JP3629876B2

JP3629876B2 - EGR control device for engine

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Publication number: JP3629876B2
Application number: JP03939597A
Authority: JP
Inventors: 暁白河
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1997-02-24
Filing date: 1997-02-24
Publication date: 2005-03-16
Anticipated expiration: 2017-02-24
Also published as: JPH10238412A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ＥＧＲ通路の両端に生じる圧力差に応じてＥＧＲ量（吸気系に還流される排気ガス量）を制御する装置の改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用エンジン等にあっては、排気ガス中の有害成分であるＮＯｘの発生を抑制するために、吸気通路に不活性の排気ガスを再循環させる、いわゆるＥＧＲ装置が設けられている。
【０００３】
しかし、吸気通路に不活性の排気ガスを再循環させてＮＯｘの発生を抑制すると、燃焼雰囲気が酸素不足となるため、排気微粒子やＨＣ、ＣＯ等の排出量が増える傾向がある。
【０００４】
このＮＯｘと排気微粒子のトレードオフの関係は、エンジン高負荷時、あるいはＥＧＲ量が多くなり空気過剰率が低い運転条件で顕著になり、ＮＯｘと排気微粒子の排出量を同時に減らすためには、ＥＧＲ量を運転条件に応じて精密に制御する必要がある。
【０００５】
ＥＧＲ量を制御する装置として、例えば特開昭５７−１４８０４８号公報に開示されたものは、エンジンに吸入される空気量と新気量をそれぞれ検出し、両者の差をＥＧＲ量と見なし、ＥＧＲ率（＝ＥＧＲ量／新気量）が目標ＥＧＲ率と一致するように、ＥＧＲ通路の開口面積がＥＧＲ弁を介して調節されるようになっている。これにより、ＥＧＲ弁を流れる排気ガスの挙動を考慮しなくても、目標のＥＧＲ率に制御でき、ＥＧＲ弁の詰まりを自己補正することができる。
【０００６】
しかし、この従来装置は、目標ＥＧＲ量に対して実測されるＥＧＲ量がずれた場合、ＥＧＲ弁の開度をどのように制御させればよいかを適合させる必要があり、例えばＰＩ制御ならば、Ｐ分Ｉ分を適合させなければならい。また、後述するように、回転数、負荷、ＥＧＲ弁開度等の運転条件により、ＥＧＲ弁の開度変化に対するＥＧＲ量の変化が一定でないため各種補正が必要であり、ＥＧＲ量を運転条件に応じて精密に制御することが難しい。
【０００７】
これに対処して、ＥＧＲ弁を流れる排気ガス流量を制御する装置として、例えば特開平２−１１８５８号公報に開示されたものは、ＥＧＲ弁の前後差圧を計測し、目標ＥＧＲ率が得られるＥＧＲ弁と吸気絞り弁の開度を調節するようになっている。これは、ＥＧＲ弁を通過する排気ガスの流れを１次元非圧縮性流体として考え、ＥＧＲ率の目標値と実測値の差分に応じて、ＥＧＲ弁の開口面積の所要変化量を求めるため、ＥＧＲ弁のアクチュエータそのものの制御定数のみを適合させればよい。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来のエンジンのＥＧＲ制御装置にあっては、以下の問題がある。
【０００９】
まず、ＥＧＲ弁を通過する排気ガスの流れを非圧縮性定常流とすると、ＥＧＲ弁の前後差圧ΔＰとＥＧＲ量ＱおよびＥＧＲ弁の開口面積Ａの間には次のベルヌーイの式が成立する。
【００１０】
Ｑ＝ｋ×Ａ（２×ρ×ΔＰ）^１／２ …（１）
ただし、ｋは流量係数、ρは排気ガスの粘性である。
【００１１】
また、ＥＧＲ弁の流路モデルとして図１２に示すように流路面積がＡ１からＡ２に拡がる管を考えると、流量係数ｋは次式で演算される。
【００１２】
ｋ＝［１−（Ａ２／Ａ１）^２］^−１／２ …（２）
しかし、実際にＥＧＲ弁の前後差圧ΔＰとＥＧＲ量を計測すると、式（１）より演算される要求開口面積は、図１３に示すように、実際の開口面積に対して１．４〜４．０倍の補正が必要となる。
【００１３】
これは、実際の排気ガスの流れが非定常であり、かつ圧縮性であるため、エンジン回転と負荷およびＥＧＲ弁の開口面積により、流量係数ｋが変化するものと考えられる。また、ＥＧＲ弁の形状は拡がり管と異なり、ＥＧＲ弁の表面粗さやＥＧＲ通路の曲がりによっても変化すると考えられる。
【００１４】
エンジン回転と負荷により流量係数ｋが変化する要因としては、実際にＥＧＲ弁の前後の圧力変化を計測してみると、図１４に示すように、エンジンの吸気行程と排気行程に応じた吸気・排気脈動が生じており、エンジン回転と負荷に応じてＥＧＲ弁を排気ガスが逆流することが考えられる。
【００１５】
また、特開平２−１１８５８号公報に開示された従来装置は、目標ＥＧＲ率のかわりに目標とするＥＧＲ弁の前後差圧ΔＰを目標値に近づけるようにフィードバック制御して、流量係数ｋの変化を吸収するようになっている。しかし、図１３からも明らかなように、運転条件に応じてＥＧＲ弁の開度変化に対するＥＧＲ量の変化率が異なるため、実測差圧と目標差圧の差からＥＧＲ弁の所要開口面積変化量を演算することは難しい。例えば、ＥＧＲ弁のリフトに対してＥＧＲ量の変化率が小さい運転条件でフィードバック制御のＰ分Ｉ分を適合させると、ＥＧＲ弁のリフトに対してＥＧＲ量の変化率が大きい運転条件でフィードバック制御量が過剰となり、制御ハンチングを引き起こす可能性がある。逆の場合は、フィードバック制御量が不足し、制御の応答遅れが生じる可能性がある。
【００１６】
すなわち、エンジン回転数、負荷、ＥＧＲ弁開度等の運転条件により、ＥＧＲ弁の流量係数ｋが大幅に増減するため、ＥＧＲ量の制御誤差が大きく、ＮＯｘあるいは排気微粒子の排出量が増加するという問題点がある。
【００１７】
また、ＥＧＲ量あるいはＥＧＲ率を目標値に近づけるために、ＥＧＲ弁の前後差圧の目標値を実験によりエンジン回転数、負荷に応じて設定する必要があり、例えば排気ガスの規制値に適合させるための実験工数が多くなるという問題点がある。
【００１８】
本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、ＥＧＲ通路に生じる圧力差に応じてＥＧＲ量を的確にフィードバック制御するＥＧＲ制御装置を提供することを目的とする。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置は、エンジンの排気通路と吸気通路を結ぶＥＧＲ通路と、ＥＧＲ通路の途中に介装されるＥＧＲ弁と、ＥＧＲ通路の両端に生じる圧力差をＥＧＲ差圧Ｄｌｐとして検出するＥＧＲ差圧検出手段と、運転条件に応じて要求ＥＧＲ量Ｔｑｅを設定する要求ＥＧＲ量設定手段と、要求ＥＧＲ量ＴｑｅとＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて要求されるＥＧＲ弁の開口面積Ａｅｖｓを演算する要求ＥＧＲ弁開口面積演算手段と、エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて流量係数ａを設定する流量係数設定手段と、前記ＥＧＲ弁及び前記ＥＧＲ通路の仕様に応じて定まる補正係数であって１を除く補正係数ｂを予め設定する補正係数設定手段と、要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓと流量係数ａと補正係数ｂとに応じてＥＧＲ弁の目標開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ ^b として演算する目標ＥＧＲ弁開度演算手段とを備えるものとした。
【００２１】
請求項２に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置は、請求項１に記載の発明において、吸気通路の圧力Ｐｍを検出する吸気圧力検出手段と、排気通路の圧力Ｐｅｘｈを検出する排気圧力検出手段とを備え、前記ＥＧＲ差圧検出手段はＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算するものとした。
【００２２】
請求項３に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置は、請求項１に記載の発明において、吸気量を検出する吸気量検出手段と、吸気量に応じて吸気圧Ｐｍを演算する吸気圧演算手段と、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、エンジン負荷に応じて排気圧Ｐｅｘｈを演算する排気圧演算手段とを備え、前記ＥＧＲ差圧検出手段はＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算するものとした。
【００２３】
【発明の作用および効果】
請求項１に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置において、要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓは、ＥＧＲ弁を通過する排気ガスの流れを非圧縮性定常流として、ベルヌーイの式から導かれる。しかしながら、実際の排気ガスは圧縮性非定常流であり、エンジン回転数、エンジン負荷、ＥＧＲ弁の開度等によって流量係数が変化するため、要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓによって調節されるＥＧＲ量が目標ＥＧＲ量ＴＱｅと大幅に相違する可能性がある。
【００２４】
これに対処して、流量係数設定手段はエンジン回転数とエンジン負荷に応じて流量係数ａを演算し、補正係数設定手段は、ＥＧＲ弁及びＥＧＲ通路の仕様に応じて定まる補正係数であって１を除く補正係数ｂを予め設定し、目標ＥＧＲ弁開口面積演算手段は要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓと流量係数ａと補正係数ｂとに応じてＥＧＲ弁の目標開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ ^b として演算する。
【００２５】
図５はエンジンの回転数Ｎｅと発生トルクをそれぞれ変えてＥＧＲ弁の要求開口面積（差圧、ＥＧＲ量とからベルヌーイの式から求まる）と必要開口面積（幾何学的形状によって決まる）の関係を示している。これから両者の間にはｙ＝ａ×ｘ^ｂの関係があり、係数ａはエンジン回転数と負荷に応じて変化し、傾きｂが一定であることがわかる。
【００２６】
したがって、本発明は、係数ａをエンジン回転数と負荷に応じて変化させ、目標ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖを要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓと流量係数ａに応じて演算する構成により、ＥＧＲ量を精密に制御することができる。
【００２８】
図６は、ＥＧＲ弁の幾何学的形状とＥＧＲ通路の管形状およびエンジンの吸・排気系の管形状をそれぞれ変えてＥＧＲ弁の上記要求開口面積と必要開口面積の関係を示している。これから両者の間にはｙ＝ａ×ｘ^ｂの関係があり、傾きｂが流路の幾何学的形状に応じて変化することがわかる。
【００２９】
したがって、本発明は、傾きｂをＥＧＲ弁の開度（流路の幾何学的形状）に応じて変化させ、目標ＥＧＲ弁開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ^ｂとして演算する構成により、ＥＧＲ量を精密に制御することができる。
【００３０】
請求項２に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置において、吸気通路の圧力Ｐｍと排気通路の圧力Ｐｅｘｈがそれぞれ検出され、ＥＧＲ差圧Ｄｌｐは排気通路と吸気通路の圧力差Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算される。これにより、ＥＧＲ差圧ＤｌｐはＥＧＲ通路の前後差圧となり、ＥＧＲ量が少ない運転時でもＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて目標ＥＧＲ量ＴＱｅに対する要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓを的確に算出することができる。
【００３１】
請求項３に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置において、吸気量に応じて吸気圧Ｐｍを演算し、エンジン負荷に応じて排気圧Ｐｅｘｈを演算する。こうして求められる吸気圧Ｐｍと排気圧Ｐｅｘｈに応じて、ＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する。これにより、ＥＧＲ差圧ＤｌｐはＥＧＲ通路の前後差圧となり、ＥＧＲ量が多い運転時でもＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて目標ＥＧＲ量ＴＱｅに対する要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓを的確に算出することができる。
【００３２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
【００３３】
図１に示すように、ディーゼルエンジンに備えられる分配型燃料噴射ポンプは、燃料がドライブシャフト５２により駆動されるフィードポンプ５３によって吸引され、フィードポンプ５３からポンプ室５５に供給された燃料は、吸入ポート５６を通って高圧プランジャポンプ５７に送られる。
【００３４】
プランジャポンプ５７のプランジャ５８は、継手７９を介してドライブシャフト５２によりエンジン回転に同期して、エンジン回転数の１／２の速度で回転駆動される。
【００３５】
プランジャ５８に固定されたカムディスク５９は、エンジンの気筒数と同数のフェイスカムをもち、回転しながらローラリング６１に配設されたローラ６２を乗り越えるたびに、スプリング６９に抗してプランジャ５８を所定のカムリフトだけ往復運動する。プランジャ５８の回転往復運動により、吸入ポート５６からプランジャ５８に刻まれた吸入スリットを介してプランジャ高圧室５４に吸引された燃料が分配ポート６３よりデリバリーバルブ６４を通って各気筒の図示しない噴射ノズル７７へと圧送される。
【００３６】
プランジャ５８が図中右側に移動してプランジャ高圧室５４から分配スリットを経て分配ポート６３へと燃料を圧送する過程で、カットオフポートの開口部がコントロールスリーブ６６の図中右側端部を越えると圧送されていた燃料が低圧ポンプ室５へと開放される。
【００３７】
燃料噴射量は、プランジャ５８に形成されたカットオフポートを開閉するコントロールスリーブ６６の位置によって決められる。すなわち、コントロールスリーブ６６を図中右側に変位させると、燃料噴射時期が遅くなって燃料噴射量が増加し、図中左側に変位させると燃料噴射時期が早まって燃料噴射量が減少するのである。
【００３８】
コントロールスリーブ６６の位置を自動的に調節する電子制御式ガバナとしてロータリソレノイド７１が設けられる。ロータリソレノイド７１はロータ７２を回転運動させ、その先端に偏心して設けられたボールを介してコントロールスリーブ６６を直線運動させる。
【００３９】
燃料噴射時期は、タイマーピストン７５によりローラリング６１を介してフェイスカムをローラ６２に対して相対回転させることによって調整される。タイマーヒストン７５の両端部に作用する油圧差をデューティソレノイドバルブ７６を介して調節することにより、タイマーピストン７５を移動させてローラリング６１を回転させ、フェイスカムがローラ６２に乗り上げる時期を変化させるようになっている。
【００４０】
ロータリソレノイド７１とデューティソレノイドバルブ７６の制御手段として備えられるコントロールユニット７０は、ロータリソレノイド７１の制御電圧を予めマップ情報として設定し、スタータスイッチ８０からの信号、アクセル開度センサ８１によって検出されるアクセル開度Ａｃｃ、ポンプ回転数センサ８２によって検出されるエンジン回転数Ｎｅ、水温センサ８３によって検出されるエンジン水温Ｔｗ、ノズルリフトセンサ８４によって検出される噴射ノズル７７の開弁時期等を入力し、これら検出された運転条件に応じて適切な燃料噴射量と燃料噴射時期を演算し、演算された燃料噴射量をロータリソレノイド７１の制御電圧に変換して出力するとともに、演算された燃料噴射時期をデューティソレノイドバルブ７６のデューティ信号として出力する。なお、図中６５は燃料温度センサである。
【００４１】
図２はディーゼルエンジンに備えられるＥＧＲ装置の概略を示している。エンジンの排気通路２と吸気通路１のインテークマニホールド８を結ぶＥＧＲ通路３が設けられ、ＥＧＲ通路３の途中にはＥＧＲ弁４が介装される。ＥＧＲ弁４の開度が大きくなるほど、ＥＧＲ通路３を介して吸気通路１に還流されるＥＧＲ量は増大する。ＥＧＲ弁４はステップモータ５によって駆動される。ステップモータ５のステップ数がコントロールユニット３０によりエンジン運転条件に応じて制御されることにより、ＥＧＲ弁４の開度が調節される。
【００４２】
吸気通路１にはＥＧＲ通路３の合流部より上流側にバタフライ式の吸気絞り弁９が介装される。吸気絞り弁９はダイヤフラム式アクチュエータ６を介して開閉作動する。吸気絞り弁９より下流側の吸気通路１には、吸気絞り弁９の開度が小さくなるのに伴って吸入負圧が発生し、ＥＧＲ通路３を介して吸気通路１に還流されるＥＧＲ量が増大する。
【００４３】
ダイヤフラム式アクチュエータ６は、バキュームポンプ（図示せず）から電磁弁２１を介して導かれる負圧と、電磁弁２２とオリフィス２３を介して導かれる負圧に応じて作動する。電磁弁２１と電磁弁２２の開度がコントロールユニット３０によりエンジン運転条件に応じて制御されることにより、吸気絞り弁９の開度が調節される。
【００４４】
吸気通路１の絞り弁９より上流側に熱線式のエアフロメータ１２が介装される。通電により加熱されるホットワイヤ（発熱抵抗体）はその抵抗値が吸入空気量に応じて変化するので、吸入新気量Ｑａｃに応じた信号を出力する。
【００４５】
吸気通路１の絞り弁９より下流側のインテークマニホールド８に吸気圧センサ１３が介装される。吸気圧センサ１３はインテークマニホールド８の吸気圧力Ｐｍに応じた信号を出力する。
【００４６】
排気通路２に排気圧センサ１４が介装される。排気圧センサ１４は排気通路２の排気圧力Ｐｅｘｈに応じた信号を出力する。
【００４７】
コントロールユニット３０は、図３に示すように、エンジン運転条件に応じて目標ＥＧＲ量を設定する目標ＥＧＲ量設定手段３１を備える。目標ＥＧＲ量設定手段３１は、エンジン運転条件を代表する信号として、例えばエンジン回転数Ｎｅ、燃料噴射量Ｑｆ、燃料噴射時期、エンジン冷却水温、あるいはエンジン油温等を表す信号を入力し、これらに基づいて所定のＥＧＲ領域を判定する。このＥＧＲ領域で、エンジン回転数Ｎｅ、燃料噴射量Ｑｆに応じて予め設定された目標ＥＧＲ率Ｍｅｇｒと吸入新気量Ｑａｃに応じて目標ＥＧＲ量ＴＱｅを演算する。
【００４８】
ＥＧＲ差圧検出手段３２は、吸気圧センサ１３によって検出される吸気圧力Ｐｍと、排気圧センサ１４によって検出される排気圧力Ｐｅｘｈとに応じて、ＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する。ＥＧＲ差圧ＤｌｐはＥＧＲ通路３の前後差圧となるため、ＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて目標ＥＧＲ量ＴＱｅに対する要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓを的確に算出することができる。
【００４９】
図７に示すように、吸気圧と排気圧は実際に脈動しているが、ＥＧＲ差圧Ｄｌｐは両者を平均化した圧力差として演算している。これにより、コントロールユニット３０における負担を軽減するとともに制御安定性を確保できる。
【００５０】
要求ＥＧＲ弁開口面積演算手段３３は、要求ＥＧＲ量ＴＱｅとＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて、要求ＥＧＲ弁開口面積ＡｅｖｓをＡｅｖｓ＝ＴＱｅ／（２×ＲＯＵ＃×Ｄｌｐ）^−１／２として演算する。ただしＲＯＵ＃は、排気ガスの粘性である。
【００５１】
この要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓは、ＥＧＲ弁４を通過する排気ガスの流れを非圧縮性定常流として、ベルヌーイの式から導かれる。しかしながら、実際の排気ガスは圧縮性非定常流であり、エンジン回転数Ｎｅ、エンジン負荷、ＥＧＲ弁４の開度等によって流量係数が変化するため、要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓによって調節されるＥＧＲ量が目標ＥＧＲ量ＴＱｅと大幅に相違する可能性がある。
【００５２】
これに対処して、流量係数設定手段３６は、エンジン回転数検出手段３４として設けられるポンプ回転数センサ８２によって検出されるエンジン回転数Ｎｅと、エンジン負荷検出手段３５からの負荷信号として燃料噴射量Ｑｆを入力し、燃料噴射量Ｑｆに応じて流量係数ａを演算する。
【００５３】
また、補正係数設定手段３７は、ＥＧＲ弁４の開度に応じて補正係数ｂを設定する。
【００５４】
そして、目標ＥＧＲ弁開口面積演算手段３８は、目標ＥＧＲ弁開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ^ｂとして演算する。
【００５５】
続いて、ＥＧＲ弁面積リフト量変換手段３９は、目標ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖに応じてＥＧＲ弁４のリフト量Ｔｌｉｆｔを演算する。
【００５６】
続いて、ＥＧＲ弁駆動手段４０はリフト量Ｔｌｉｆｔに応じてステップモータ５に出力するステップ数を演算する。
【００５７】
図５はエンジンの回転数Ｎｅと発生トルクをそれぞれ変えてＥＧＲ弁４の要求開口面積（差圧、ＥＧＲ量とからベルヌーイの式から求まる）と必要開口面積（幾何学的形状によって決まる）の関係を示している。これから両者の間にはｙ＝ａ×ｘ^ｂの関係があり、係数ａはエンジン回転数と負荷に応じて変化し、傾きｂが一定であることがわかる。
【００５８】
図６は、ＥＧＲ弁４の幾何学的形状とＥＧＲ通路３の管形状およびエンジンの吸・排気系の管形状をそれぞれ変えてＥＧＲ弁４の上記要求開口面積と必要開口面積の関係を示している。これから両者の間にはｙ＝ａ×ｘ^ｂの関係があり、傾きｂが変化することがわかる。
【００５９】
したがって、本発明は、係数ａをエンジン回転数と負荷に応じて変化させ、傾きｂをＥＧＲ弁４の開度（流路の幾何学的形状）に応じて変化させ、目標ＥＧＲ弁開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ^ｂとして演算する構成により、図８に示すように、ＥＧＲ量を精密に制御することができる。
【００６０】
図４のフローチャートはＥＧＲ弁４のリフト量を制御するルーチンを示しており、コントロールユニット３０において一定周期毎に実行される。
【００６１】
これについて説明すると、Ｓｔｅｐ１にて吸気圧センサ１３によって検出される吸気圧力Ｐｍを読込む。
【００６２】
続いてＳｔｅｐ２に進んで、排気圧センサ１４によって検出される排気圧力Ｐｅｘｈを読込む。
【００６３】
続いてＳｔｅｐ３に進んで、ＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する。
【００６４】
一方、Ｓｔｅｐ４にて、エンジン運転条件を代表する信号として、エンジン回転数Ｎｅ、燃料噴射量Ｑｆ等に応じて予め設定された目標ＥＧＲ率Ｍｅｇｒを検索する。
【００６５】
続いてＳｔｅｐ５に進んで、エアフロメータ１２によって検出される吸入新気量Ｑａｃを読込む。
【００６６】
続いてＳｔｅｐ６に進んで、目標ＥＧＲ量ＴＱｅを目標ＥＧＲ率Ｍｅｇｒと吸入新気量Ｑａｃに応じて、ＴＱｅ＝Ｍｅｇｒ×Ｑａｃとして演算する。
【００６７】
続いてＳｔｅｐ７に進んで、要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓを要求ＥＧＲ量ＴＱｅとＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて、Ａｅｖｓ＝ＴＱｅ／（２×ＲＯＵ＃×Ｄｌｐ）^−１／２として演算する。ただしＲＯＵ＃は、排気ガスの粘性である。
【００６８】
一方、Ｓｔｅｐ８にて、流量係数ａをエンジン回転数Ｎｅと燃料噴射量Ｑｆに応じて検索する。
【００６９】
続いてＳｔｅｐ９に進んで、流量係数ａと要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓに応じて目標ＥＧＲ弁開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ^ｂとして演算する。ただし、係数ｂはＥＧＲ弁４の開度に応じて予め設定された値である。
【００７０】
続いてＳｔｅｐ１０に進んで、目標ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖに対するＥＧＲ弁４のリフト量Ｔｌｉｆｔを検索する。
【００７１】
続いてＳｔｅｐ１１に進んで、リフト量Ｔｌｉｆｔに応じたステップ数をステップモータ５に出力する。
【００７２】
次に、図９に示す実施形態について説明する。なお、図２との対応部分には同一符号を付す。
【００７３】
前記実施形態では排気圧センサ１４と吸気圧センサ１３の圧力検出精度は±１０ｍｍＨｇ程度の誤差があるため、ＥＧＲ量が増えて排気通路３と吸気通路１の圧力差Ｐｅｘｈ−Ｐｍが小さくなる運転領域ではＥＧＲ差圧Ｄｌｐを的確に検出することが難しい。
【００７４】
排気圧センサ１４と吸気圧センサ１３は、排気ガスまたはＥＧＲガスにさらされるため、熱劣化や検出部のつまり等を起こして検出精度が悪化する可能性がある。
【００７５】
これに対処して、本実施形態では、吸入新気量と新気温度から吸気圧を演算し、吸入新気量と燃料噴射量およびエンジン回転数から排気圧を演算し、これら演算値によりＥＧＲ差圧Ｄｌｐを演算して、ＥＧＲ量を的確に制御するものである。
【００７６】
図１０のフローチャートは吸気圧Ｐｍを演算するルーチンを示しており、コントロールユニット３０において一定周期毎に実行される。
【００７７】
これについて説明すると、Ｓｔｅｐ１にてエアフロメータ１２の出力電圧を読込み、単位時間当たりの吸気重量Ｑａｓ０に変換する。
【００７８】
続いてＳｔｅｐ２に進んで、吸気重量Ｑａｓ０とエンジン回転数Ｎｅに応じて単位サイクル当たりの吸気量Ｑａｃｂを演算する。
【００７９】
続いてＳｔｅｐ３に進んで、吸気通路１の流路形状に対するエアフロメータ１２の出力の補正を行うため、吸気量Ｑａｃｂをエンジン回転数Ｎｅにに応じて補正した吸入新気量Ｑａｃに変換する。
【００８０】
一方、Ｓｔｅｐ４にて、エンジン回転数Ｎｅと吸入新気量Ｑｓｏｌに応じて補正係数ＫｉｎＨＱを検索する。
【００８１】
また、Ｓｔｅｐ５にて、エンジン回転数Ｎｅと吸気量Ｑａｃ（負荷）に応じて補正係数ＫｉｎＨ２を検索する。
【００８２】
続いてＳｔｅｐ６に進んで、体積効率相当値ＫｉｎをＫｉｎ＝ＫｉｎＨＱ×ＫｉｎＨ２として演算する。
【００８３】
一方、Ｓｔｅｐ７にて、吸気温度センサ１８の出力電圧を吸気温度Ｔａ０に変換する。
【００８４】
続いてＳｔｅｐ８に進んで、吸気圧に対する温度上昇を補正し、吸入新気温度Ｔｉｎｔとして出力する。
【００８５】
続いてＳｔｅｐ９に進んで、吸気圧指数ＣｐｍをＣｐｍ＝Ｑａｃ×Ｔｉｎｔ÷Ｋｉｎとして演算する。
【００８６】
続いてＳｔｅｐ１０に進んで、吸気圧ＰｍをＰｍ＝Ｋｐｍ＃×Ｃｐｍ＋Ｏｐｍ＃として演算する。
【００８７】
図１１のフローチャートは排気圧Ｐｅｘｈを演算するルーチンを示しており、コントロールユニット３０において一定周期毎に実行される。
【００８８】
これについて説明すると、Ｓｔｅｐ１にて燃料噴射量Ｑｆに応じた基本排気温度を検索する。
【００８９】
続いてＳｔｅｐ２に進んで、スワール制御弁開度に応じて基本排気温度を補正し、補正基本排気温度Ｔｅｘｈｉに変換する。なお、図示しないスワール制御弁は吸気通路に介装され、運転条件に応じてシリンダに流入する吸気流速を変えて、シリンダにスワールを生起するようになっている。
【００９０】
Ｓｔｅｐ３にて、吸気温度補正係数Ｋｔｍｐｅを吸気温度Ｔｎｅ／ＴＡ＃に応じて検索する。
【００９１】
Ｓｔｅｐ４にて、排気圧力補正係数Ｋｔｍｐｐを排気圧力Ｐｅｘｈ／ＰＡ＃に応じて検索する。
【００９２】
Ｓｔｅｐ５にて、噴射時期補正係数Ｋｔｍｐｉｔを噴射時期ＩＴＴＤＣ＃等に応じてＫｔｍｐｉｔ＝（ＩＴＴＤＣ−Ｉｔｉｓｔｄ）／ＩＴＴＤＣ＃×ＧＩＴ−Ｔｅｘｈｉ＃＋１演算する。
【００９３】
続いてＳｔｅｐ６に進んで、排気温度相当値ＴｍｐｅｈをＴｍｐｅｈ＝Ｋｔｅｘｈｉ×Ｋｔｍｐｅ×Ｋｔｍｐｐ×Ｋｔｍｐｉｔとして演算する。
【００９４】
一方、Ｓｔｅｐ７にて、吸気量Ｑａｃに応じて、吸気行程と排気行程の差分だけサイクル処理し、作動排気ガス量Ｑｅｘｈとして出力する。
【００９５】
続いてＳｔｅｐ８に進んで、排気圧力指数Ｃｐｅｘｈを算出し、Ｓｔｅｐ９に進んで、排気圧ＰｅｘｈをＰｅｘｈ＝Ｋｐｅｘｈ＃×Ｃｐｅｘｈ＋Ｏｐｅｘｈ＃として演算する。
【００９６】
こうして求められる吸気圧Ｐｍと排気圧Ｐｅｘｈに応じて、ＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する。これにより、ＥＧＲ差圧ＤｌｐはＥＧＲ通路の前後差圧となり、ＥＧＲ量が多い運転時でもＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて目標ＥＧＲ量ＴＱｅに対する要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓを的確に算出することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態を示す燃料噴射ポンプの断面図。
【図２】同じくＥＧＲ装置のシステム図。
【図３】同じく制御系の構成図。
【図４】同じく制御内容を示すフローチャート。
【図５】同じくＥＧＲ弁の要求開口面積と必要開口面積の関係を示す特性図。
【図６】同じくＥＧＲ弁の要求開口面積と必要開口面積の関係を示す特性図。
【図７】同じく吸気圧と排気圧等の関係を示す特性図。
【図８】同じくＥＧＲ制御精度を示す特性図。
【図９】他の実施形態を示す制御内容を示すフローチャート。
【図１０】同じく制御内容を示すフローチャート。
【図１１】同じく制御内容を示すフローチャート。
【図１２】従来例を示すＥＧＲ弁のモデル図。
【図１３】同じくＥＧＲ弁補正係数と要求開口面積と必要開口面積の関係を示す特性図。
【図１４】同じく吸気圧と排気圧等の関係を示す特性図。
【符号の説明】
１吸気通路
２排気通路
３ＥＧＲ通路
４ＥＧＲ弁
５ステップモータ
６アクチュエータ
９吸気絞り弁
１２エアフロメータ
１３吸気圧センサ
１４排気圧センサ
１８吸気温度センサ
３０コントロールユニット
３１要求ＥＧＲ量設定手段
３２ＥＧＲ差圧検出手段
３３要求ＥＧＲ弁開口面積演算手段
３４エンジン回転数検出手段
３５エンジン負荷検出手段
３６流量係数設定手段
３７ＥＧＲ弁開度に対する補正係数設定手段
３８目標ＥＧＲ弁開口面積演算手段
３９ＥＧＲ弁面積リフト量変換手段
４０ＥＧＲ弁駆動手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in an apparatus for controlling an EGR amount (an exhaust gas amount recirculated to an intake system) in accordance with a pressure difference generated at both ends of an EGR passage.
[0002]
[Prior art]
In an automobile engine or the like, a so-called EGR device that recirculates inert exhaust gas in an intake passage is provided in order to suppress generation of NOx that is a harmful component in exhaust gas.
[0003]
However, if the inert exhaust gas is recirculated in the intake passage to suppress the generation of NOx, the combustion atmosphere becomes oxygen deficient, and the amount of exhaust particulate, HC, CO, and the like tends to increase.
[0004]
This trade-off relationship between NOx and exhaust particulates becomes conspicuous at high engine loads or when the EGR amount increases and the excess air ratio is low, and in order to reduce NOx and exhaust particulate emissions at the same time, EGR The amount must be precisely controlled according to the operating conditions.
[0005]
As an apparatus for controlling the amount of EGR, for example, one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-148048 detects the amount of air sucked into the engine and the amount of fresh air, and regards the difference between the two as the amount of EGR. The opening area of the EGR passage is adjusted via the EGR valve so that the rate (= EGR amount / fresh air amount) matches the target EGR rate. Thereby, even if it does not consider the behavior of the exhaust gas which flows through an EGR valve, it can control to a target EGR rate, and can clog the EGR valve clogging.
[0006]
However, this conventional device needs to adapt how to control the opening degree of the EGR valve when the actually measured EGR amount deviates from the target EGR amount. , P minutes I minutes must be adapted. Further, as will be described later, various corrections are necessary because the change in the EGR amount with respect to the change in the EGR valve opening is not constant depending on the operating conditions such as the rotational speed, load, EGR valve opening, etc. It is difficult to control precisely.
[0007]
In response to this, as an apparatus for controlling the flow rate of exhaust gas flowing through the EGR valve, for example, one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-11858 measures the differential pressure across the EGR valve and obtains the target EGR rate. The opening degree of the EGR valve and the intake throttle valve is adjusted. This is because the flow of exhaust gas passing through the EGR valve is considered as a one-dimensional incompressible fluid, and the required change amount of the opening area of the EGR valve is obtained according to the difference between the target value of the EGR rate and the actual measurement value. Only the control constant of the valve actuator itself needs to be adapted.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, such a conventional engine EGR control device has the following problems.
[0009]
First, assuming that the flow of exhaust gas passing through the EGR valve is an incompressible steady flow, the following Bernoulli equation is established between the differential pressure ΔP of the EGR valve, the EGR amount Q, and the opening area A of the EGR valve. .
[0010]
Q = k × A (2 × ρ × ΔP)^1/2 ... (1)
However, k is a flow coefficient and ρ is the viscosity of the exhaust gas.
[0011]
Further, as a flow path model of the EGR valve, a flow coefficient k is calculated by the following equation when a pipe whose flow area is expanded from A1 to A2 as shown in FIG.
[0012]
k = [1- (A2 / A1)²]^-1/2 ... (2)
However, when the front-rear differential pressure ΔP and the EGR amount of the EGR valve are actually measured, the required opening area calculated from the equation (1) is 1.4 to 4 with respect to the actual opening area as shown in FIG. 0.0 times correction is required.
[0013]
This is thought to be because the actual exhaust gas flow is unsteady and compressible, so that the flow coefficient k varies depending on the engine rotation and load and the opening area of the EGR valve. Further, unlike the expansion pipe, the shape of the EGR valve is considered to change depending on the surface roughness of the EGR valve and the bending of the EGR passage.
[0014]
As a factor for changing the flow coefficient k depending on the engine speed and load, when the pressure change before and after the EGR valve is actually measured, as shown in FIG. 14, the intake and exhaust strokes corresponding to the engine intake stroke and the exhaust stroke are shown. Exhaust pulsation has occurred, and it is conceivable that the exhaust gas flows backward through the EGR valve in accordance with engine rotation and load.
[0015]
Further, the conventional apparatus disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2-11858 performs feedback control so that the target differential pressure ΔP of the EGR valve instead of the target EGR rate is close to the target value, and changes in the flow coefficient k. To absorb. However, as is apparent from FIG. 13, since the rate of change of the EGR amount with respect to the change in the opening degree of the EGR valve varies depending on the operating conditions, the required opening area change amount of the EGR valve from the difference between the measured differential pressure and the target differential pressure. It is difficult to calculate. For example, if the feedback control P component I is adapted under an operating condition in which the rate of change of the EGR amount is small with respect to the lift of the EGR valve, the feedback control is performed under an operating condition in which the rate of change of the EGR amount is large with respect to the lift of the EGR valve. The amount can be excessive and cause control hunting. In the opposite case, the feedback control amount is insufficient, and there is a possibility that a control response delay occurs.
[0016]
That is, the flow rate coefficient k of the EGR valve greatly increases / decreases depending on the operating conditions such as engine speed, load, EGR valve opening, etc., so that the control error of the EGR amount is large and the emission amount of NOx or exhaust particulates increases. There is a problem.
[0017]
Further, in order to bring the EGR amount or the EGR rate close to the target value, it is necessary to set the target value of the differential pressure across the EGR valve by experiment according to the engine speed and load, for example, to match the exhaust gas regulation value. Therefore, there is a problem that the number of experiment man-hours increases.
[0018]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide an EGR control device that accurately feedback-controls an EGR amount in accordance with a pressure difference generated in an EGR passage.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
The engine EGR control device according to claim 1 is an EGR difference between an EGR passage connecting an exhaust passage and an intake passage of an engine, an EGR valve interposed in the middle of the EGR passage, and a pressure difference generated at both ends of the EGR passage. EGR differential pressure detecting means for detecting as pressure Dlp, required EGR amount setting means for setting required EGR amount Tqe according to operating conditions, and opening of EGR valve required according to required EGR amount Tqe and EGR differential pressure Dlp Requested EGR valve opening area calculating means for calculating area Aevs, engine speed detecting means for detecting engine speed, engine load detecting means for detecting engine load, flow coefficient a according to engine speed and engine load A flow coefficient setting means for settingCorrection coefficient setting means for preliminarily setting a correction coefficient b that is a correction coefficient determined according to the specifications of the EGR valve and the EGR passage and excluding 1;Required EGR valve opening area Aevs and flow coefficient aAnd correction factor bEGR valve target depending onOpening areaAevAev = a × Aevs ^b AsA target EGR valve opening calculation means for calculating is provided.
[0021]
According to a second aspect of the present invention, there is provided an EGR control device for an engine according to the first aspect, wherein the intake pressure detecting means for detecting the pressure Pm of the intake passage and the pressure Pexh of the exhaust passage are detected.ExcretionThe EGR differential pressure detection means calculates the EGR differential pressure Dlp as Dlp = Pexh−Pm.
[0022]
Claim3The engine EGR control device according to claim 11In the described invention, the intake air amount detecting means for detecting the intake air amount, the intake pressure calculating means for calculating the intake air pressure Pm according to the intake air amount, the engine load detecting means for detecting the engine load, and the exhaust air pressure according to the engine load. The exhaust gas pressure calculating means for calculating the atmospheric pressure Pexh is provided, and the EGR differential pressure detecting means calculates the EGR differential pressure Dlp as Dlp = Pexh−Pm.
[0023]
Operation and effect of the invention
The engine EGR control apparatus according to claim 1, wherein the required EGR valve opening area Aevs is derived from Bernoulli's equation, with the flow of exhaust gas passing through the EGR valve as an incompressible steady flow. However, the actual exhaust gas is a compressible unsteady flow, and the flow coefficient varies depending on the engine speed, the engine load, the opening degree of the EGR valve, etc., so the EGR amount adjusted by the required EGR valve opening area Aevs is the target. There is a possibility that it is significantly different from the EGR amount TQe.
[0024]
In response to this, the flow coefficient setting means calculates the flow coefficient a according to the engine speed and the engine load,The correction coefficient setting means is a correction coefficient determined according to the specifications of the EGR valve and the EGR passage, and sets a correction coefficient b excluding 1 in advance,The target EGR valve opening area calculating means includes a required EGR valve opening area Aevs and a flow coefficient a.And correction factor bEGR valve target depending onOpening areaAevAev = a × Aevs ^b AsCalculate.
[0025]
FIG. 5 shows the relationship between the required opening area of the EGR valve (determined from Bernoulli's equation from the differential pressure and EGR amount) and the required opening area (determined by the geometric shape) by changing the engine speed Ne and the generated torque. Show. From now on, y = a × x^bIt can be seen that the coefficient a changes according to the engine speed and load, and the slope b is constant.
[0026]
Therefore, in the present invention, the EGR amount is precisely adjusted by changing the coefficient a according to the engine speed and the load and calculating the target EGR valve opening area Aev according to the required EGR valve opening area Aevs and the flow coefficient a. Can be controlled.
[0028]
FIG. 6 shows the relationship between the required opening area and the required opening area of the EGR valve by changing the geometric shape of the EGR valve, the pipe shape of the EGR passage, and the pipe shape of the intake / exhaust system of the engine. From now on, y = a × x^bIt can be seen that the inclination b changes according to the geometric shape of the flow path.
[0029]
Therefore, in the present invention, the inclination b is changed according to the opening degree (the geometric shape of the flow path) of the EGR valve, and the target EGR valve opening area Aev is set to Aev = a × Aevs.^bAs a result of the calculation, the EGR amount can be precisely controlled.
[0030]
Claim2In the engine EGR control device described in 1), the pressure Pm of the intake passage and the pressure Pexh of the exhaust passage are respectively detected, and the EGR differential pressure Dlp is calculated as the pressure difference Pexh−Pm between the exhaust passage and the intake passage. As a result, the EGR differential pressure Dlp becomes the differential pressure across the EGR passage, and the required EGR valve opening area Aevs with respect to the target EGR amount TQe can be accurately calculated according to the EGR differential pressure Dlp even when the EGR amount is small.
[0031]
Claim3In the engine EGR control device described in 1), the intake pressure Pm is calculated according to the intake air amount, and the exhaust pressure Pexh is calculated according to the engine load. The EGR differential pressure Dlp is calculated as Dlp = Pexh−Pm according to the intake pressure Pm and the exhaust pressure Pexh thus obtained. As a result, the EGR differential pressure Dlp becomes the differential pressure across the EGR passage, and the required EGR valve opening area Aevs for the target EGR amount TQe can be accurately calculated according to the EGR differential pressure Dlp even during operation with a large EGR amount.
[0032]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0033]
As shown in FIG. 1, in a distributed fuel injection pump provided in a diesel engine, fuel is sucked by a feed pump 53 driven by a drive shaft 52, and fuel supplied from the feed pump 53 to a pump chamber 55 is sucked. It is sent to high pressure plunger pump 57 through port 56.
[0034]
The plunger 58 of the plunger pump 57 is rotationally driven by the drive shaft 52 via the joint 79 in synchronization with the engine rotation at a speed that is ½ of the engine speed.
[0035]
The cam disk 59 fixed to the plunger 58 has the same number of face cams as the number of cylinders of the engine. Each time the roller 62 disposed on the roller ring 61 is moved while rotating, the plunger 58 is moved against the spring 69. Reciprocates by a predetermined cam lift. By the reciprocating motion of the plunger 58, the fuel sucked from the suction port 56 through the suction slit carved into the plunger 58 into the plunger high-pressure chamber 54 passes through the delivery valve 64 from the distribution port 63 and the injection nozzle (not shown) of each cylinder. To 77.
[0036]
When the plunger 58 moves to the right side in the drawing and pumps fuel from the plunger high pressure chamber 54 to the distribution port 63 through the distribution slit, the opening of the cut-off port exceeds the right end portion of the control sleeve 66 in the drawing. The fuel that has been pumped is released to the low-pressure pump chamber 5.
[0037]
The fuel injection amount is determined by the position of the control sleeve 66 that opens and closes the cutoff port formed in the plunger 58. That is, if the control sleeve 66 is displaced to the right side in the figure, the fuel injection timing is delayed and the fuel injection amount is increased, and if it is displaced to the left side in the figure, the fuel injection timing is advanced and the fuel injection amount is reduced.
[0038]
A rotary solenoid 71 is provided as an electronically controlled governor that automatically adjusts the position of the control sleeve 66. The rotary solenoid 71 rotates the rotor 72 and linearly moves the control sleeve 66 via a ball eccentrically provided at the tip thereof.
[0039]
The fuel injection timing is adjusted by rotating the face cam relative to the roller 62 via the roller ring 61 by the timer piston 75. By adjusting the hydraulic pressure difference acting on both ends of the timer histone 75 via the duty solenoid valve 76, the timer piston 75 is moved to rotate the roller ring 61 so that the timing when the face cam rides on the roller 62 is changed. It has become.
[0040]
A control unit 70 provided as a control means for the rotary solenoid 71 and the duty solenoid valve 76 sets the control voltage of the rotary solenoid 71 in advance as map information, and a signal from the starter switch 80 and an accelerator detected by the accelerator opening sensor 81. The opening Acc, the engine speed Ne detected by the pump speed sensor 82, the engine water temperature Tw detected by the water temperature sensor 83, the valve opening timing of the injection nozzle 77 detected by the nozzle lift sensor 84, and the like are input. An appropriate fuel injection amount and fuel injection timing are calculated according to the detected operating conditions, the calculated fuel injection amount is converted into a control voltage for the rotary solenoid 71 and output, and the calculated fuel injection timing is duty cycle Duty of solenoid valve 76 And outputs it as a signal. In the figure, reference numeral 65 denotes a fuel temperature sensor.
[0041]
FIG. 2 shows an outline of the EGR device provided in the diesel engine. An EGR passage 3 that connects the exhaust passage 2 of the engine and the intake manifold 8 of the intake passage 1 is provided, and an EGR valve 4 is interposed in the middle of the EGR passage 3. As the opening degree of the EGR valve 4 increases, the amount of EGR recirculated to the intake passage 1 via the EGR passage 3 increases. The EGR valve 4 is driven by a step motor 5. The number of steps of the step motor 5 is controlled by the control unit 30 according to the engine operating conditions, whereby the opening degree of the EGR valve 4 is adjusted.
[0042]
In the intake passage 1, a butterfly intake throttle valve 9 is interposed upstream from the junction of the EGR passage 3. The intake throttle valve 9 is opened and closed via a diaphragm actuator 6. An intake negative pressure is generated in the intake passage 1 downstream of the intake throttle valve 9 as the opening of the intake throttle valve 9 decreases, and the amount of EGR returned to the intake passage 1 through the EGR passage 3 Will increase.
[0043]
The diaphragm actuator 6 operates in accordance with a negative pressure introduced from a vacuum pump (not shown) through the electromagnetic valve 21 and a negative pressure introduced through the electromagnetic valve 22 and the orifice 23. The opening degree of the intake throttle valve 9 is adjusted by controlling the opening degree of the solenoid valve 21 and the solenoid valve 22 according to the engine operating condition by the control unit 30.
[0044]
A hot-wire air flow meter 12 is interposed upstream of the throttle valve 9 in the intake passage 1. Since the resistance value of the hot wire (heating resistor) heated by energization changes according to the intake air amount, a signal corresponding to the intake fresh air amount Qac is output.
[0045]
An intake pressure sensor 13 is interposed in the intake manifold 8 downstream of the throttle valve 9 in the intake passage 1. The intake pressure sensor 13 outputs a signal corresponding to the intake pressure Pm of the intake manifold 8.
[0046]
An exhaust pressure sensor 14 is interposed in the exhaust passage 2. The exhaust pressure sensor 14 outputs a signal corresponding to the exhaust pressure Pexh in the exhaust passage 2.
[0047]
As shown in FIG. 3, the control unit 30 includes target EGR amount setting means 31 that sets a target EGR amount according to engine operating conditions. The target EGR amount setting means 31 inputs, for example, signals representing the engine speed Ne, the fuel injection amount Qf, the fuel injection timing, the engine cooling water temperature, the engine oil temperature, etc. as signals representative of the engine operating conditions. Based on this, a predetermined EGR area is determined. In this EGR region, the target EGR amount TQe is calculated according to the target EGR rate Megr and the intake fresh air amount Qac set in advance according to the engine speed Ne and the fuel injection amount Qf.
[0048]
The EGR differential pressure detection means 32 calculates the EGR differential pressure Dlp as Dlp = Pexh−Pm according to the intake pressure Pm detected by the intake pressure sensor 13 and the exhaust pressure Pexh detected by the exhaust pressure sensor 14. . Since the EGR differential pressure Dlp is the differential pressure across the EGR passage 3, the required EGR valve opening area Aevs with respect to the target EGR amount TQe can be accurately calculated according to the EGR differential pressure Dlp.
[0049]
As shown in FIG. 7, the intake pressure and the exhaust pressure actually pulsate, but the EGR differential pressure Dlp is calculated as a pressure difference obtained by averaging the two. Thereby, the burden on the control unit 30 can be reduced and control stability can be ensured.
[0050]
The required EGR valve opening area calculating means 33 calculates the required EGR valve opening area Aevs according to the required EGR amount TQe and the EGR differential pressure Dlp as Aevs = TQe / (2 × ROU # × Dlp).^-1/2Calculate as However, ROU # is the viscosity of the exhaust gas.
[0051]
This required EGR valve opening area Aevs is derived from Bernoulli's equation with the flow of exhaust gas passing through the EGR valve 4 as an incompressible steady flow. However, the actual exhaust gas is a compressible unsteady flow, and the flow coefficient changes depending on the engine speed Ne, the engine load, the opening degree of the EGR valve 4 and the like, and therefore the EGR amount adjusted by the required EGR valve opening area Aevs May significantly differ from the target EGR amount TQe.
[0052]
In response to this, the flow coefficient setting means 36 includes an engine speed Ne detected by a pump speed sensor 82 provided as the engine speed detecting means 34 and a fuel injection amount as a load signal from the engine load detecting means 35. Qf is input and the flow coefficient a is calculated according to the fuel injection amount Qf.
[0053]
Further, the correction coefficient setting means 37 sets the correction coefficient b according to the opening degree of the EGR valve 4.
[0054]
Then, the target EGR valve opening area calculating means 38 sets the target EGR valve opening area Aev to Aev = a × Aevs.^bCalculate as
[0055]
Subsequently, the EGR valve area lift amount conversion means 39 calculates the lift amount Tlift of the EGR valve 4 according to the target EGR valve opening area Aev.
[0056]
Subsequently, the EGR valve drive means 40 calculates the number of steps to be output to the step motor 5 according to the lift amount Tlift.
[0057]
FIG. 5 shows the relationship between the required opening area of the EGR valve 4 (obtained from Bernoulli's equation from the differential pressure and EGR amount) and the required opening area (determined by the geometric shape) by changing the engine speed Ne and the generated torque. Is shown. From now on, y = a × x^bIt can be seen that the coefficient a changes according to the engine speed and load, and the slope b is constant.
[0058]
FIG. 6 shows the relationship between the required opening area and the required opening area of the EGR valve 4 by changing the geometric shape of the EGR valve 4, the pipe shape of the EGR passage 3, and the pipe shape of the intake / exhaust system of the engine. Yes. From now on, y = a × x^bIt can be seen that the slope b changes.
[0059]
Therefore, the present invention changes the coefficient a according to the engine speed and the load, changes the slope b according to the opening of the EGR valve 4 (the geometric shape of the flow path), and sets the target EGR valve opening area Aev. Aev = a × Aevs^bAs shown in FIG. 8, the EGR amount can be precisely controlled.
[0060]
The flowchart of FIG. 4 shows a routine for controlling the lift amount of the EGR valve 4 and is executed in the control unit 30 at regular intervals.
[0061]
Explaining this, the intake pressure Pm detected by the intake pressure sensor 13 is read in Step 1.
[0062]
Subsequently, the process proceeds to Step 2, and the exhaust pressure Pexh detected by the exhaust pressure sensor 14 is read.
[0063]
Then, it progresses to Step3 and calculates EGR differential pressure | voltage Dlp as Dlp = Pexh-Pm.
[0064]
On the other hand, at Step 4, a target EGR rate Megr that is preset according to the engine speed Ne, the fuel injection amount Qf, and the like is searched as a signal representative of the engine operating conditions.
[0065]
Subsequently, the process proceeds to Step 5, and the intake fresh air amount Qac detected by the air flow meter 12 is read.
[0066]
Subsequently, the process proceeds to Step 6, and the target EGR amount TQe is calculated as TQe = Megr × Qac according to the target EGR rate Megr and the intake fresh air amount Qac.
[0067]
Subsequently, the process proceeds to Step 7, where the required EGR valve opening area Aevs is set according to the required EGR amount TQe and the EGR differential pressure Dlp, Aevs = TQe / (2 × ROU # × Dlp)^-1/2Calculate as However, ROU # is the viscosity of the exhaust gas.
[0068]
On the other hand, at Step 8, the flow coefficient a is searched according to the engine speed Ne and the fuel injection amount Qf.
[0069]
Subsequently, the process proceeds to Step 9, where the target EGR valve opening area Aev is set to Aev = a × Aevs according to the flow coefficient a and the required EGR valve opening area Aevs.^bCalculate as The coefficient b is a value set in advance according to the opening degree of the EGR valve 4.
[0070]
Subsequently, the process proceeds to Step 10, and the lift amount Tlift of the EGR valve 4 with respect to the target EGR valve opening area Aev is searched.
[0071]
Then, the process proceeds to Step 11, and the number of steps corresponding to the lift amount Tlift is output to the step motor 5.
[0072]
Next, the embodiment shown in FIG. 9 will be described. The parts corresponding to those in FIG.
[0073]
In the above embodiment, since the pressure detection accuracy of the exhaust pressure sensor 14 and the intake pressure sensor 13 has an error of about ± 10 mmHg, the EGR amount increases and the operating range where the pressure difference Pexh-Pm between the exhaust passage 3 and the intake passage 1 decreases. Thus, it is difficult to accurately detect the EGR differential pressure Dlp.
[0074]
Since the exhaust pressure sensor 14 and the intake pressure sensor 13 are exposed to exhaust gas or EGR gas, there is a possibility that the detection accuracy may deteriorate due to thermal deterioration, clogging of the detection unit, or the like.
[0075]
In response to this, in the present embodiment, the intake pressure is calculated from the intake fresh air amount and the fresh air temperature, the exhaust pressure is calculated from the intake fresh air amount, the fuel injection amount, and the engine speed, and EGR is calculated based on these calculated values. The differential pressure Dlp is calculated to accurately control the EGR amount.
[0076]
The flowchart of FIG. 10 shows a routine for calculating the intake pressure Pm, and is executed in the control unit 30 at regular intervals.
[0077]
This will be described. At Step 1, the output voltage of the air flow meter 12 is read and converted into an intake weight Qas0 per unit time.
[0078]
Subsequently, the process proceeds to Step 2, and the intake air amount Qacb per unit cycle is calculated according to the intake air weight Qas0 and the engine speed Ne.
[0079]
Subsequently, the routine proceeds to Step 3 where the intake air amount Qacb is converted into the intake fresh air amount Qac corrected in accordance with the engine speed Ne in order to correct the output of the air flow meter 12 with respect to the flow path shape of the intake passage 1.
[0080]
On the other hand, at Step 4, the correction coefficient KinHQ is searched according to the engine speed Ne and the intake fresh air amount Qsol.
[0081]
In Step 5, the correction coefficient KinH2 is searched according to the engine speed Ne and the intake air amount Qac (load).
[0082]
Subsequently, the process proceeds to Step 6, and the volume efficiency equivalent value Kin is calculated as Kin = KinHQ × KinH2.
[0083]
On the other hand, at Step 7, the output voltage of the intake air temperature sensor 18 is converted into the intake air temperature Ta0.
[0084]
Subsequently, the process proceeds to Step 8, where the temperature rise with respect to the intake pressure is corrected and output as the intake fresh air temperature Tint.
[0085]
Subsequently, the process proceeds to Step 9, and the intake pressure index Cpm is calculated as Cpm = Qac × Tint ÷ Kin.
[0086]
Subsequently, the process proceeds to Step 10, and the intake pressure Pm is calculated as Pm = Kpm # × Cpm + Opm #.
[0087]
The flowchart of FIG. 11 shows a routine for calculating the exhaust pressure Pexh, which is executed in the control unit 30 at regular intervals.
[0088]
This will be described. At Step 1, the basic exhaust temperature corresponding to the fuel injection amount Qf is searched.
[0089]
Then, it progresses to Step2, correct | amends basic exhaust temperature according to a swirl control valve opening degree, and converts into correction | amendment basic exhaust temperature Texhi. Note that a swirl control valve (not shown) is interposed in the intake passage, and changes the intake air flow velocity flowing into the cylinder according to the operating conditions, thereby generating a swirl in the cylinder.
[0090]
In Step 3, the intake air temperature correction coefficient Ktmpe is searched according to the intake air temperature Tne / TA #.
[0091]
In Step 4, the exhaust pressure correction coefficient Ktmpp is searched according to the exhaust pressure Pexh / PA #.
[0092]
In Step 5, the injection timing correction coefficient Ktmpit is calculated as Ktmpit = (ITTDC−Itistd) / ITTDC # × GIT−Texhi # + 1 according to the injection timing ITTTDC # and the like.
[0093]
Subsequently, the process proceeds to Step 6, and the exhaust gas temperature equivalent value Tmpeh is calculated as Tmpeh = Ktexhi × Ktmpe × Ktmpp × Ktmpit.
[0094]
On the other hand, in Step 7, according to the intake air amount Qac, the difference between the intake stroke and the exhaust stroke is cycle-processed and output as the working exhaust gas amount Qexh.
[0095]
Subsequently, the process proceeds to Step 8, where the exhaust pressure index Cpex is calculated. The process proceeds to Step 9, where the exhaust pressure Pexh is calculated as Pexh = Kpexh # × Cpexh + Opex #.
[0096]
The EGR differential pressure Dlp is calculated as Dlp = Pexh−Pm according to the intake pressure Pm and the exhaust pressure Pexh thus obtained. As a result, the EGR differential pressure Dlp becomes the differential pressure across the EGR passage, and the required EGR valve opening area Aevs for the target EGR amount TQe can be accurately calculated according to the EGR differential pressure Dlp even during operation with a large EGR amount.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a fuel injection pump showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a system diagram of the EGR device.
FIG. 3 is a configuration diagram of the control system.
FIG. 4 is a flowchart showing the same control content.
FIG. 5 is a characteristic diagram showing the relationship between the required opening area and the required opening area of the EGR valve.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the required opening area and the required opening area of the EGR valve.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing the relationship between intake pressure and exhaust pressure, for example.
FIG. 8 is a characteristic diagram that similarly shows the EGR control accuracy.
FIG. 9 is a flowchart showing the contents of control according to another embodiment.
FIG. 10 is a flowchart showing the same control content.
FIG. 11 is a flowchart showing the same control content.
FIG. 12 is a model diagram of an EGR valve showing a conventional example.
FIG. 13 is a characteristic diagram showing the relationship among the EGR valve correction coefficient, the required opening area, and the required opening area.
FIG. 14 is a characteristic diagram showing the relationship between intake pressure and exhaust pressure, for example.
[Explanation of symbols]
1 Intake passage
2 Exhaust passage
3 EGR passage
4 EGR valve
5 Step motor
6 Actuator
9 Intake throttle valve
12 Air flow meter
13 Intake pressure sensor
14 Exhaust pressure sensor
18 Intake air temperature sensor
30 Control unit
31 Required EGR amount setting means
32 EGR differential pressure detection means
33 Required EGR valve opening area calculation means
34 Engine speed detection means
35 Engine load detection means
36 Flow coefficient setting means
37 Correction coefficient setting means for EGR valve opening
38 Target EGR valve opening area calculation means
39 EGR valve area lift amount conversion means
40 EGR valve drive means

Claims

エンジンの排気通路と吸気通路を結ぶＥＧＲ通路と、
ＥＧＲ通路の途中に介装されるＥＧＲ弁と、
ＥＧＲ通路の両端に生じる圧力差をＥＧＲ差圧Ｄｌｐとして検出するＥＧＲ差圧検出手段と、
運転条件に応じて要求ＥＧＲ量Ｔｑｅを設定する要求ＥＧＲ量設定手段と、
要求ＥＧＲ量ＴｑｅとＥＧＲ差圧Ｄｌｐに応じて要求されるＥＧＲ弁の開口面積Ａｅｖｓを演算する要求ＥＧＲ弁開口面積演算手段と、
エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、
エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、
エンジン回転数とエンジン負荷に応じて流量係数ａを設定する流量係数設定手段と、
前記ＥＧＲ弁及び前記ＥＧＲ通路の仕様に応じて定まる補正係数であって１を除く補正係数ｂを予め設定する補正係数設定手段と、
要求ＥＧＲ弁開口面積Ａｅｖｓと流量係数ａと補正係数ｂとに応じてＥＧＲ弁の目標開口面積ＡｅｖをＡｅｖ＝ａ×Ａｅｖｓ^bとして演算する目標ＥＧＲ弁開度演算手段と、
を備えることを特徴とするエンジンのＥＧＲ制御装置。An EGR passage connecting the exhaust passage and the intake passage of the engine;
An EGR valve interposed in the middle of the EGR passage;
EGR differential pressure detection means for detecting a pressure difference generated at both ends of the EGR passage as EGR differential pressure Dlp;
Requested EGR amount setting means for setting the requested EGR amount Tqe according to the operating conditions;
Requested EGR valve opening area calculating means for calculating an opening area Aevs of the EGR valve required according to the required EGR amount Tqe and the EGR differential pressure Dlp;
An engine speed detecting means for detecting the engine speed;
Engine load detecting means for detecting engine load;
A flow coefficient setting means for setting the flow coefficient a according to the engine speed and the engine load;
Correction coefficient setting means for preliminarily setting a correction coefficient b which is a correction coefficient determined according to the specifications of the EGR valve and the EGR passage and excluding 1;
A target EGR valve opening calculation means for calculating the target opening area Aev of the EGR valve as Aev = a × Aevs ^b according to the required EGR valve opening area Aevs, the flow coefficient a, and the correction coefficient b;
An engine EGR control device comprising:

吸気通路の圧力Ｐｍを検出する吸気圧力検出手段と、
排気通路の圧力Ｐｅｘｈを検出する排気圧力検出手段と
を備え、
前記ＥＧＲ差圧検出手段はＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する
ことを特徴とする請求項１に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置。Intake pressure detecting means for detecting the pressure Pm of the intake passage;
And a exhaust pressure detecting means for detecting the pressure Pexh of exhaust passage,
2. The engine EGR control device according to claim 1, wherein the EGR differential pressure detection means calculates an EGR differential pressure Dlp as Dlp = Pexh−Pm. 3.

吸気量を検出する吸気量検出手段と、
吸気量に応じて吸気圧Ｐｍを演算する吸気圧演算手段と、
エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、
エンジン負荷に応じて排気圧Ｐｅｘｈを演算する排気圧演算手段と
を備え、
前記ＥＧＲ差圧検出手段はＥＧＲ差圧ＤｌｐをＤｌｐ＝Ｐｅｘｈ−Ｐｍとして演算する
ことを特徴とする請求項１に記載のエンジンのＥＧＲ制御装置。An intake air amount detecting means for detecting the intake air amount;
An intake pressure calculating means for calculating the intake pressure Pm according to the intake air amount;
Engine load detecting means for detecting engine load;
An exhaust pressure calculating means for calculating the exhaust pressure Pexh according to the engine load,
2. The engine EGR control device according to claim 1, wherein the EGR differential pressure detection means calculates an EGR differential pressure Dlp as Dlp = Pexh−Pm. 3.