22
Filing date: 1995-11-22
Publication date: 2004-11-17
Anticipated expiration: 2015-11-22
Also published as: JPH09144567A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、低温予混合燃焼により、排気エミッション特性を改善するようにしたディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
排気の一部を吸気管に導く、いわゆる排気還流（ＥＧＲ）を行ってゆっくりと燃焼させることによりＮＯｘを低減することができるので、低負荷になるほどＥＧＲ率を大きくしているが、高ＥＧＲ率の条件では、スモーク（主に黒煙）の排出が増加するため、吸入空気によって燃焼室内にスワール（旋回渦流）を生起するスワール生成手段を設け、拡散燃焼時の空気と燃料の混合を改善するとともに、燃料の噴射時期を上死点後まで遅らせ、着火時期の燃焼室内の温度を低温状態に保ち、予混合燃焼比率を増大させることによって、高ＥＧＲ率状態でのスモークの発生を極力抑えるようにした装置が提案されている（特開平７−４２８７号公報参照）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような装置では、ＮＯｘとスモークとが最適に低減されるように、ＥＧＲ量、スワール比、噴射時期を考慮して、噴射期間を定めているのであるが、それでも燃料噴射ノズルの製作、組み付けに伴うバラツキや経時劣化により実噴射期間が長引いたり短すぎたりすることがあり、この噴射期間のずれが特に高ＥＧＲ率状態で生じたときには、ＮＯｘやスモークの排出量が増大するおそれがある。
【０００４】
そこで本発明では、実噴射期間が目標噴射期間よりずれているときには、実噴射期間が目標噴射期間と一致するようにその噴射期間差に応じて、多段噴射するノズルの初期リフト量や送油率制御型の燃料噴射ポンプの送油率を補正することにより、ＮＯｘやスモークの排出量が増大するおそれをなくすことを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、図２７に示すように、プランジャにより燃料を圧送するジャーク式燃料噴射ポンプを備え、低負荷時にＥＧＲ率を大きくして、燃料の噴射時期を上死点後まで遅らせたディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置において、前記圧送燃料の圧力に応じて段階的にニードルがリフトして燃料を多段噴射するノズル１１２の初期リフト量を制御量に応じて調整可能な手段１１２と、目標噴射期間をエンジンの回転数と負荷に基づいて算出する手段１１３と、実噴射期間を検出する手段１１４と、この実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するように前記初期リフト量調整手段１１２への制御量を決定する手段１１５とを設けた。
【０００６】
第２の発明では、第１の発明において、前記制御量決定手段１１５が、運転条件に応じて基本初期リフト量を算出する手段と、実噴射期間と目標噴射期間の差に応じて初期リフト補正量を算出する手段と、この初期リフト補正量で前記基本初期リフト量を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなる。
【０００７】
第３の発明では、図２８に示すように、カムにより駆動されるプランジャにより燃料を圧送する燃料噴射ポンプを備え、低負荷時にＥＧＲ率を大きくして、燃料の噴射時期を上死点後まで遅らせたディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置において、進角させると送油率が大きくなり遅角させると送油率が小さくなる前記燃料噴射ポンプのカム位相を制御量に応じて調整可能な手段１２１と、目標噴射期間をエンジンの回転数と負荷に基づいて算出する手段１１３と、実噴射期間を検出する手段１１４と、この実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するようにカム位相を進角または遅角させる前記カム位相調整手段１２１への制御量を決定する手段１２２とを設けた。
【０００８】
第４の発明では、第３の発明において、前記制御量決定手段１２２が、運転条件に応じて基本カム位相を算出する手段と、前記実噴射期間と目標噴射期間の差に応じてカム位相補正量を算出する手段と、このカム位相補正量で前記基本カム位相を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなる。
【０００９】
第５の発明では、第３または第４の発明において、図２９に示すように、前記燃料噴射ポンプのプレストローク量を制御量に応じて調整可能な手段１３１と、前記実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するように前記プレストローク量調整手段１３１への制御量を決定する手段１３２とを設けた。
【００１０】
第６の発明では、第５の発明において、前記前記制御量決定手段１３２が、運転条件に応じて基本プレストローク量を算出する手段と、前記実噴射期間と目標噴射期間の差に応じてプレストローク量補正量を算出する手段と、このプレストローク量補正量で前記基本プレストローク量を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなる。
【００１１】
第７の発明では、第１から第６までのいずれか一つの発明において、排気還流率を調整可能な手段と、スワール比を調整可能な手段と、燃料の噴射時期を調整可能な手段と、中回転・中負荷域と低回転の全負荷域で前記排気還流率が高くかつ低回転になるほど前記スワール比が大きく、さらに高排気還流率の状態で前記燃料の噴射時期が圧縮上死点後まで遅れるように、前記３つの調整手段への各制御量を決定する手段とを設けた。
【００１２】
【作用】
段階的にニードルがリフトして燃料を多段噴射するノズルでは、初期リフト期間で少量の燃料が噴射され、その後のリフト期間で大量の燃料が噴射される。この場合に、第１の発明では、実噴射期間が目標噴射期間より長くなっているときに、初期リフト量を増大してやるので、噴射率特性が変化して噴射期間が短くなり、これによって実噴射期間と目標噴射期間とを一致させることができる。この逆に、実噴射期間が目標噴射期間より短いときには、初期リフト量を減少させることで噴射期間が長くなり、実噴射期間を目標噴射期間に一致する。このようにして、実噴射期間が目標噴射期間と一致するようにノズルの初期リフト量を決定することで、特に高ＥＧＲ率状態において噴射期間のずれが生じることに伴うＮＯｘやスモークの排出量の増大を防止できる。
【００１３】
カム位相調整手段によれば、カム位相を進角させると、送油率が大きくなるとともに噴射期間が短くなり、この逆にカム位相を遅角させたときには送油率が小さくなるとともに噴射期間が長くなる。この場合に、第３の発明では、実噴射期間が目標噴射期間より長くなっているときに、カム位相を進角させるので、噴射期間が短くなり、これによって実噴射期間と目標噴射期間とを一致させることができる。この逆に、実噴射期間が目標噴射期間より短いときには、カム位相を遅角させることで噴射期間が長くなり、実噴射期間を目標噴射期間に一致する。このようにして、実噴射期間が目標噴射期間と一致するようにカム位相を決定することで、特に高ＥＧＲ率状態において噴射期間のずれが生じることに伴うＮＯｘやスモークの排出量の増大を防止できる。
【００１４】
ただし、第３または第４の発明において、プレストローク量を大きくしていくと、噴射量は一定のまま、噴射時期が遅角するとともに、送油率が上昇していく特性の燃料噴射ポンプであるときには、実噴射期間を目標噴射期間に一致させるため、たとえばカム位相を進角させて送油率を上昇させたときに、同時に噴射時期が遅角し、またカム位相を遅角させて送油率を下降させたときに、同時に噴射時期が進角してしまうのであるが、第５の発明では、実噴射期間が目標噴射期間より長いときにはプレストローク量を小さくして噴射時期を早め、また実噴射期間が目標噴射期間より短いときにはプレストローク量を大きくして噴射時期を遅らせるため、実噴射期間と目標噴射期間とが一致するように送油率を補正する場合にも、噴射時期が変化することがない。
【００１５】
【発明の実施の形態】
図１において、１は燃料の噴射時期と燃料の噴射量が電子制御される分配型の燃料噴射ポンプである。この燃料噴射ポンプ１から圧送される燃料は、配管２を通って噴射ノズル３に導かれる。
【００１６】
４は吸気通路、５は排気通路、６は排気中のパーティキュレート等を捕集するフィルタ、７は排気音を低減する排気マフラである。
【００１７】
８は排気通路４と吸気通路５とを連通して排気還流するＥＧＲ通路、また９は制御負圧に応動してＥＧＲ量（排気還流量）を制御するダイアプラム式のＥＧＲ弁である。
【００１８】
１０はＥＧＲ弁９に供給する負圧の制御弁で、コントロールユニット１１からのデューティ信号に応じてバキュームポンプ１２からの一定負圧を３段階に調整する。たとえば、負圧制御弁１０へのＯＦＦデューティ（一定周期のＯＦＦ時間割合）が最大値で一定負圧がそのままＥＧＲ弁９に導入されるときは、排出ガスの５０％が還流されるように設定する。このときのＥＧＲ率（＝ＥＧＲ量／新気量）は１００％に相当する。ＯＦＦデューティが段階的に小さくなると、負圧制御弁１０への制御負圧の減少によりＥＧＲ弁開度が段階的に小さくなってＥＧＲ率が６０％、３０％と小さくなる。
【００１９】
こうして得られる３段階のＥＧＲ率は、運転条件に対して図２のように設定してある。図において、中速中負荷域と低速の全負荷域でＥＧＲ率は１００％である。これに対して高速高負荷域においては、燃焼期間が長引いてスモークの発生を完全に抑える事ができないため、さらに排気温度の上昇およびＥＧＲ流量の増大で吸気温度が上昇し、ＥＧＲによるＮＯ_ｘ低減の効果が減少することなどのため、ＥＧＲ率を６０％、３０％と段階的に減少させている。
【００２０】
ＥＧＲ率をエンジンの運転条件に応じて制御するため、マイコンからなるコントロールユニット１１が設けられ、コントロールユニット１１では、アクセル開度（アクセルペダル開度）を検出するセンサ、エアクリーナ１３を介して吸気通路５に取り入れられる吸入空気量Ｑを検出するエアフローメータ１４からの信号と、回転数信号に関連するリファレンスパルス、スケールパルスに基づいてＥＧＲ流量を段階的に制御する。
【００２１】
エンジンの発生するトルクとエンジン回転数に対して図２に示したＥＧＲ率（目標ＥＧＲ率）の特性が得られるように、アクセル開度Ａｃｃとエンジン回転数Ｎｅをパラメータとするマップ（図示せず）を設定しておき、このマップを検索して、そのときの目標ＥＧＲ率を求める。これとエアフローメータ流量（新気量）とからＥＧＲ流量を、
ＥＧＲ流量＝エアフローメータ流量×目標ＥＧＲ率
により計算し、この流量のＥＧＲガスが流れるように負圧制御弁１０へのＯＦＦデューティを決定するのである。
【００２２】
燃焼室に流入する吸気にスワールを生起する手段を、図３と図４に示す（ただし図１には図示しない）。いわゆるヘリカル型の吸気ポート２１（略直線状の吸気路２１ａと吸気弁軸回りの渦巻状路２１ｂとで形成される）の渦巻状路２１ｂの近くに位置して回転自在に設けられる回転ブレード２２と、このブレード２２に連結させたリンク機構（図示せず）、このリンク機構を駆動するアクチュエータ（図示せず）からなり、ブレード２２の回転位置でスワール比の調整が行えるようになっている。
【００２３】
たとえば、ブレード２２が図３の位置では高スワール比となるが、ブレード２２が図４の位置までくると低スワール比になる。この回転ブレード方式はレスポンスも早く、広範囲のスワール比の制御が可能である。そのため、スワール比に敏感に反応するＨＣの制御に適している。
【００２４】
運転条件に対するスワール比の特性を図５に示すと、エンジン低回転域ほどスワール比を高くしている。これに対して高回転域では高スワール比に伴う体積（吸気充填）効率の低下が顕著になるし、噴射圧の高圧化による燃焼改善がスワールの必要性を弱めることになることから、回転数が大きくなるほど段階的にスワール比を減少させるのである。
【００２５】
なお、可変スワール用のアクチュエータは、図示しないが２ステージスプリング付きのダイアフラム式アクチュエータと、このアクチュエータに負圧源からの一定負圧に大気を希釈することにより３段階に制御負圧を作り出す負圧制御弁とから構成する。
【００２６】
次に、図６に分配型燃料噴射ポンプ１の概略を示す。図６において、燃料噴射ポンプ１はポンプハウジングを形成する噴射ポンプ本体３１内にカムローラと係合しつつ回転往復しながら、加圧室３２内の燃料を圧縮するプランジャ３３を備える。このプランジャ３３の外周には、プランジャ３３に形成されたカットオフポート３４を開閉することにより燃料噴射量を調量するコントロールスリーブ３５が摺動自由に嵌合され、このコントロールスリーブ３５を駆動するロータリソレノイド３６が設けられる。
【００２７】
また、ポンプ駆動軸に取り付けられたフィードポンプ３７からの吐出燃料は、ポンプ内部を潤滑するとともにポンプ室３８に蓄圧され、ここから前記加圧室３２に吸引される。
【００２８】
燃料の噴射時期を制御するために、プランジャ３３を駆動するカムローラと係合しつつカムローラの位相を動かす噴射時期制御部材としてのタイマピストン３９が備えられる。このタイマピストン３９は、一端の高圧室から低圧室側に漏らされる燃料流量を制御するタイミングコントロールバルブ４０（図７参照）により、その位置が制御され、これにより燃料噴射時期を進角させたり遅角させたりする。
【００２９】
そして、燃料の噴射量、噴射時期などを制御するために、コントロールユニット１１を備える。このコントロールユニット１１には、運転状態検出手段を構成する各種センサ、つまり、燃料噴射ノズル３に装着されて噴射時期を実測する実噴射時期検出手段としてのノズルリフトセンサ１５、コントロールスリーブ３５の位置を検出して燃料噴射量（負荷の代表値）を検出するスリーブ位置センサ１６、冷却水温を検出する水温センサ１７、エンジン回転数を検出する回転数センサ１８、燃料温度を検出する燃温センサ１９、エンジンの始動指令を認識する始動スイッチ２０などからの各種センサの信号が入力し、これらに基づいて後述するように燃料噴射量と噴射時期を制御する。
【００３０】
運転条件に対する噴射時期の特性を図８に示すと、高ＥＧＲ率状態である低回転域での中高負荷域で噴射時期を上死点後（＋４ＡＴＤＣと＋２ＡＴＤＣ）にしている。これは、噴射時期の大幅な遅延によって吸気をより低温状態にし、予混合燃焼の比率を増大させることによって、スモークの発生を抑制するためである。これに対して、中高回転域では、着火遅れ時間が一定であっても、着火遅れクランク角度が大きくなるので、着火時期を一定に保つため回転数が大きくなるほど噴射時期を進めている。
【００３１】
図９は噴射時期制御の制御ブロック図で、Ｓ２１では通常運転時にエンジン回転速度Ｎｅと負荷（燃料噴射量やアクセル開度で代表される）とにより設定されている噴射時期の回転−負荷特性に基づいて燃料噴射時期Ｔｎｌを決定する。この噴射時期の回転−負荷特性が、エンジンの発生するトルクとエンジン回転数に対して図８に示した燃料噴射時期の特性が得られるように設定したマップである。
【００３２】
また、Ｓ２２ではエンジンの始動時にエンジン回転速度Ｎｅと水温Ｔｗにより設定されている始動噴射時期進角特性により、燃料噴射時期ＩＴｓｔを決定する。
【００３３】
そして、Ｓ２３により前記目標噴射時期ＩＴｔと前記ノズルリフトセンサ１５によって実測された実測噴射時期ＩＴｉとを比較し、ＰＩＤ処理により、タイマピストン３９の移動量を求め、アクチュエータ指令信号（タイミングコントロールバルブ４０のデューティ比等）を出力し、これにより燃料噴射時期を制御する。
【００３４】
図１０に燃料噴射ノズル３の断面図を示す。この噴射ノズル３は噴射開始圧力を低、高の二段階にしているもので、２個の噴射開始圧力の調整手段を備えている。
【００３５】
初期噴射の噴射開始圧力の調整手段としての第１調整手段は、ノズル５１の噴射の開始、噴射量、終了を規制するニードル５２の上部に配設されており、ノズルホルダ５３のノズル５１と反対側に設けられた上部内孔５４と、上部内孔５４のねじ部５５にねじ込まれたセットスクリュー５６と、上部内孔５４内に第１スプリングシート５７を有しかつノズルホルダ５３を貫通して下端は、ノズルホルダ５３の軸方向に摺動自在な初期リフト調整用シム５８を介して、ニードル５２の頭部と当接するプッシュロッド５９と、セットスクリュー５６の下端面に配設された１段目開弁圧調整用シム６０と、このシム６０と第１スプリングシート５７との間に張設された第１スプリング６１とによりなっている。
【００３６】
また、主噴射の噴射開始圧力の調整手段としての第２調整手段は、ニードル５２のすぐ上部に配設されており、ノズルホルダ５３のノズル側に設けられた下部内孔６３と、下部内孔６３の下端に配設されかつノズルホルダ５３の軸方向に摺動自在で、さらに初期リフト調整用シム５８との間にクリアランスＬ１を有する第２スプリングシート６４と、下部内孔６３の上端面に配設された２段目開弁圧調整用シム６５と、このシム６５と第２スプリングシート６４との間に張設された第２スプリング６６とによりなっている。
【００３７】
なお、７１は燃料をノズル５１に供給する油路、７２はノズル５１とニードル５２上部の摺動肩５２ａとの間にクリアランスＬ２を有するスペーサ７３とをノズルホルダ５３に結合するリテーニングナット、７４はスピルボルト、７５はキャップナットである。
【００３８】
ノズル内の燃料圧力室（図示せず）に導入される燃料噴射ポンプからの燃料圧力により、ニードル５２にかかる圧力が所定値以上に高まると、初期リフト調整用シム５８とプッシュロッド５９を介して第１スプリング６１を圧縮しながら、ニードル５２は一定値（初期リフト量）Ｌ１だけ上方にリフトする。これが初期噴射であり、燃料圧力が第２スプリング６６の設定圧力を越えるまではこの状態を維持する。ついで第２スプリングシート６４を介して第２スプリング６６を圧縮しながら、ニードル５２が大きくリフトし、大量の燃料を供給する主噴射が始まる。
【００３９】
このようにして、初期リフト（初期噴射）期間に少量の燃料を噴射し、ついでメインリフト（主噴射）期間に大量の燃料を噴射するという、段階的な燃料噴射が行われるのである。
【００４０】
さて、ＮＯｘとスモークとが最適に低減されるように、噴射期間を定めているのであるが、それでも実噴射期間が長引いたり短すぎたりすることがあり、この噴射期間のずれが特に高ＥＧＲ率状態である低中負荷域において生じたときには、ＮＯｘやスモークの排出量が増大するおそれがある。
【００４１】
これに対処するため、本発明では、実噴射期間が目標噴射期間よりずれているときには、実噴射期間が目標噴射期間と一致するように上記燃料噴射ノズル３の初期リフト量を補正する。
【００４２】
まず、初期リフト量Ｌ１を調整可能とするため、図１０において、スペーサ７３の上端側に、ノズル５１側に向けて穿設した段付き部７３ａと第２スプリングシート６４の下端との間に、ノズルホルダ５３の軸方向に伸縮自在なリング状の圧電素子７７を設けている。
【００４３】
なお、実噴射期間を測定するため１段目開弁圧調整用シム６０とセットスクリュー５６との間にもリング状の圧電素子を７８を設けている。これは、ニードル５１のリフトによりプッシュロッド５９を介して第１スプリング６１が圧縮されると、その圧縮荷重により圧電素子７８に歪みが生じるため、その歪みを電圧変換することで、実噴射期間を測定することができるわけである。
【００４４】
次に、コントロールユニット１１で実行される初期リフト量の補正内容を図１１のフローチャートを参照しながら説明する。
【００４５】
Ｓ３１、３２ではエンジン回転数Ｎｅ、アクセル開度Ａｃｃ等の各種の運転条件とともに実噴射期間Ｔを読み込み、Ｓ３３、Ｓ３４において基本初期リフト量Ｌ_１Ｎと目標噴射期間Ｔ_Ｎをマップ検索により求める。エンジンの発生するトルクとエンジン回転数に対して図１２に示した基本初期リフト量の最適な特性が得られるように、またトルクとエンジン回転数に対して図１３に示した目標噴射期間の最適な特性が得られるように、アクセル開度Ａｃｃとエンジン回転数Ｎｅをパラメータとするマップ（図示せず）を設定しており、これらのマップを検索して求めるわけである。
【００４６】
ここで、基本初期リフト量Ｌ_１Ｎは、図１２のようにエンジン回転数とトルクが高くなるほどその値が大きくなるように設定している。これは、高回転域や高負荷域でも初期リフト量を小さくしていると、噴射期間が長くなり、その結果、燃焼期間が長引いて等容度が悪化し、熱効率が悪くなる（燃費の悪化とともにスモーク排出特性も悪くなる）ので、これを避けるためである。
【００４７】
図１１のＳ３５では、実噴射期間Ｔと目標噴射期間Ｔ_Ｎとの比較を行い、両者が同等であれば、図１１のフローを終了する。両者が同等でないときには、Ｓ３６、３７で
ΔＴ_Ｎ＝Ｔ−Ｔ_Ｎ
の式により噴射期間補正量ΔＴ_Ｎを算出し、この噴射期間補正量ΔＴ_Ｎと目標噴射期間Ｔ_Ｎとからテーブル検索により初期リフト補正量ΔＬ_１を求める。初期リフト補正量ΔＬ_１は、図１４の特性に設定してあり、Ｔ_Ｎが一定の条件ではΔＴ_Ｎが大きくなるほど大きく、またΔＴ_Ｎが一定の条件ではＴ_Ｎが大きくなるほど大きくなる値である。
【００４８】
この補正量ΔＬ_１をＳ３８において基本初期リフト量Ｌ_１Ｎに加えた値を目標初期リフト量Ｌ_１として算出し、これらを所定のアドレスに格納する。ΔＴ_Ｎが正（つまり実噴射期間が目標噴射期間より長い）のときには初期リフト量をΔＬ_１だけ増大側に、この逆にΔＴ_Ｎが負（実噴射期間が目標噴射期間より短い）になると、初期リフト量をΔＬ_１だけ減少側に補正するわけである。
【００４９】
たとえば、実噴射期間が目標噴射期間より長くなっているときには、初期リフト量を増大側に補正すると、図１５に示したように噴射率特性が変化して噴射期間が短くなり、これによって実噴射期間と目標噴射期間を一致させることができるのである。この逆に、実噴射期間が目標噴射期間より短いときには、初期リフト量を減少側に補正することによって、実噴射期間を目標噴射期間に一致させることができる。
【００５０】
このようにして、実噴射期間が目標噴射期間と一致するように噴射ノズル３の初期リフト量を補正することで、特に高ＥＧＲ率状態である低回転域での中高負荷域において噴射期間のずれが生じることに伴うＮＯｘやスモークの排出量の増大を防止できる。
【００５１】
図１６は第２実施形態で、図示の燃料噴射ポンプ８１は、いわゆるプレストローク量の調整手段を備えた送油率制御型の燃料噴射ポンプ（特開昭６１−２１８７６９号公報参照）である。なお、ＥＧＲ率の制御、スワール比の制御、噴射時期の遅角制御を行っている点は、第１実施形態と同じである。
【００５２】
プレストローク量の調整手段は、図１７に示すようにプランジャ８４にガイドされた制御スリーブ８６によるもので、回動可能なコントロールロッド８９に取り付けたピン９０の移動に合わせて、制御スリーブ８６がプランジャ８４の軸方向に上下運動を行い、これによって噴射ポンプのプレストローク量を変えることができる。なお、９１はコントロールロッド８９を駆動するためのアクチュエータ（ロータリソレノイド）、８３はバレルである。
【００５３】
噴射ポンプ８１の詳細は次の通りである。図１６において、プランジャ８４の周囲に制御スリーブ８６が装着され、この制御スリーブ８６の位置により燃料圧送の開始時期が決まる。スリーブ８５は燃料が送り込まれる燃料室８７と加圧室８５との間を連通する、プランジャ８４軸心に設けた通路８４ａの燃料室側への開口（給油孔）８４ｂを開閉し、プランジャ８４が上昇する過程で、スリーブ８６の下端より開口８４ｂが閉じられると、燃料室８７との連通が遮断され、加圧室８５の圧力が高まり始める。その後、プランジャ８４の上昇により加圧室８５の圧力が吐出弁８８の開弁圧を超えると、燃料噴射ノズルに向け燃料が圧送される。
【００５４】
また、プランジャ８４の上昇により、通路８４ａから分岐するポート８４ｃがスリーブ８６の途中に設けたスピルホート８６ａに連通すると、加圧室８５が再び燃料室８７と連通して、燃料の圧送が終了する。
【００５５】
そして、図１６の紙面と直角な方向に軸線を有しその軸線回りに回動可能なコントロールロッド８９と、このコントロールロッド８９に固定され制御スリーブ８６の外周面に設けた切欠溝８４ｃ（図１７参照）にはまり込むピン９０とからなるスリーブ位置調整機構により、スリーブ８６の位置を上下させることにより、燃料の圧送開始時期を進めたり、遅らせたりすることができる。
【００５６】
また、分岐ポート８４ｃはプランジャ８４周囲に傾斜溝として開口しているので、プランジャ８４の軸線回りの回転位置を、スリーブ９２上に固着されたボール９３に係合するラック（プランジャ回転調整機構）９４を図１６の紙面と直角な方向に変位させることにより、スピルホート８６ａに対する連通時期が変化し、燃料の圧送終了時期、すなわち燃料噴射量を変化させることができる。
【００５７】
次に、図１８、図１９には、前記燃料噴射ポンプ８１のカム位相を進角、遅角させる位相調整機構１００である（特開昭５８−４８７１９号公報参照）。
【００５８】
これは燃料噴射ポンプ８１のポンプ軸（カム軸）８１ａと、エンジン回転が伝達される回転体１０１との連結部分に介装され、エンジン回転のポンプ軸８１ａに対する伝達位相を可変的に調整する。
【００５９】
ポンプ軸８０ａに同軸結合される回転盤１０３の軸部１０２に、回転自由に回転体１０１が支持される。
【００６０】
そして、回転体１０１から回転盤１０３に伝達される回転に必要に応じて位相差を付与するため、回転盤１０３と回転体１０１とを回転（円周）方向に相対変位可能に連結する機構として、まず回転盤１０３にはその回転中心から等距離位置に一対の円形孔１０３ａが明けられ、ここに第１の偏心カム１０５が挿入される。また、この偏心カム１０５に設けた円形孔１０５ａには第２の偏心カム１０６が挿入される。
【００６１】
第２の偏心カム１０６の偏心ピン１０６ｂは、前記回転体１０１に側面から貫入し、また、第１の偏心カム１０５の偏心ピン１０５ｂは、シリンダ１０７に収装したピストン１０７ａに連結する。
【００６２】
シリンダ１０７は軸部１０２の放射方向に回転盤１０３に一体に取り付けられ、その油室１０７ｂには、軸部１０２の内周通路１０２ａを介して供給される圧油が導かれる。ピストン１０７ａはこの供給圧力と、リターンスプリング１０７ｃとがバランスする位置へと移動する。
【００６３】
したがって、ピストン１０７ａの位置に応じて偏心ピン１０５ｂにより第１の偏心カム１０５が回動し、これにより第２の偏心カム１０６が回転盤１０３に対して円周方向に変位し、その偏心ピン１０６ｂを介して連結する回転体１０１と回転盤１０３との回転方向の位相を変化させる。
【００６４】
これにより、エンジン回転に対して、燃料噴射ポンプ８０のポンプ軸８０ａ、つまりカム８１の回転位相が変化し、燃料の送油率が変わる。
【００６５】
シリンダ１０７の油室１０７ｂへ導かれるオイルポンプ１０９からの油圧は、制御弁１０８の開度に応じて変化し、制御弁開度が増加すると油圧は低下する。
【００６６】
さて、第１実施形態では、実噴射期間と目標噴射期間の差に応じて、図１０に示した２スプリングノズルの初期リフト量を補正するように構成したが、第２実施形態では、実噴射期間と目標噴射期間の差に応じて送油率制御型の燃料噴射ポンプ８１の送油率を補正するように構成する。第２実施形態では２スプリングノズルは必要ない。
【００６７】
これを図２０のフローチャートにより説明する。図２０は図１１に対応するもので、Ｓ４１、Ｓ４２、Ｓ４３、Ｓ４４、Ｓ４５、Ｓ４６が図１１と異なる。図１１と同じ部分の説明は省略する。
【００６８】
なお、先にＳ４１、Ｓ４３、Ｓ４５を説明し、Ｓ４２、Ｓ４４、Ｓ４６はまとめて後述する。
【００６９】
図２０のＳ４１では基本カム位相ＤＱ_Ｎをマップ検索により求める。基本カム位相ＤＱ_Ｎは、エンジン回転数Ｎｅとアクセル開度Ａｃｃに基づいて図２１の特性に設定してあるが、これは送油率を制御するもので、図２５にも示すように、燃料噴射ポンプのカムの位相によってカム速度（リフト速度）が異なるため、このカム位相を変えることにより燃料送油率を変化させることができる。燃料噴射ポンプからの燃料圧送期間（スリーブ８６により加圧室８５と燃料室８７の連通が遮断されてから、連通が再開するまでの期間）が同じでも、カム位相を進角させればカム速度の速い領域を利用できるので送油率は高まり、逆に遅角させれば送油率が低くなる。基本的な送油率は、アクセル開度が小さいときほど大きくなるように設定してあり、したがって低アクセル開度域でカム位相の進角値を大きくしている。
【００７０】
Ｓ４３では、噴射期間補正量ΔＴ_Ｎからテーブル検索によりカム位相補正量ΔＤＱを求め、このカム位相補正量ΔＩＴをＳ４５において基本カム位相ＤＱ_Ｎに加えることによってカム位相を補正し、補正後の値を目標カム位相ＤＱとして所定のアドレスに格納する。
【００７１】
カム位相補正量ΔＤＱは、図２２に示したように、ΔＴ_Ｎが大きくなるほど大きくなる値である。たとえば、ΔＴ_Ｎが正（実噴射期間が目標噴射期間より長い）のときにはカム位相をΔＤＱだけ進角側に補正（つまり圧送開始時期を一定のままカムを図２５において図中の左側に変化させる）することで、送油率が大きくなり、これによって噴射期間が短くなることから、実噴射期間と目標噴射期間を一致させることができるのである。この逆にΔＴ_Ｎが負（実噴射期間が目標噴射期間より短い）になると、カム位相の遅角補正により送油率を低下させる（噴射期間を長くする）ことによって、実噴射期間を目標噴射期間に一致させることができる。
【００７２】
ただし、この噴射ポンプ８１では、図２６に示すように、プレストローク量を大きくしていくと、噴射量は一定のまま、噴射時期が遅角するとともに、送油率が上昇していく特性であるため、実噴射期間を目標噴射期間に一致させるためとはいえ、上記のようにたとえばカム位相の進角補正により送油率を上昇させたときには、同時に噴射時期が遅角してしまうので、Ｓ４２、Ｓ４４、Ｓ４６を設けて、そのための補正を行っている。
【００７３】
具体的には、Ｓ４２で基本プレストローク量Ｐ_ＳＮをマップ検索により求める。エンジンの発生するトルクとエンジン回転数に対して図２３に示した基本プレストローク量の最適な特性が得られるようにアクセル開度Ａｃｃとエンジン回転数Ｎｅをパラメータとするマップ（図示せず）を設定しており、これらのマップを検索して求めるわけである。プレストローク量は、通常、圧送を開始するタイミングでのカムリフト量で定義しているため、プレストローク量を大きくすると、噴射時期が遅角側に移動するので、高回転域や高負荷域では噴射時期を進めるため、図２３のように回転数とトルクが大きくなるほどプレストローク量を小さくしている。
【００７４】
Ｓ４４では、噴射期間補正量ΔＴ_Ｎと目標噴射期間Ｔ_Ｎとからマップ検索によりプレストローク補正量ΔＰ_Ｓを求め、このプレストローク補正量ΔＰ_ＳをＳ４６において基本プレストローク量Ｐ_ＳＮに加えることによってプレストローク量を補正し、補正後の値を目標プレストローク量Ｐ_Ｓとして所定のアドレスに格納する。
【００７５】
プレストローク補正量ΔＰ_Ｓは、図２４の特性に設定してあり、Ｔ_Ｎが一定の条件ではΔＴ_Ｎが大きくなるほど負の値で大きく、またΔＴ_Ｎが一定の条件ではＴ_Ｎが大きくなるほど負の値で大きくなる値である。
【００７６】
このようにして、実噴射期間と目標噴射期間との差に応じて送油率を補正する場合に、実噴射期間が目標噴射期間より長いときにはプレストローク量をΔＰ_Ｓだけ小さくして圧送開始タイミングを早め、また実噴射期間が目標噴射期間より短くなると、プレストローク量をΔＰ_Ｓだけ大きくして圧送開始タイミングを遅らせることで、実噴射期間と目標噴射期間とが一致するように送油率を補正する場合にも、圧送開始タイミングが変化することがない。
【００７７】
第１実施形態では、分配型燃料噴射ポンプと２スプリングノズルで説明したが、これに限られるものでなく、列型、カムシャフトレス型の各燃料噴射ポンプおよびユニットインジェクタについても適用することができる（これら３種類の燃料噴射ポンプはユニットインジェクタを含めてジャーク式燃料噴射ポンプと総称される）。また、第２実施形態では、送油率制御型が列型燃料噴射ポンプに適用された場合で説明したが、これに限らず、送油率制御型であれば、他の燃料噴射ポンプにも適用することができる。
【００７８】
【発明の効果】
第１の発明では、実噴射期間が目標噴射期間と一致するようにノズルの初期リフト量を決定することで、特に高ＥＧＲ率状態において噴射期間のずれが生じることに伴うＮＯｘやスモークの排出量の増大を防止できる。
【００７９】
第３の発明では、実噴射期間が目標噴射期間と一致するようにカム位相を決定することで、特に高ＥＧＲ率状態において噴射期間のずれが生じることに伴うＮＯｘやスモークの排出量の増大を防止できる。
【００８０】
第５の発明では、プレストローク量を大きくしていくと、噴射量は一定のまま、噴射時期が遅角するとともに、送油率が上昇していく特性の燃料噴射ポンプを用いて、実噴射期間と目標噴射期間とが一致するようにカム位相を決定する場合にも、噴射時期が変化することがない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す全体的な概略構成図である。
【図２】排気還流率の制御特性図である。
【図３】スワール生成手段の説明図である。
【図４】同じくその作動状態を示す説明図である。
【図５】スワール比の制御特性図である。
【図６】分配型燃料噴射ポンプの断面図である。
【図７】同じくその一部の断面図である。
【図８】燃料噴射時期の制御特性図である。
【図９】燃料噴射時期の制御ブロック図である。
【図１０】２スプリングノズルの断面図である。
【図１１】初期リフト量の補正を説明するためのフローチャートである。
【図１２】基本初期リフト量Ｌ_１Ｎの制御特性図である。
【図１３】目標噴射期間Ｔ_Ｎの制御特性図である。
【図１４】初期リフト補正量ΔＬ_１の制御特性図である。
【図１５】噴射率の特性図である。
【図１６】第２実施形態の送油率制御型の燃料噴射ポンプの断面図である。
【図１７】プレストロークの可変機構を説明するための斜視図である。
【図１８】カム位相調整機構の要部断面図である。
【図１９】カム位相調整機構の正面図である。
【図２０】送油率の補正を説明するためのフローチャートである。
【図２１】基本カム位相ＤＱの制御特性図である。
【図２２】カム位相補正量ΔＤＱの制御特性図である。
【図２３】基本プレストローク量Ｐ_ＳＮの制御特性図である。
【図２４】プレストローク補正量ΔＰ_Ｓの制御特性図である。
【図２５】カム速度特性図である。
【図２６】送油率特性図である。
【図２７】第１の発明のクレーム対応図である。
【図２８】第３の発明のクレーム対応図である。
【図２９】第５の発明のクレーム対応図である。
【符号の説明】
１分配型燃料噴射ポンプ
３２スプリングノズル
１１コントロールユニット
７７圧電素子（初期リフト量調整手段）
７８圧電素子（実噴射期間検出手段）
８１送油率制御型の燃料噴射ポンプ
１００カム位相調整機構[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a fuel injection control device for a diesel engine in which exhaust emission characteristics are improved by low-temperature premixed combustion.
[0002]
[Prior art]
NOx can be reduced by conducting a so-called exhaust gas recirculation (EGR), which guides a part of the exhaust gas to the intake pipe and slowly burning it. Therefore, the EGR rate increases as the load decreases, but the high EGR rate increases. In the condition (1), the emission of smoke (mainly black smoke) increases. Therefore, a swirl generating means for generating a swirl (swirl vortex) in the combustion chamber by the intake air is provided to improve the mixing of air and fuel during diffusion combustion. At the same time, by delaying the fuel injection timing until after the top dead center, keeping the temperature in the combustion chamber at the ignition timing low, and increasing the premixed combustion ratio, the generation of smoke in the high EGR rate state is minimized. (See Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-4287).
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in such a device, the injection period is determined in consideration of the EGR amount, the swirl ratio, and the injection timing so that the NOx and the smoke are optimally reduced. However, the actual injection period may be prolonged or too short due to variations or deterioration over time due to assembly, and when this injection period shift occurs particularly in a high EGR rate state, the emission amount of NOx and smoke may increase. is there.
[0004]
Therefore, in the present invention, when the actual injection period is deviated from the target injection period, the initial lift amount and the oil feed rate of the multi-stage injection nozzle are adjusted according to the injection period difference so that the actual injection period coincides with the target injection period. It is an object of the present invention to eliminate the possibility that the emission amount of NOx and smoke increases by correcting the oil feed rate of a control type fuel injection pump.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In the first invention, as shown in FIG. 27, a jerk type fuel injection pump for pumping fuel by a plunger is provided.Increases EGR rate at low load, delays fuel injection timing until after top dead centerA fuel injection control device for a diesel engine, wherein a means 112 capable of adjusting an initial lift amount of a nozzle 112 for multi-stage injection of fuel with a needle lifted stepwise according to the pressure of the pumped fuel according to a control amount; A means 113 for calculating the target injection period based on the engine speed and load, a means 114 for detecting the actual injection period, and a comparison between the actual injection period and the target injection period. A means 115 for determining a control amount to the initial lift amount adjusting means 112.
[0006]
According to a second aspect, in the first aspect, the control amount determining means 115 calculates a basic initial lift amount according to an operating condition, and performs an initial lift correction based on a difference between an actual injection period and a target injection period. It comprises means for calculating the amount and means for determining a value obtained by correcting the basic initial lift amount with the initial lift correction amount as the control amount.
[0007]
In the third invention, as shown in FIG.Driven by camA fuel injection control device for a diesel engine including a fuel injection pump for pumping fuel by a plunger, increasing an EGR rate at a low load, and delaying a fuel injection timing until after a top dead center.When advanced, the oil transfer rate increases, and when retarded, the oil transfer rate decreases.Means 121 for adjusting the cam phase of the fuel injection pump according to the control amount, means 113 for calculating the target injection period based on the engine speed and load, and means 114 for detecting the actual injection period. Compare the actual injection period with the target injection period so that they match.Advance or retard the cam phaseMeans 122 for determining a control amount for the cam phase adjusting means 121 is provided.
[0008]
In a fourth aspect based on the third aspect, in the third aspect, the control amount determining means 122 calculates a basic cam phase according to an operating condition, and corrects a cam phase according to a difference between the actual injection period and a target injection period. It comprises means for calculating the amount, and means for determining a value obtained by correcting the basic cam phase with the cam phase correction amount as the control amount.
[0009]
According to a fifth aspect, in the third or fourth aspect, as shown in FIG. 29, a means 131 capable of adjusting a pre-stroke amount of the fuel injection pump in accordance with a control amount, the actual injection period and the target injection A means 132 is provided for determining the control amount for the pre-stroke amount adjusting means 131 so as to compare with the period and make the two coincide.
[0010]
In a sixth aspect based on the fifth aspect, in the fifth aspect, the control amount determining means 132 calculates a basic pre-stroke amount in accordance with an operating condition, and controls the pre-stroke amount in accordance with a difference between the actual injection period and the target injection period. It comprises means for calculating a stroke amount correction amount, and means for determining a value obtained by correcting the basic pre-stroke amount with the pre-stroke amount correction amount as the control amount.
[0011]
In a seventh aspect, in any one of the first to sixth aspects, a means capable of adjusting an exhaust gas recirculation rate, a means capable of adjusting a swirl ratio, a means capable of adjusting fuel injection timing, The swirl ratio increases as the exhaust gas recirculation rate is higher and the engine speed is lower in the medium speed / medium load region and the low speed full load region. Means for determining the respective control amounts to the three adjusting means so as to be delayed until.
[0012]
[Action]
In a nozzle in which a needle is lifted in stages and fuel is injected in multiple stages, a small amount of fuel is injected during an initial lift period, and a large amount of fuel is injected during a subsequent lift period. In this case, in the first invention, when the actual injection period is longer than the target injection period, the initial lift amount is increased, so that the injection rate characteristic changes and the injection period is shortened. The period and the target injection period can be matched. Conversely, when the actual injection period is shorter than the target injection period, the injection period becomes longer by reducing the initial lift amount, and the actual injection period coincides with the target injection period. In this manner, by determining the initial lift amount of the nozzle such that the actual injection period matches the target injection period, the emission amount of NOx and smoke accompanying the shift of the injection period particularly in a high EGR rate state is determined. An increase can be prevented.
[0013]
According to the cam phase adjusting means, when the cam phase is advanced, the oil feed rate increases and the injection period becomes shorter. Conversely, when the cam phase is retarded, the oil feed rate decreases and the injection period becomes shorter. become longer. In this case, in the third invention, when the actual injection period is longer than the target injection period, the cam phase is advanced, so that the injection period is shortened. Can be matched. Conversely, when the actual injection period is shorter than the target injection period, the injection period is lengthened by delaying the cam phase, and the actual injection period coincides with the target injection period. By determining the cam phase such that the actual injection period matches the target injection period in this manner, it is possible to prevent an increase in the amount of NOx and smoke emitted due to a shift in the injection period particularly in a high EGR rate state. it can.
[0014]
However, in the third or fourth aspect of the present invention, when the pre-stroke amount is increased, the injection timing is retarded and the oil supply rate is increased while the injection amount is kept constant. In some cases, in order to make the actual injection period coincide with the target injection period, for example, when the cam phase is advanced to increase the oil supply rate, the injection timing is simultaneously retarded, and the cam phase is retarded for transmission. When the oil rate is lowered, the injection timing is advanced at the same time. In the fifth invention, when the actual injection period is longer than the target injection period, the pre-stroke amount is reduced to advance the injection timing, Also, when the actual injection period is shorter than the target injection period, the pre-stroke amount is increased to delay the injection timing. Therefore, even when the oil supply rate is corrected so that the actual injection period matches the target injection period, the injection timing is Strange It is not to be.
[0015]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a distribution type fuel injection pump in which the fuel injection timing and the fuel injection amount are electronically controlled. The fuel pumped from the fuel injection pump 1 is guided to the injection nozzle 3 through the pipe 2.
[0016]
4 is an intake passage, 5 is an exhaust passage, 6 is a filter for collecting particulates and the like in the exhaust, and 7 is an exhaust muffler for reducing exhaust noise.
[0017]
An EGR passage 8 communicates the exhaust passage 4 with the intake passage 5 and recirculates the exhaust gas. A reference numeral 9 designates a diaphragm-type EGR valve that controls an EGR amount (exhaust gas recirculation amount) in response to a control negative pressure.
[0018]
Reference numeral 10 denotes a negative pressure control valve to be supplied to the EGR valve 9, which adjusts a constant negative pressure from the vacuum pump 12 in three stages according to a duty signal from the control unit 11. For example, when the OFF duty (OFF period ratio of a fixed cycle) to the negative pressure control valve 10 is the maximum value and a constant negative pressure is directly introduced into the EGR valve 9, 50% of the exhaust gas is set to be recirculated. I do. At this time, the EGR rate (= EGR amount / fresh air amount) corresponds to 100%. When the OFF duty decreases stepwise, the EGR valve opening degree decreases stepwise due to a decrease in the control negative pressure to the negative pressure control valve 10, and the EGR rate decreases to 60% and 30%.
[0019]
The three stages of the EGR rate thus obtained are set as shown in FIG. 2 with respect to the operating conditions. In the figure, the EGR rate is 100% in the medium speed middle load region and the low speed full load region. On the other hand, in a high-speed and high-load region, the combustion period is prolonged, and the generation of smoke cannot be completely suppressed._xIn order to reduce the effect of the reduction, the EGR rate is gradually reduced to 60% and 30%.
[0020]
In order to control the EGR rate according to the operating conditions of the engine, a control unit 11 comprising a microcomputer is provided. In the control unit 11, a sensor for detecting an accelerator opening (accelerator pedal opening) and an intake passage via an air cleaner 13 are provided. The EGR flow rate is controlled stepwise based on a signal from the air flow meter 14 for detecting the intake air amount Q to be taken in 5, a reference pulse and a scale pulse related to the rotation speed signal.
[0021]
A map (not shown) using the accelerator opening Acc and the engine speed Ne as parameters so that the characteristics of the EGR rate (target EGR rate) shown in FIG. 2 are obtained with respect to the torque generated by the engine and the engine speed. ) Is set, and this map is searched to determine the target EGR rate at that time. From this and the air flow meter flow rate (new air flow rate), the EGR flow rate is
EGR flow rate = air flow meter flow rate × target EGR rate
The OFF duty to the negative pressure control valve 10 is determined so that the EGR gas of this flow rate flows.
[0022]
Means for generating swirl in the intake air flowing into the combustion chamber are shown in FIGS. 3 and 4 (not shown in FIG. 1). A rotary blade 22 rotatably provided near a spiral path 21b of a so-called helical intake port 21 (formed of a substantially linear intake path 21a and a spiral path 21b around the intake valve axis). And a link mechanism (not shown) connected to the blade 22, and an actuator (not shown) for driving the link mechanism. The swirl ratio can be adjusted at the rotational position of the blade 22.
[0023]
For example, when the blade 22 is at the position shown in FIG. 3, the swirl ratio is high, but when the blade 22 is at the position shown in FIG. 4, the swirl ratio is low. This rotating blade system has a quick response and can control a wide range of swirl ratios. Therefore, it is suitable for controlling HC that is sensitive to the swirl ratio.
[0024]
FIG. 5 shows the characteristics of the swirl ratio with respect to the operating conditions. The swirl ratio increases as the engine speed decreases. On the other hand, in the high rotation range, the reduction in volume (intake air filling) efficiency due to the high swirl ratio becomes remarkable, and the improvement in combustion by increasing the injection pressure weakens the necessity of swirl. The swirl ratio is reduced stepwise as the value increases.
[0025]
The variable swirl actuator is a diaphragm type actuator (not shown) having a two-stage spring, and a negative pressure generating a control negative pressure in three stages by diluting the atmosphere to a constant negative pressure from a negative pressure source. And a control valve.
[0026]
Next, FIG. 6 schematically shows the distribution type fuel injection pump 1. In FIG. 6, the fuel injection pump 1 includes a plunger 33 for compressing fuel in a pressurizing chamber 32 while rotating and reciprocating while engaging with a cam roller in an injection pump body 31 forming a pump housing. A control sleeve 35 for adjusting a fuel injection amount by opening and closing a cut-off port 34 formed in the plunger 33 is slidably fitted around the outer periphery of the plunger 33, and a rotary sleeve for driving the control sleeve 35 is provided. A solenoid 36 is provided.
[0027]
Further, the fuel discharged from the feed pump 37 attached to the pump drive shaft lubricates the inside of the pump and accumulates pressure in the pump chamber 38, from which it is sucked into the pressurizing chamber 32.
[0028]
In order to control the fuel injection timing, a timer piston 39 is provided as an injection timing control member that moves the phase of the cam roller while engaging with the cam roller that drives the plunger 33. The position of the timer piston 39 is controlled by a timing control valve 40 (see FIG. 7) for controlling the flow rate of fuel leaked from the high pressure chamber at one end to the low pressure chamber, thereby advancing or delaying the fuel injection timing. Or horn.
[0029]
The control unit 11 is provided to control the fuel injection amount, the injection timing, and the like. The control unit 11 includes various sensors constituting the operating state detecting means, that is, the positions of the nozzle lift sensor 15 and the control sleeve 35 which are mounted on the fuel injection nozzle 3 and serve as actual injection timing detecting means for actually measuring the injection timing. A sleeve position sensor 16 for detecting and detecting a fuel injection amount (representative value of load), a water temperature sensor 17 for detecting a cooling water temperature, a rotation speed sensor 18 for detecting an engine speed, a fuel temperature sensor 19 for detecting a fuel temperature, Signals from various sensors are input from a start switch 20 or the like for recognizing an engine start command, and based on these signals, the fuel injection amount and the injection timing are controlled as described later.
[0030]
FIG. 8 shows the characteristics of the injection timing with respect to the operating conditions. The injection timing is set after the top dead center (+4 ATDC and +2 ATDC) in the medium and high load range in the low rotation speed range where the EGR rate is high. This is to suppress the generation of smoke by making the intake air cooler due to a large delay in the injection timing and increasing the ratio of premixed combustion. On the other hand, in the middle-high rotation range, the ignition delay crank angle becomes large even if the ignition delay time is constant. Therefore, in order to keep the ignition timing constant, the injection timing is advanced as the rotation speed becomes large.
[0031]
FIG. 9 is a control block diagram of the injection timing control. In S21, the rotation-load characteristics of the injection timing set by the engine rotation speed Ne and the load (represented by the fuel injection amount and the accelerator opening) during the normal operation are shown. The fuel injection timing Tnl is determined based on the timing. This rotation-load characteristic of the injection timing is a map set so that the characteristic of the fuel injection timing shown in FIG. 8 can be obtained with respect to the torque generated by the engine and the engine speed.
[0032]
In step S22, the fuel injection timing ITst is determined based on the start injection timing advance characteristics set by the engine rotation speed Ne and the water temperature Tw when the engine is started.
[0033]
Then, in S23, the target injection timing ITt and the actually measured injection timing ITi actually measured by the nozzle lift sensor 15 are compared, the movement amount of the timer piston 39 is obtained by PID processing, and the actuator command signal (the timing control valve 40 Duty ratio, etc.), thereby controlling the fuel injection timing.
[0034]
FIG. 10 shows a sectional view of the fuel injection nozzle 3. The injection nozzle 3 has two injection start pressures, low and high, and has two injection start pressure adjusting means.
[0035]
The first adjusting means as an adjusting means of the injection start pressure of the initial injection is disposed above the needle 52 for controlling the start, the injection amount, and the end of the injection of the nozzle 51, and is opposite to the nozzle 51 of the nozzle holder 53. An upper inner hole 54 provided on the side, a set screw 56 screwed into a screw portion 55 of the upper inner hole 54, a first spring seat 57 in the upper inner hole 54 and passing through the nozzle holder 53 The lower end is provided with a push rod 59 that comes into contact with the head of the needle 52 via an initial lift adjusting shim 58 slidable in the axial direction of the nozzle holder 53, and a one-stage disposed on the lower end surface of the set screw 56. It comprises a shim 60 for adjusting the eye opening pressure and a first spring 61 stretched between the shim 60 and the first spring seat 57.
[0036]
The second adjusting means as the means for adjusting the injection start pressure of the main injection is disposed immediately above the needle 52, and includes a lower inner hole 63 provided on the nozzle side of the nozzle holder 53 and a lower inner hole. A second spring seat 64 which is disposed at the lower end of 63 and is slidable in the axial direction of the nozzle holder 53 and further has a clearance L1 between it and the shim 58 for initial lift adjustment; It comprises a second stage valve opening pressure adjusting shim 65 provided and a second spring 66 stretched between the shim 65 and the second spring seat 64.
[0037]
Reference numeral 71 denotes an oil passage for supplying fuel to the nozzle 51; 72, a retaining nut for connecting a spacer 73 having a clearance L2 between the nozzle 51 and the sliding shoulder 52a above the needle 52 to the nozzle holder 53; Is a spill bolt, and 75 is a cap nut.
[0038]
When the pressure applied to the needle 52 exceeds a predetermined value due to the fuel pressure from the fuel injection pump introduced into a fuel pressure chamber (not shown) in the nozzle, the initial lift adjusting shim 58 and the push rod 59 are used. While compressing the first spring 61, the needle 52 is lifted upward by a fixed value (initial lift amount) L1. This is the initial injection, and this state is maintained until the fuel pressure exceeds the set pressure of the second spring 66. Next, while compressing the second spring 66 via the second spring seat 64, the needle 52 lifts greatly, and the main injection for supplying a large amount of fuel starts.
[0039]
In this way, a gradual fuel injection is performed in which a small amount of fuel is injected during the initial lift (initial injection) period, and then a large amount of fuel is injected during the main lift (main injection) period.
[0040]
The injection period is determined so that NOx and smoke are optimally reduced. However, the actual injection period may be prolonged or too short. When it occurs in the low-medium load region that is the state, there is a possibility that the amount of emission of NOx and smoke increases.
[0041]
To cope with this, in the present invention, when the actual injection period is shifted from the target injection period, the initial lift amount of the fuel injection nozzle 3 is corrected so that the actual injection period coincides with the target injection period.
[0042]
First, in order to adjust the initial lift amount L1, in FIG. 10, between the stepped portion 73a pierced toward the nozzle 51 and the lower end of the second spring seat 64 on the upper end side of the spacer 73. A ring-shaped piezoelectric element 77 is provided that can expand and contract in the axial direction of the nozzle holder 53.
[0043]
Note that a ring-shaped piezoelectric element 78 is also provided between the first stage valve opening pressure adjusting shim 60 and the set screw 56 to measure the actual injection period. This is because, when the first spring 61 is compressed via the push rod 59 by the lift of the needle 51, the compression load causes a distortion in the piezoelectric element 78, and the distortion is converted into a voltage to reduce the actual injection period. It can be measured.
[0044]
Next, the correction content of the initial lift amount executed by the control unit 11 will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0045]
In S31 and S32, the actual injection period T is read together with various operating conditions such as the engine speed Ne and the accelerator opening Acc, and in S33 and S34, the basic initial lift amount L is read._1NAnd target injection period T_NIs obtained by a map search. The optimum characteristics of the basic initial lift amount shown in FIG. 12 are obtained with respect to the torque generated by the engine and the engine speed, and the optimum characteristics of the target injection period shown in FIG. 13 are obtained with respect to the torque and the engine speed. A map (not shown) using the accelerator opening Acc and the engine speed Ne as parameters is set so as to obtain such characteristics, and these maps are searched for.
[0046]
Here, the basic initial lift amount L_1NIs set so that the value increases as the engine speed and the torque increase as shown in FIG. This is because if the initial lift amount is reduced even in a high rotation range or a high load range, the injection period is prolonged, and as a result, the combustion period is prolonged, the isocapacity is deteriorated, and the heat efficiency is deteriorated (fuel consumption is deteriorated). This also avoids the smoke emission characteristics.
[0047]
In S35 of FIG. 11, the actual injection period T and the target injection period T_NAre compared with each other, and if both are equal, the flow of FIG. 11 ends. If the two are not equal, in S36 and S37
ΔT_N= TT_N
Injection period correction amount ΔT_NAnd the injection period correction amount ΔT_NAnd target injection period T_NFrom the table search, the initial lift correction amount ΔL₁Ask for. Initial lift correction amount ΔL₁Is set to the characteristics of FIG._NIs constant, ΔT_NIs larger and ΔT_NBut under certain conditions T_NIs a value that becomes larger as becomes larger.
[0048]
This correction amount ΔL₁In S38, the basic initial lift amount L_1NTo the target initial lift amount L₁, And store them at a predetermined address. ΔT_NIs positive (that is, the actual injection period is longer than the target injection period), the initial lift amount is set to ΔL₁On the increasing side, and vice versa_NBecomes negative (the actual injection period is shorter than the target injection period), the initial lift amount is set to ΔL₁It is corrected only on the decreasing side.
[0049]
For example, when the actual injection period is longer than the target injection period, if the initial lift amount is corrected to the increasing side, the injection rate characteristic changes as shown in FIG. 15 and the injection period is shortened. The period and the target injection period can be matched. Conversely, when the actual injection period is shorter than the target injection period, the actual injection period can be made to coincide with the target injection period by correcting the initial lift amount to the decreasing side.
[0050]
In this manner, by correcting the initial lift amount of the injection nozzle 3 so that the actual injection period matches the target injection period, the shift of the injection period particularly in a low-rotation region where the EGR rate is high and in a medium-high load region. This can prevent an increase in the amount of NOx and smoke emitted due to the occurrence of NOx.
[0051]
FIG. 16 shows a second embodiment, in which an illustrated fuel injection pump 81 is an oil feed rate control type fuel injection pump having a so-called pre-stroke amount adjusting means (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-218769). Note that the control of the EGR rate, the control of the swirl ratio, and the control of retarding the injection timing are the same as in the first embodiment.
[0052]
The means for adjusting the pre-stroke amount is provided by a control sleeve 86 guided by a plunger 84 as shown in FIG. 17, and the control sleeve 86 is moved in accordance with the movement of a pin 90 attached to a rotatable control rod 89. A vertical movement is made in the axial direction of 84 so that the pre-stroke amount of the injection pump can be changed. Incidentally, reference numeral 91 denotes an actuator (rotary solenoid) for driving the control rod 89, and reference numeral 83 denotes a barrel.
[0053]
The details of the injection pump 81 are as follows. In FIG. 16, a control sleeve 86 is mounted around a plunger 84, and the position of the control sleeve 86 determines the start time of fuel pressure feeding. The sleeve 85 opens and closes an opening (fuel supply hole) 84b to the fuel chamber side of a passage 84a provided in the axis of the plunger 84 and communicating between the fuel chamber 87 into which the fuel is fed and the pressurizing chamber 85. When the opening 84b is closed from the lower end of the sleeve 86 during the ascending process, the communication with the fuel chamber 87 is cut off, and the pressure in the pressurizing chamber 85 starts to increase. Thereafter, when the pressure of the pressurizing chamber 85 exceeds the valve opening pressure of the discharge valve 88 due to the rise of the plunger 84, the fuel is pumped toward the fuel injection nozzle.
[0054]
When the port 84c branched from the passage 84a communicates with the spillhort 86a provided in the middle of the sleeve 86 due to the rise of the plunger 84, the pressurizing chamber 85 communicates with the fuel chamber 87 again, and the fuel pumping ends.
[0055]
A control rod 89 having an axis in a direction perpendicular to the paper surface of FIG. 16 and rotatable around the axis, and a cutout groove 84c fixed to the control rod 89 and provided on the outer peripheral surface of the control sleeve 86 (FIG. By moving the sleeve 86 up and down by the sleeve position adjusting mechanism including the pin 90 that fits into the sleeve 90, the fuel pumping start timing can be advanced or delayed.
[0056]
Further, since the branch port 84c is opened as an inclined groove around the plunger 84, the rotational position of the plunger 84 about the axis is adjusted by a rack (plunger rotation adjusting mechanism) 94 which engages the ball 93 fixed on the sleeve 92. Is displaced in a direction perpendicular to the plane of the paper of FIG. 16, the communication time with the spillhort 86a changes, and the fuel pumping end time, that is, the fuel injection amount can be changed.
[0057]
18 and 19 show a phase adjusting mechanism 100 for advancing and retarding the cam phase of the fuel injection pump 81 (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-48719).
[0058]
This is interposed in a connecting portion between the pump shaft (cam shaft) 81a of the fuel injection pump 81 and the rotating body 101 to which the engine rotation is transmitted, and variably adjusts the transmission phase of the engine rotation to the pump shaft 81a.
[0059]
A rotating body 101 is rotatably supported by a shaft portion 102 of a rotating disk 103 coaxially coupled to a pump shaft 80a.
[0060]
In order to impart a phase difference to the rotation transmitted from the rotating body 101 to the rotating disk 103 as necessary, a mechanism for connecting the rotating disk 103 and the rotating body 101 so as to be relatively displaceable in the rotating (circumferential) direction is provided. First, a pair of circular holes 103a are formed in the rotary disc 103 at equidistant positions from the center of rotation, and the first eccentric cam 105 is inserted therein. A second eccentric cam 106 is inserted into a circular hole 105a provided in the eccentric cam 105.
[0061]
The eccentric pin 106b of the second eccentric cam 106 penetrates the rotating body 101 from the side, and the eccentric pin 105b of the first eccentric cam 105 is connected to the piston 107a housed in the cylinder 107.
[0062]
The cylinder 107 is integrally attached to the turntable 103 in the radial direction of the shaft portion 102, and pressure oil supplied through an inner peripheral passage 102a of the shaft portion 102 is guided to an oil chamber 107b. The piston 107a moves to a position where the supply pressure balances the return spring 107c.
[0063]
Accordingly, the first eccentric cam 105 is rotated by the eccentric pin 105b in accordance with the position of the piston 107a, whereby the second eccentric cam 106 is displaced in the circumferential direction with respect to the turntable 103, and the eccentric pin 106b The phase in the rotation direction of the rotating body 101 and the rotating disk 103 connected via the interface is changed.
[0064]
As a result, the rotation phase of the pump shaft 80a of the fuel injection pump 80, that is, the cam 81, changes with respect to the engine rotation, and the fuel supply rate changes.
[0065]
The hydraulic pressure from the oil pump 109 guided to the oil chamber 107b of the cylinder 107 changes according to the opening of the control valve 108, and the hydraulic pressure decreases as the control valve opening increases.
[0066]
By the way, in the first embodiment, the initial lift amount of the two-spring nozzle shown in FIG. 10 is corrected according to the difference between the actual injection period and the target injection period. The oil supply rate of the oil supply rate control type fuel injection pump 81 is corrected according to the difference between the period and the target injection period. In the second embodiment, two spring nozzles are not required.
[0067]
This will be described with reference to the flowchart of FIG. FIG. 20 corresponds to FIG. 11, and S41, S42, S43, S44, S45, and S46 are different from FIG. Description of the same parts as in FIG. 11 is omitted.
[0068]
Note that S41, S43, and S45 will be described first, and S42, S44, and S46 will be collectively described later.
[0069]
In S41 of FIG. 20, the basic cam phase DQ_NIs obtained by a map search. Basic cam phase DQ_NIs set to the characteristic shown in FIG. 21 based on the engine speed Ne and the accelerator opening Acc, which controls the oil feed rate. As shown in FIG. Since the cam speed (lift speed) differs depending on the phase, the fuel feed rate can be changed by changing the cam phase. Even if the fuel pumping period from the fuel injection pump (the period from when the communication between the pressurizing chamber 85 and the fuel chamber 87 is cut off by the sleeve 86 until the communication is resumed) is the same, the cam speed can be increased by advancing the cam phase. The oil transfer rate can be increased because the area where the oil flow rate is high can be used, and the oil transfer rate can be reduced by retarding the oil transfer rate. The basic oil feed rate is set so as to increase as the accelerator opening decreases, and therefore, the advance value of the cam phase increases in the low accelerator opening range.
[0070]
In S43, the injection period correction amount ΔT_NFrom the table, a cam phase correction amount ΔDQ is obtained by a table search._N, The cam phase is corrected, and the corrected value is stored as a target cam phase DQ at a predetermined address.
[0071]
The cam phase correction amount ΔDQ is, as shown in FIG._NIs a value that becomes larger as becomes larger. For example, ΔT_NIs positive (the actual injection period is longer than the target injection period), the cam phase is corrected to the advanced side by ΔDQ (that is, the cam is changed to the left side in FIG. 25 while the pumping start timing is kept constant). Since the oil supply rate is increased and the injection period is shortened by this, the actual injection period and the target injection period can be matched. Conversely, ΔT_NIs negative (the actual injection period is shorter than the target injection period), the actual oil injection period is made to coincide with the target injection period by reducing the oil supply rate by delay correction of the cam phase (lengthening the injection period). Can be.
[0072]
However, in this injection pump 81, as shown in FIG. 26, as the pre-stroke amount is increased, the injection timing is retarded and the oil feed rate is increased while the injection amount is kept constant. For this reason, although the actual injection period is made to coincide with the target injection period, when the oil supply rate is increased by, for example, the advance correction of the cam phase as described above, the injection timing is simultaneously retarded. S42, S44, and S46 are provided, and correction for that is performed.
[0073]
Specifically, at S42, the basic pre-stroke amount P_SNIs obtained by a map search. A map (not shown) using the accelerator opening Acc and the engine speed Ne as parameters so as to obtain the optimum characteristics of the basic pre-stroke amount shown in FIG. 23 with respect to the torque generated by the engine and the engine speed. It is set, and these maps are searched and found. Since the pre-stroke amount is usually defined as the cam lift amount at the timing of starting the pressure feeding, if the pre-stroke amount is increased, the injection timing moves to the retard side, so the injection is performed in a high rotation range or a high load range. In order to advance the timing, as shown in FIG. 23, the pre-stroke amount decreases as the rotation speed and the torque increase.
[0074]
In S44, the injection period correction amount ΔT_NAnd target injection period T_NPre-stroke correction amount ΔP_SAnd the pre-stroke correction amount ΔP_SIn S46, the basic pre-stroke amount P_SNTo the target pre-stroke amount P._SAt a predetermined address.
[0075]
Prestroke correction amount ΔP_SIs set to the characteristics shown in FIG._NIs constant, ΔT_NBecomes larger at a negative value as ΔT increases, and ΔT_NBut under certain conditions T_NIs a value that increases as the negative value increases.
[0076]
In this way, when correcting the oil supply rate according to the difference between the actual injection period and the target injection period, when the actual injection period is longer than the target injection period, the pre-stroke amount is set to ΔP_SWhen the actual injection period is shorter than the target injection period, the pre-stroke amount is reduced by ΔP_SBy delaying the pumping start timing only by increasing the pumping start timing, the pumping start timing does not change even when the oil supply rate is corrected so that the actual injection period matches the target injection period.
[0077]
In the first embodiment, the description has been made of the distribution type fuel injection pump and the two spring nozzles. However, the present invention is not limited to this, and can be applied to each of the row type and camshaftless type fuel injection pumps and the unit injector. (These three types of fuel injection pumps are collectively referred to as jerk type fuel injection pumps including the unit injector). Further, in the second embodiment, the case where the oil feed rate control type is applied to the row type fuel injection pump has been described. However, the present invention is not limited to this, and if the oil feed rate control type is applied to other fuel injection pumps. Can be applied.
[0078]
【The invention's effect】
In the first aspect of the invention, the initial lift amount of the nozzle is determined so that the actual injection period coincides with the target injection period, so that the amount of NOx and smoke emitted due to the shift of the injection period particularly in a high EGR rate state Can be prevented from increasing.
[0079]
In the third aspect of the present invention, the cam phase is determined so that the actual injection period coincides with the target injection period, so that an increase in the emission amount of NOx and smoke accompanying the shift of the injection period particularly in a high EGR rate state is achieved. Can be prevented.
[0080]
In the fifth aspect, when the pre-stroke amount is increased, the actual injection is performed using a fuel injection pump having a characteristic that the injection timing is retarded and the oil supply rate is increased while the injection amount is constant. Even when the cam phase is determined so that the period matches the target injection period, the injection timing does not change.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall schematic configuration diagram showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a control characteristic diagram of an exhaust gas recirculation rate.
FIG. 3 is an explanatory diagram of a swirl generation unit.
FIG. 4 is an explanatory view showing an operation state of the same.
FIG. 5 is a control characteristic diagram of a swirl ratio.
FIG. 6 is a sectional view of a distribution type fuel injection pump.
FIG. 7 is a partial cross-sectional view of the same.
FIG. 8 is a control characteristic diagram of a fuel injection timing.
FIG. 9 is a control block diagram of a fuel injection timing.
FIG. 10 is a sectional view of a two-spring nozzle.
FIG. 11 is a flowchart illustrating correction of an initial lift amount.
FIG. 12: Basic initial lift amount L_1NFIG. 4 is a control characteristic diagram of FIG.
FIG. 13 shows a target injection period T_NFIG. 4 is a control characteristic diagram of FIG.
FIG. 14 is an initial lift correction amount ΔL;₁FIG. 4 is a control characteristic diagram of FIG.
FIG. 15 is a characteristic diagram of an injection rate.
FIG. 16 is a sectional view of an oil feed rate control type fuel injection pump according to a second embodiment.
FIG. 17 is a perspective view for explaining a pre-stroke variable mechanism.
FIG. 18 is a sectional view of a main part of a cam phase adjusting mechanism.
FIG. 19 is a front view of the cam phase adjusting mechanism.
FIG. 20 is a flowchart illustrating correction of an oil feed rate.
FIG. 21 is a control characteristic diagram of a basic cam phase DQ.
FIG. 22 is a control characteristic diagram of a cam phase correction amount ΔDQ.
FIG. 23: Basic prestroke amount P_SNFIG. 4 is a control characteristic diagram of FIG.
FIG. 24: Prestroke correction amount ΔP_SFIG. 4 is a control characteristic diagram of FIG.
FIG. 25 is a cam speed characteristic diagram.
FIG. 26 is an oil transfer rate characteristic diagram.
FIG. 27 is a diagram corresponding to the claims of the first invention.
FIG. 28 is a diagram corresponding to claims of the third invention.
FIG. 29 is a diagram corresponding to a claim of the fifth invention.
[Explanation of symbols]
1 Distribution type fuel injection pump
32 spring nozzle
11 Control unit
77 Piezoelectric element (initial lift amount adjusting means)
78 Piezoelectric element (actual injection period detection means)
81 Fuel injection rate control type fuel injection pump
100 cam phase adjustment mechanism

Claims

プランジャにより燃料を圧送するジャーク式燃料噴射ポンプを備え、低負荷時にＥＧＲ率を大きくして、燃料の噴射時期を上死点後まで遅らせたディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置において、
前記圧送燃料の圧力に応じて段階的にニードルがリフトして燃料を多段噴射するノズルの初期リフト量を制御量に応じて調整可能な手段と、
目標噴射期間をエンジンの回転数と負荷に基づいて算出する手段と、
実噴射期間を検出する手段と、
この実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するように前記初期リフト量調整手段への制御量を決定する手段と
を設けたことを特徴とするディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。A fuel injection control device for a diesel engine that includes a jerk-type fuel injection pump that pumps fuel by a plunger , increases the EGR rate at low load, and delays the fuel injection timing until after top dead center .
A means capable of adjusting the initial lift amount of the nozzle that multistagely injects fuel by the needle being lifted stepwise according to the pressure of the pumped fuel according to the control amount,
Means for calculating the target injection period based on the engine speed and load,
Means for detecting the actual injection period;
Means for comparing the actual injection period with the target injection period and determining a control amount for the initial lift amount adjusting means so that the two coincide with each other. .

前記制御量決定手段は、運転条件に応じて基本初期リフト量を算出する手段と、実噴射期間と目標噴射期間の差に応じて初期リフト補正量を算出する手段と、この初期リフト補正量で前記基本初期リフト量を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなることを特徴とする請求項１に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。The control amount determining unit calculates a basic initial lift amount according to an operation condition, a unit calculates an initial lift correction amount according to a difference between an actual injection period and a target injection period, and calculates the initial lift correction amount based on the initial lift correction amount. The fuel injection control device for a diesel engine according to claim 1, further comprising means for determining a value obtained by correcting the basic initial lift amount as the control amount.

カムにより駆動されるプランジャにより燃料を圧送する燃料噴射ポンプを備え、低負荷時にＥＧＲ率を大きくして、燃料の噴射時期を上死点後まで遅らせたディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置において、
進角させると送油率が大きくなり遅角させると送油率が小さくなる前記燃料噴射ポンプのカム位相を制御量に応じて調整可能な手段と、
目標噴射期間をエンジンの回転数と負荷に基づいて算出する手段と、
実噴射期間を検出する手段と、
この実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するようにカム位相を進角または遅角させる前記カム位相調整手段への制御量を決定する手段と
を設けたことを特徴とするディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。A fuel injection control device for a diesel engine, comprising a fuel injection pump for pumping fuel by a plunger driven by a cam , increasing an EGR rate at a low load, and delaying a fuel injection timing until after a top dead center.
Means for adjusting the cam phase of the fuel injection pump according to the control amount, wherein the oil feed rate increases when advanced, and the oil feed rate decreases when retarded ,
Means for calculating the target injection period based on the engine speed and load,
Means for detecting the actual injection period;
Means for comparing the actual injection period and the target injection period, and determining a control amount to the cam phase adjusting means for advancing or retarding the cam phase so that both coincide with each other. Diesel engine fuel injection control system.

前記制御量決定手段は、運転条件に応じて基本カム位相を算出する手段と、前記実噴射期間と目標噴射期間の差に応じてカム位相補正量を算出する手段と、このカム位相補正量で前記基本カム位相を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなることを特徴とする請求項３に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。The control amount determining means calculates a basic cam phase according to an operating condition; a means calculates a cam phase correction amount according to a difference between the actual injection period and the target injection period; The fuel injection control device for a diesel engine according to claim 3, further comprising means for determining a value obtained by correcting the basic cam phase as the control amount.

前記燃料噴射ポンプのプレストローク量を制御量に応じて調整可能な手段と、前記実噴射期間と目標噴射期間との比較を行い、両者が一致するように前記プレストローク量調整手段への制御量を決定する手段とを設けたことを特徴とする請求項３または４に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。Means for adjusting the pre-stroke amount of the fuel injection pump in accordance with the control amount; and comparing the actual injection period and the target injection period with each other. The fuel injection control device for a diesel engine according to claim 3 or 4, further comprising means for determining the fuel injection amount.

前記前記制御量決定手段は、運転条件に応じて基本プレストローク量を算出する手段と、前記実噴射期間と目標噴射期間の差に応じてプレストローク量補正量を算出する手段と、このプレストローク量補正量で前記基本プレストローク量を補正した値を前記制御量として決定する手段とからなることを特徴とする請求項５に記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。The control amount determining means for calculating a basic pre-stroke amount according to an operating condition; a means for calculating a pre-stroke amount correction amount according to a difference between the actual injection period and a target injection period; 6. The fuel injection control device for a diesel engine according to claim 5, further comprising means for determining a value obtained by correcting the basic prestroke amount by an amount correction amount as the control amount.

排気還流率を調整可能な手段と、
スワール比を調整可能な手段と、
燃料の噴射時期を調整可能な手段と、
中回転・中負荷域と低回転の全負荷域で前記排気還流率が高くかつ低回転になるほど前記スワール比が大きく、さらに高排気還流率の状態で前記燃料の噴射時期が圧縮上死点後まで遅れるように、前記３つの調整手段への各制御量を決定する手段と
を設けたことを特徴とする請求項１から６までのいずれか一つに記載のディーゼルエンジンの燃料噴射制御装置。Means for adjusting the exhaust gas recirculation rate,
Means for adjusting the swirl ratio,
Means for adjusting the fuel injection timing,
The swirl ratio increases as the exhaust gas recirculation rate is higher and the engine speed is lower in the medium speed / medium load region and the low speed full load region. The fuel injection control device for a diesel engine according to any one of claims 1 to 6, further comprising means for determining each of the control amounts to the three adjusting means so as to delay the control amount.