JP4506042B2 - Engine exhaust purification system - Google Patents

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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車等に搭載されるエンジンの排気浄化装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特開平２０００−１７０５８５号公報に示されるように、エンジンの気筒内燃焼室に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、上記燃焼室から排気を排出排気通路に配設され、排気中の酸素濃度が高い酸素過剰雰囲気でＮＯｘを吸収する一方、酸素濃度の減少によって吸収したＮＯｘを放出するＮＯｘ吸着材とを備えたディーゼルエンジンの排気浄化装置において、排気中の酸素濃度を上記酸素過剰雰囲気よりも減少させるエンジンの運転状態で、気筒の吸気行程初期から圧縮上死点近傍までの間に上記燃料噴射弁により燃料を少なくとも２回に分けて噴射させる燃料噴射制御手段を設け、上記ＮＯｘ吸着材をリフレッシュするときの燃料噴射時期の制御に工夫を凝らして、燃費の著しい悪化やスモークの急増を招くことなく、ＮＯｘ吸着材によるＮＯｘの吸着性能の安定確保を図ることが行われている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記のようにエンジンの運転状態に対応した燃料の主噴射以外に、後燃料噴射を行って排気ガス中のＨＣ量を増大させることにより、各触媒装置の加熱を抑制しつつＮＯｘの浄化率を向上させるように構成したものでは、上記後噴射の時期が適切でないと、エンジンの燃焼室で発生した煤が排気通路に導出され、大気中に排出される煤量が増えるという問題がある。すなわち、上記主噴射された燃料は、着火して予混合燃焼した後に拡散燃焼し、この拡散燃焼時に煤が発生する傾向があり、この拡散燃焼が継続している状態で燃料が後噴射されると、煤の発生量がより増大して多量の煤が大気中に放出されるという問題がある。
【０００４】
なお、上記後噴射された燃料が拡散燃焼することに起因して煤の排出量が増大するのを防止するため、燃料の後噴射時期を極力遅らせることも考えられるが、この場合には、燃費が悪化するという問題がある。また、燃料の燃焼効率を向上させるために燃焼室内においてスワールが形成されるように構成されたエンジンでは、このスワールの状態に応じて上記主噴射された燃料の燃焼状態が変化するため、上記燃料の後噴射が行われることによる煤の排出量の増大を効果的に防止することが困難であるという問題がある。
【０００５】
本発明は、このような事情に鑑み、エンジンの燃焼室内において発生した煤が大気中に排出されるのを効果的に抑制して排気ガスを効果的に浄化することができるエンジンの排気浄化装置および排気浄化方法を提供するものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、この燃料噴射弁から主噴射された燃料を少なくとも膨張行程の前半で主燃焼させてエンジンの要求トルクが得られるように制御する主燃焼制御手段と、上記燃料噴射弁から後噴射された燃料を上記主燃焼が終了する時期を基準にして後燃焼させるように制御する後燃焼制御手段とを備え、エンジンの運転状態に基づいて燃焼室内に生成されるスワールの強度を判別するスワール判別手段を有し、上記後噴射制御手段は、燃料噴射弁から主噴射された燃料の燃焼終了時点付近で後噴射された燃料の燃焼が開始されるように、後噴射燃料の噴射時期を制御するものであり、上記スワール判別手段により判別されたスワール強度に基づいて該スワール強度が大きくなるほど、上記後噴射燃料の後燃焼時期を早くするように設定するものである。
【０００７】
上記構成によれば、燃料の主噴射により燃焼室内で発生した主燃焼の終了時点を基準にして燃料の後燃焼が行われるように、燃焼室内におけるスワールの状態に基づいて、上記後燃焼時期が設定されることにより、エンジンの燃焼室内に存在する炭素と酸素とが充分に混合された状態で、上記後噴射された燃料とともに上記炭素が燃焼するため、炭素の凝縮体からなる煤の排出量が効果的に低減されることになる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明に係るエンジンの排気浄化装置を自動車に搭載されるディーゼルエンジンに適用した第１実施形態を示している。上記エンジンの本体１は、複数の気筒（図には一つのみを示す）２を有し、各気筒２内にはピストン３が往復動可能に嵌挿され、このピストン３により各気筒２内に燃焼室４が区画されている。また、上記燃焼室４の上面略中央には燃料噴射弁５が配設され、各気筒２の燃焼室４内に燃料が所定のタイミングで直接噴射されるようになっている。さらに、エンジン本体１のウォータジャケット（図示せず）に臨むように、エンジンの冷却水温度を検出する水温センサ１８が設けられている。
【００１７】
上記各燃料噴射弁５は、高圧の燃料を蓄えるコモンレール６に接続され、このコモンレール６には、内部の燃圧（コモンレール圧）を検出する圧力センサ６ａが配設されるとともに、クランク軸７により駆動される高圧供給ポンプ８が接続されている。この高圧供給ポンプ８は、燃料の供給圧力を制御することにより、上記圧力センサ６ａにより検出されたコモンレール６内の燃圧を、例えばエンジンのアイドル運転時に約２０ＭＰａ以上に保持し、その以外の運転時には５０ＭＰａ以上に保持するように構成されている。
【００１８】
また、上記クランク軸７には、その回転角度を検出するクランク角センサ９が設けられている。このクランク角センサ９は、クランク軸７の端部に設けられた被検出プレートと、その外周に対向するように配設された電磁ピックアップとからなり、この電磁ピックアップが被検出用プレートの外周部に形成された突起部の通過を検出してパルス信号を出力するように構成されている。
【００１９】
上記エンジン本体１に接続された吸気通路１０の下流端部は、図示を省略したサージタンクを介して各気筒２毎に分岐し、この分岐部がそれぞれ吸気ポートを介して各気筒２の燃焼室４に接続されている。また、上記サージタンクには、各気筒２内に供給される吸気の圧力を検出する吸気圧センサ１０ａが設けられている。
【００２０】
上記吸気通路１０には、その上流側から順に、エンジン本体１内に吸入される吸気流量を検出するエアフローセンサ１１と、下記タービン２１により駆動されて吸気を圧縮するブロワ１２と、このブロワ１２により圧縮された空気を冷却するインタークーラ１３と、吸気の流通面積を変化させる吸気絞り弁１４とがそれぞれ設けられている。
【００２１】
上記吸気絞り弁１４は、全閉状態でも吸気の流通が可能なように切欠きが設けられたバタフライバルブからなり、後述するＥＧＲ弁２４と同様に、負圧制御用の電磁弁１６によってダイヤフラム式アクチュエータ１５に作用する負圧の大きさが調節されるのに応じ、弁開度が変更されるようになっている。また、上記吸気絞り弁１４の設置部には、その弁開度を検出するセンサが設けられている。
【００２２】
上記サージタンク１４よりも下流側の吸気通路１０は、各気筒２毎に分岐する独立通路とされ、各独立通路の下流端部が二つに分岐するとともに、各分岐通路が、図２に示すように、燃焼室４の一方の側に形成された第１吸気ポート４１および第２吸気ポート４２にそれぞれ連通している。上記第１吸気ポート４１は、その軸線がシリンダ２の壁面に沿う方向を指向することにより、スワールの生成を促進するように構成されている。これ対して上記第２吸気ポート４２は、シリンダ２の内壁面に沿う方向よりも中心側を指向している。
【００２３】
上記第１吸気ポート４１および第２吸気ポート４２には、それぞれ第１吸気弁４３および第２吸気弁４４が設置されるとともに、この第１吸気弁４３および第２吸気弁４４の駆動部には、そのリフトを調節するリフト量調節機構４５，４６がそれぞれ設けられている。なお、上記燃焼室４の一方の側には、第１排気ポート４７と第２排気ポート４８とが設けられている。
【００２４】
そして、エンジンの運転状態に応じて上記リフト量調節機構４５，４６が制御され、図３（ａ）に示すように、第１吸気弁４３のリフト量ＩｎＬ１が、第２吸気弁４４のリフト量ＩｎＬ２に比べて大きな値に設定されることにより、第１吸気ポート４１から燃焼室４内に導入される多量の吸気によって強い吸気スワールが生成される。一方、図３（ｂ）に示すように、上記第１吸気弁４３のリフト量ＩｎＬ１に比べて、第２吸気弁４４のリフト量ＩｎＬ２が大きな値に設定されることにより、上記吸気スワールが弱められることになる。なお、図３（ａ），（ｂ）において、ＥｘＬは、排気弁のリフト量である。
【００２５】
また、エンジン本体１に接続された排気通路２０の上流端部は、各気筒２毎に分岐し、この分岐部がそれぞれ排気ポートを介して各気筒２の燃焼室４に接続されている。上記排気通路２０には、その上流側から順に、排気流により回転駆動されるタービン２１と、排気ガス中の少なくともＮＯｘを還元して浄化するＮＯｘ浄化触媒２２と、このＮＯｘ浄化触媒２２を通過した排気ガス中のＮＯｘ濃度を検出するＮＯｘセンサ１９とが配設されている。
【００２６】
上記ＮＯｘ浄化触媒２２は、排気の流れ方向に沿って互いに平行に延びる多数の貫通孔を有するハニカム構造に形成されたコージュライト製担体を備え、その各貫通孔壁面に触媒層を２層に形成したものである。具体的には、白金（Ｐｔ）と、ロジウム（Ｒｈ）とが、多孔質材であるＭＦＩ型ゼオライト（ＺＳＭ５）等をサポート材として担持されることにより上記触媒層が形成されている。そして、上記ＮＯｘ浄化触媒２２は、所定温度領域で、排気ガス中の還元剤とＮＯｘとを反応させることにより、ＮＯｘを還元して浄化するように構成されている。
【００２７】
なお、排気ガスの酸素過剰雰囲気でＮＯｘを化学吸着または化学結合により吸着するとともに、酸素濃度の低下に伴って吸着したＮＯｘを脱離するＮＯｘ吸着材を備え、このＮＯｘ吸着材から脱離したＮＯｘを貴金属の触媒作用により還元して浄化するように構成されたＮＯｘ吸着触媒からなるＮＯｘ浄化触媒２２を排気通路２０に設置してもよい。
【００２８】
また、吸気通路１０に配設された上記ブロワ１１と、排気通路２０に配設された上記タービン２１とにより、排気通路２０のノズル断面積が変化バリアブルジオメトリーターボ（ＶＧＴ）からなるターボ過給機２５が構成されている。このターボ過給機２５には、そのノズル断面積を変化させるためのダイヤフラム式アクチュエータ３０と、このダイヤフラム式アクチュエータ３０の負圧を制御するための電磁弁３１とが設けられている。
【００２９】
上記排気通路２０には、排気ガスの一部を吸気通路１０に還流させる排気還流通路（以下ＥＧＲ通路という）２３が、タービン２１の上流側部に接続されている。そして、上記ＥＧＲ通路２３の下流端は、上記吸気絞り弁１４の下流側において吸気通路１０に接続されるとともに、上記ＥＧＲ通路２３の下流側には、弁開度が調節可能に構成された負圧作動式の排気還流量調節弁（以下ＥＧＲ弁という）２４が配設され、このＥＧＲ弁２４と、上記ＥＧＲ通路２３とにより排気ガス環流手段３３が構成されている。
【００３０】
上記ＥＧＲ弁２４は、図示を省略した弁本体がスプリングによって閉方向に付勢されるとともに、ダイヤフラム式アクチュエータ２４ａにより開方向に駆動されることにより、ＥＧＲ通路２３の開度をリニアに調節するように構成されている。すなわち、上記ダイヤフラム式アクチュエータ２４ａには、負圧通路２７が接続されるとともに、この負圧通路２７が負圧制御用の電磁弁２８を介してバキュームポンプ（負圧源）２９に接続されている。そして、上記電磁弁２８が負圧通路２７を連通または遮断することにより、ＥＧＲ弁駆動用の負圧が調節されてＥＧＲ弁２４が開閉駆動されるようになっている。また、上記ＥＧＲ弁２４の設置部には、その弁本体の位置を検出するリフトセンサ２６が設けられている。
【００３１】
上記燃料噴射弁５、高圧供給ポンプ８、吸気絞り弁１４、ＥＧＲ弁２４およびターボ過給機２５等は、後述するエンジンコントロールユニット（以下ＥＣＵという）３５から出力される制御信号に応じて作動状態が制御されるように構成されている。また、上記ＥＣＵ３５には、圧力センサ６ａの出力信号と、クランク角センサ９の出力信号と、エアフローセンサ１１の出力信号と、水温センサ１８の出力信号と、運転者によって操作されるアクセルペダルの操作量を検出するアクセルセンサ３２の出力信号とが入力されるようになっている。
【００３２】
上記ＥＣＵ３５は、燃料噴射弁５から主噴射された燃料を少なくとも膨張行程の前半で主燃焼させてエンジンの要求トルクが得られるように制御する主噴射制御手段からなる主燃焼制御手段３６と、燃焼室４内において生成されるスワールの状態を判別するスワール判別手段３７と、上記主噴射された燃料の主燃焼が終了時期を基準にして上記後噴射された燃料を後燃焼させるように制御する後噴射制御手段からなる後燃焼制御手段３８とを有している。
【００３３】
上記主燃焼制御手段３６は、エンジンの運転状態に応じて上記燃料噴射弁５から噴射される燃料の主噴射量を設定するとともに、この燃料の主噴射時期を、吸気行程から膨張行程までの所定時期、例えば圧縮上死点近傍に設定して少なくとも膨張行程の前半で上記主噴射された燃料を燃焼させ、かつ上記高圧供給ポンプ８によって調節されるコモンレール圧、つまり燃料の噴射圧力を制御し、さらに上記吸気絞り弁１４によって調節される吸気量を制御する等により、エンジンの要求出力が得られるように制御するものである。なお、上記燃料の主噴射を、吸気行程から圧縮工程上死点までの間の所定時期と、圧縮行程上死点付近から膨張行程初期までの間の所定時期との少なくとも二回に分けて行うようにしてもよい。
【００３４】
上記スワール判別手段３７は、例えば上記クランク角センサ９の出力信号に応じて検出されたエンジン回転数と、上記アクセルセンサ３２の出力信号に応じて検出されたエンジン負荷とに基づき、予め行われた実験により求められたデータに応じて設定されたマップから、スワールの強さを示す値、例えばスワール比を読み出すことにより、現在の運転状態に対応したスワールの状態を判定し、この判定信号を後燃焼制御手段３８に出力するように構成されている。
【００３５】
上記スワール比とは、一般的には燃焼室４内における混合気（吸入空気）の横渦の旋回数をエンジン回転数で割った値で定義される値である。
【００３６】
そして、混合気の横渦の旋回数は、例えば図４に示すようなボア径がＤであるエンジンにおいては、シリンダヘッド下面Ｆ1から１．７５Ｄの距離だけ下方の位置Ｆ2 にインパルススワールメータ８０を配置し、このインパルススワールメータ８０に作用するトルク（インパルススワールメータトルク）を検出し、このインパルススワールメータトルクに基づいてよく知られた手法で算出する。なお、図４において、Ｆ3 は下死点位置にあるピストン３の頂面を示している。
【００３７】
インパルススワールメータトルクは、次のような手順で測定する。すなわち、上記Ｆ２ の位置にインパルススワールメータ８０を配置し、ピストン頂面に作用するスワールのエネルギーをインパルススワールメータ８０で再現させることによって、通常時においてピストン頂面付近にどの程度の旋回エネルギーが存在するかを測定する。インパルススワールメータ８０は多数のハニカムを備えていて、インパルススワールメータ８０にスワールが作用すると、各ハニカムにそれぞれスワール流れ方向の力が作用し、各ハニカムにかかる力を積算することによって全体に作用するインパルススワールメータトルクＧを算出する。
【００３８】
より詳しくは、吸気弁が開いてから下死点までの期間は燃焼室４内に混合気が吸入されていると仮定した場合、この期間中は混合気が燃焼室４の内周面に沿って旋回し、その旋回速度が下死点位置で最大となる。従って、吸気弁が開き始めてから下死点までの各クランク各毎の角運動量を積算すれば、スワール比が求まることになる。かかる知見に基づいて、本例においては、スワール比Ｓｒを次の(1)式及び(2)式により算出するようにしている。
【００３９】
Ｓr＝ηv・[Ｄ・Ｓ・∫(cf・Ｎr・dα)]／[ｎ・ｄ2・(∫cf・dα)2] ……(1)
Ｎr＝８・Ｇ／(Ｍ・Ｄ・Ｖｏ) ……(2)
ただし、Ｓrはスワール比、ηvは体積効率（ηv＝１）、Ｄはボア径、Ｓはストローク、ｎは吸気弁数、ｄはスロート径、ｃｆは各バルブリフトに対する流量係数、Ｎrは各バルブリフトに対する無次元リグスワール値、αはクランク角、Ｇはインパルススワールメータトルク、Ｍは吸気行程中にシリンダ内に充填された空気の質量、Ｖｏは速度ヘッドである。
【００４０】
なお、上記(2)式は、次のような手順で導き出される。
【００４１】

Figure 0004506042
ただし、Ｉは吸気行程終期（ピストン下死点）におけるシリンダ内の空気の慣性モーメント、ωrはリグスワール値である。
【００４２】
上記後燃焼制御手段３８は、燃料噴射弁５から主噴射された燃料の主燃焼が終了した時点を基準にして設定された所定時期（例えばエンジン回転数が１５００ｒｐｍ以上の運転状態では、圧縮行程上死点後の３０°〜６０°ＣＡの時期）に、燃料の後噴射を行うように構成されている。これにより、上記燃料の主噴射による主燃焼が終了した時点以後の０°〜３°ＣＡの時期に、上記後噴射による後燃焼が行われることにより煤の排出が抑制されるようになっている。
【００４３】
すなわち、上記主燃焼制御手段３６により、エンジンの要求出力に相当する噴射量か、それ以上の量を、吸気行程から膨張行程初期までの所定時期に行う主噴射が行われ、この主噴射された燃料の全部または一部が拡散燃焼すると、煤が発生するが、上記拡散燃焼の終了時点で燃焼室４内に存在する煤と酸素との混合が促進されて着火し易い状態で、上記燃料が後噴射されることによって後燃焼が始まるため、上記煤の燃焼が促進されてその排出が抑制されることになる。
【００４４】
そして、上記主燃焼の終了時期は、主噴射された燃料の燃焼規模と、燃焼室４内に吸入された酸素量と、燃焼室４内におけるスワールの状態に対応して変化するため、これらの値に基づいて上記後噴射の時期を設定することにより、上記燃料の主噴射による主燃焼が終了した時点以後の０°〜３°ＣＡの時期に、上記燃料の後噴射による後燃焼が行われるようになっている。
【００４５】
また、上記後燃焼制御手段３８は、ＮＯｘ浄化触媒２２が活性温度領域にあってＮＯｘの浄化を行う場合、またはＮＯｘ吸着触媒のＮＯｘ吸着材からＮＯｘが脱離する運転状態にある場合に、上記燃料の主噴射後で圧縮行程上死点後のクランク角（ＣＡ）にして３０°〜６０°の範囲内における所定時期に燃料を後噴射することにより、上記燃料の主噴射による主燃焼が終了した時点以後の５°〜１５°ＣＡの時期に、後噴射された燃料を後燃焼させて焼排気通路２０に導出されるＨＣ等からなる還元剤量を増量するように構成されている。
【００４６】
上記エンジンの排気浄化装置において実行される制御動作を、図５に示すフローチャートに基づいて説明する。上記制御動作がスタートすると、まず上記各センサによって検出されたデータを入力した後（ステップＳ１）、エンジンの要求トルクに対応した燃料の主噴射量Ｑｍおよび主噴射時期Ｉｍを予め設定したマップから読み出して設定する（ステップＳ２）。
【００４７】
その後、上記燃料の後噴射を行う条件が成立したか否か、つまり上記燃料の主噴射により発生した煤を後噴射された燃料とともに燃焼させる運転状態、あるいはＮＯｘ浄化触媒２２によるＮＯｘの浄化を行うためにＨＣの排出量を増大させる運転状態にあるか否かを判定する（ステップＳ３）。
【００４８】
上記ステップＳ３でＹＥＳと判定された場合には、予め設定されたマップからエンジンの運転状態に対応した燃料の後噴射量Ｑｐを読み出して設定するとともに（ステップＳ４）、上記主噴射の燃焼規模に対応した後噴射の基準時期Ｉｐｏを予め設定されたマップから読み出して設定する（ステップＳ５）。
【００４９】
上記後噴射の基準時期Ｉｐｏを設定するためのマップは、図６に示すように、上記燃料の主噴射量Ｑｍと、エンジン回転数Ｎｅとをパラメータとして設定され、燃料噴射量Ｑｍが多く、かつエンジン回転数Ｎｅが高いほど、上記後噴射の基準時期Ｉｐｏが遅角されるように設定されている。なお、上記基準時期Ｉｐｏを設定するためのマップは、上記スワール強度に関する値が一定であることを条件として作成されている。
【００５０】
次いで、上記スワール判別手段３７において、燃焼室４内におけるスワール強度に関する値であるスワール比を判定した後（ステップＳ６）、このスワール強度に関する値に対応した後噴射時期の第１補正係数Ｉｐ１を、予め設定されたマップから読み出して設定する（ステップＳ７）。上記第１補正係数Ｉｐ１のマップは、図７に示すように、スワール比をパラメータとし、このスワール比が大きい場合に、上記第１補正係数Ｉｐ１の値が１よりも小さくなり、上記スワール比が小さい場合に、第１補正係数Ｉｐ１の値が１よりも大きくなるように設定されている。なお、上記第１補正係数Ｉｐ１用のマップは、主噴射された燃料の燃焼規模および燃焼室４内に吸入された酸素量等をパラメータとするエンジンの運転状態に対応した各種のものが予め設定され、その中から現在の運転状態に対応したマップが選択されて使用されるようになっている。
【００５１】
また、上記エアフローセンサ１１の検出値等に基づいて推定された吸入酸素量に対応した後噴射時期の第２補正係数Ｉｐ２を、予め設定されたマップから読み出して設定する（ステップＳ８）。上記第２補正係数Ｉｐ２のマップは、図８に示すように、吸入酸素量をパラメータとし、この吸入酸素量が多い場合に、上記第２補正係数Ｉｐ２の値が１よりも小さくなり、上記吸入酸素量が少ない場合に、第２補正係数Ｉｐ２の値が１よりも大きくなるように設定されている。
【００５２】
次いで、上記後噴射の基準時期Ｉｐｏと第１，第２補正係数Ｉｐ１，Ｉｐ２とに基づいて最終的な後噴射時期Ｉｐを求めた後（ステップＳ９）、燃料の噴射時期となった時点で、設定量Ｑｍ，Ｑｐの燃料を噴射する燃料の噴射制御を実行する（ステップＳ１０）。
【００５３】
上記のように後噴射制御手段からなる後燃焼制御手段３８により、燃料の主噴射後であって圧縮行程上死点後の例えば３０°〜６０°（ＣＡ）の範囲内で燃料の後噴射を行うように構成した場合には、燃焼室４内に主噴射された燃料が予混合燃焼した後に生じる拡散燃焼が終了した時点で、上記燃料の後噴射による燃焼が行われることになる。したがって、上記拡散燃焼の終了時点で燃焼室４内に存在する煤と酸素との混合が促進され、着火し易い状態で、燃料が後噴射されることによる燃焼が始まるため、煤の排出量が低減されることになる。
【００５４】
ここで、拡散燃焼の終了時期について詳細に説明する。この拡散燃焼は、熱発生率に基づいて求められ、「内燃機関講義」(出版社株式会社養賢堂、著者長尾不二夫)によれば、上記熱発生率は下記式（８）に示すように表される。
【００５５】
ｄＱ／ｄθ＝Ａ／（Ｋ( θ )−１）×[Ｖ( θ )・（ｄＰ( θ )／ｄθ）＋Ｋ( θ )・Ｐ( θ )・（ｄＶ( θ )／ｄθ）]…（８）
ただし、Ａは熱の仕事当量、Ｋ( θ )は比熱比、Ｖ( θ )は行程容積、Ｐ( θ )は筒内圧力、θはクランク角である。
【００５６】
小野測器株式会社製の燃焼解析装置ＣＢ５６６のマニュアルによれば、上記比熱比Ｋ( θ )は、下記式（９）〜（１２）に基づいて表される。
【００５７】
Ｋ( θ )＝Ｃｐ／Ｃｖ…（９）
Ｃｐ＝ａｐ＋ｂ（Ｔ( θ )／１００）＋ｃ（Ｔ( θ )／１００）2＋ｄ（１００／Ｔ( θ )）…（１０）
Ｃｖ＝Ｃｐ−（Ａ・Ｒｏ）／Ｍ…（１１）
Ｔ( θ )＝（Ｐ( θ )・Ｖ( θ )）／２９．２７・ｇ…（１２）
なお、Ｃｐは定圧比熱、Ｃｖは定容比熱、Ｒｏはガス定数、Ｍは空気の分子量、Ｔ( θ )はガス温度、ｇはガス重量、ａｐ，ｂ，ｃ，ｄはその他の定数である。
【００５８】
上記式（９）〜（１２）より、式（８）で示す熱発生率ｄＱ／ｄθは、筒内圧力Ｐ( θ )と、行程容積Ｖ( θ )との関数ｆ（Ｐ( θ )，Ｖ( θ )）になる。また、上記行程容積Ｖ( θ )を、ボア径ＤおよびストロークＳに基づいて表すと、下記式（１３）に示すようになるため、上記熱発生率ｄＱ／ｄθは、下記式（１４）に示すようになる。
【００５９】
Ｖ( θ )＝（π・Ｄ2Ｓ／８）・（１−ｃｏｓθ）…（１３）
ｄＱ／ｄθ＝[ｆ（Ｐ( θ + Δθ )，Ｖ( θ + Δθ )）−ｆ（Ｐ( θ )，Ｖ( θ )）]／Δθ…（１４）
したがって、クランク角毎の筒内圧力データがあれば、これに基づいて上記熱発生率を計算することができる。このようにして求めた熱発生率を図示すると、図９に示すようになり、主噴射時点ｔｍで主噴射された燃料の主燃焼に応じて熱発生率が正の方向に大きな値を示した後、上記拡散燃焼の終了に応じて熱発生率が０となるため、この熱発生率が略０となる時点ｔ１に基づき、上記拡散燃焼の終了時点が求められる。
【００６０】
本実施形態では、上記のようにして予め求められた主燃焼による熱発生率が略０となる時点ｔ１の近傍で、図９の破線で示すように、後噴射による燃焼が開始されるように、運転状態に基づいて予め設定された着火遅れ時間Ｔｆ（例えば０．４ｍｓ〜０．７ｍｓ程度の時間）を考慮して、上記熱発生率が略０となる時点ｔ１よりも上記着火遅れ時間Ｔｆに相当する分だけ、後噴射の開始時点ｔｆを早くするように設定している。
【００６１】
なお、上記着火遅れ時間Ｔｆは、エンジンの排気量および燃料の噴射圧力に応じて変化するが、１０００ｃｃ〜３０００ｃｃクラスのエンジンで、噴射圧力が５０ＭＰａ〜２００ＭＰａの場合には、０．４ｍｓ〜０．７ｍｓ程度となる。また、圧縮行程上死点付近ｔ０で開始される主噴射の着火遅れ時間Ｔｍ（０．１ｍｓ〜０．３ｍｓ）よりも長く、これは圧縮行程上死点後の筒内温度が比較的低いときに、上記後噴射が行われるためである。また、燃料噴射弁５に対する噴射駆動信号の出力タイミングとしては、上記の着火遅れ時間Ｔｆ，Ｔｍに、さらに噴射弁開閉信号の出力時点から実際に燃料の噴射が開始される間の無効時間（駆動遅れ時間）も考慮されたものがＥＣＵ３５に記憶されている。
【００６２】
そして、上記主噴射された燃料の主燃焼が終了する時期は、この燃料の主噴射量に対応した主燃焼の規模と、燃焼室４内に吸入された酸素量とに応じて変化するとともに、燃焼室４内におけるスワールの状態に応じて変化し、このスワールの強さを示す値、例えばスワール比が大きいほど、上記主燃焼の終了時期が早くなる傾向がある。これは、燃焼室４内において強いスワールが生じると、燃料と空気との混合が促進されて燃焼性が向上するからである。
【００６３】
したがって、主燃焼の規模と、燃焼室４内に吸入された酸素量と、スワールの状態とに応じて主燃焼の終了時期を求め、この主燃焼の拡散燃焼が終了した時点の近傍で後燃焼が行われるように、上記後噴射の時期を設定することにより、燃焼室４内に存在する煤と酸素との混合を促進し、着火し易い状態で上記後燃焼を行わせて煤の排出量を効果的に低減することができる。
【００６４】
特に、上記実施形態に示すように、主噴射された燃料の燃焼規模と、燃焼室４内に吸入された酸素利用とが同一の条件にある場合に、スワールの強さを示す値が大きいほど、上記のように後噴射時期ｔｍを早めて主燃焼の開始時期ｔ０と後燃焼の開始時期（熱発生率が略０となる時点）ｔ１との間隔を短くするようにした場合には、簡単な構成で上記煤の排出量を、より効果的に低減することができる。
【００６５】
例えば、エンジン回転数が１５００ｒｐｍに制御されるとともに、平均有効圧力Ｐｅが０．３Ｍｐａに制御され、かつ排気ガス中のＮＯｘ濃度が５０ｐｐｍ程度となるようにしたエンジンの運転状態において、スワール比を大きくした場合と、小さくした場合とで、燃料の主噴射後のクランク角（ＣＡ）にして３°〜４０°程度の範囲内で、燃料の後噴射時期をそれぞれ種々に変化させて煤の発生量を測定する実験を行ったところ、図１０に示すようなデータが得られた。
【００６６】
上記データから、スワール比が大きい場合には、図１０の実線で示すように、圧縮行程上死点後の３０°（ＣＡ）よりもやや後の時点で、燃料の後噴射時期を設定した場合に、煤の発生量が顕著に低減されるのに対し、スワール比が小さい場合には、図１０の破線で示すように、圧縮行程上死点後の３０°（ＣＡ）よりもやや前の時点で、燃料の後噴射時期を設定した場合に、煤の発生量が顕著に低減されることが確認された。
【００６７】
また、エンジン回転数が１５００ｒｐｍに制御されるとともに、平均有効圧力Ｐｅが０．３Ｍｐａに制御されたエンジンの上記運転状態で、燃料の主噴射後のクランク角（ＣＡ）にして３°〜４０°程度の範囲内で、燃料の後噴射時期を種々に変化させた場合と、燃料の後噴射を実行しない場合とで、燃費率を測定する実験を行ったところ、図１１に示すように、上記燃料の後噴射時期が遅くなるほど燃費率が悪化することが確認された。これは、上記燃料の後噴射時期を遅くするほど、後噴射された燃料がエンジン出力の向上に寄与しなくなるからである。このため、燃費が悪化するのを防止するためには、上記燃料の後噴射時期を早くすることが好ましいが、過度に早くすると、上記のよう煤の発生が増大するので、これらを考慮して燃料の後噴射時期を設定する必要がある。
【００６８】
なお、上記燃料の後噴射時期をクランク角（ＣＡ）に応じて設定してなる上記実施形態に代え、タイマーに基づいて設定される時間に応じて上記燃料の後噴射時期を設定してもよく、この場合、燃料の主噴射後で圧縮行程上死点後の所定時期に上記燃料の後噴射を行うことにより、燃費を悪化させることなく、大気中への煤の放出を効果的に防止することができる。
【００６９】
また、排気ガスにより駆動されて吸気を過給するターボ過給機２５を備えたディーゼルエンジンでは、上記のように燃料の主噴射後に所定量の燃料が後噴射されるとともに、燃焼室４内においてスワールを生成させると、排気ガス圧力が上昇して上記ターボ過給機２５の過給作用が高められる。この結果、燃焼室４内に導入される新気量が増大されることにより、燃焼室４内に残存する炭素の燃焼が促進されて煤の発生が効果的に抑制されるという効果が得られる。そして、上記ターボ過給機２５の過給作用により吸入空気量が増大すると、主噴射された燃料の拡散燃焼の終了時期が早くなる傾向があるので、この拡散燃焼の終了時期に対応させて上記燃料の後噴射時期を補正することにより、煤の発生を効果的に抑制して排気通路２０に導出される煤の導出量を、より低減することができる。
【００７０】
また、上記ターボ過給機２５を備えたディーゼルエンジンにおいて、排気ガスの一部を吸気系に還流させる排気ガス還流手段３３を設けるとともに、上記ＥＣＵ３５に設けられた排気還流制御手段３９により排気ガスの環流率が目標値となるようにフィードバック制御するように構成した場合には、上記ターボ過給機２５の過給作用に応じて吸入空気量が増大すると、これに対応して吸気系に還流される排気ガスが増量されるため、燃焼室４内から排気通路２０に導出されるＲａｗＮＯｘ量が効果的に低減されるという利点がある。
【００７１】
また、エンジン回転数が１５００ｒｐｍに制御されるとともに、平均有効圧力が０．３Ｍｐａに制御されたエンジンの運転状態で、燃料の主噴射による拡散燃焼の終了時点（熱発生率が略０となる時点）ｔ１の近傍より上記着火遅れ時間Ｔｆに相当する時間だけ進角させた時点ｔｆであると考えられる圧縮上死点後の３０°（ＣＡ）の時点で、燃料を後噴射するとともに、この後噴射量と総噴射量との比率（Ｐ／Ｔ）と、煤の発生量との対応関係を調べる実験を行ったところ、図１２の実線で示すように、上記比率（Ｐ／Ｔ）を大きくするほど、煤の発生を抑制できることが確認された。
【００７２】
なお、上記拡散燃焼の終了前であると考えられる圧縮上死点後８°（ＣＡ）の時点で、燃料の後噴射を行うとともに、この後噴射量と総噴射量との比率（Ｐ／Ｔ）と、煤の発生量との対応関係を調べる実験を行ったところ、図１２の破線で示すように、上記比率（Ｐ／Ｔ）を大きしても、煤の発生率にほとんど変化が見られなかった。
【００７３】
一方、上記エンジンの運転状態で、上記拡散燃焼の終了前であると考えられる圧縮行程上死点後（ＡＴＤＣ）の８°（ＣＡ）の時点で、燃料の後噴射を行う燃料の主噴射量に対する後噴射量の比率（Ｐ／Ｔ）を、種々に変化させて燃費率の変化を測定する実験を行ったところ、図１３の破線で示すように、上記後噴射量の比率（Ｐ／Ｔ）の増大に応じて燃費率にほとんど変化がないのに対し、燃料の主噴射による拡散燃焼の終了時点ｔ１の近傍で、後噴射による燃焼が行われると考えられる圧縮行程上死点後（ＡＴＤＣ）の３０°（ＣＡ）の時点で、上記燃料の後噴射を行った場合には、図１３の実線で示すように、上記後噴射量の比率（Ｐ／Ｔ）の増大に応じて燃費率が顕著に悪化した。
【００７４】
したがって、上記のように燃焼室４内におけるスワール状態に基づき、燃料の主噴射により燃焼室４内で発生した拡散燃焼の終了時点を基準にして後噴射された燃料を後燃焼させるように構成されたエンジンの排気浄化装置において、燃費を悪化させることなく、上記煤の排出量を効果的に低減できるようにするためには、上記燃料の後噴射量を、総噴射量の１５％〜３５％の範囲内に設定することが好ましい。
【００７５】
また、上記実施形態では、第１吸気弁４３および第２吸気弁４４の駆動部に、そのリフトを調節するリフト量調節機構４５，４６を設け、このリフト量調節機構４５，４６を制御して第１，第２吸気弁４３のリフト量ＩｎＬ１，ＩｎＬ２を調節することにより、吸気スワールの強度を制御するように構成したため、吸入空気量が変動することに起因したポンピングロスの変化を生じることなく、上記吸気スワールの強度を制御できるという利点がある。
【００７６】
さらに、上記実施形態に示すように、ＮＯｘ浄化触媒２２が活性温度領域にあるときに、燃料の主噴射後で圧縮行程上死点後のクランク角（ＣＡ）にして３０°〜６０°の範囲内における所定時期に燃料の後噴射を行うことにより、上記燃料の主噴射による主燃焼が終了した時点以後の５°〜１５°ＣＡの時期に、後噴射された燃料を後燃焼させて後燃焼排気通路２０に導出されるＨＣ等からなる還元剤量を増量する制御を実行するように構成した場合には、排気通路２０に導出されるＨＣからなる還元剤量を増大させることにより、この還元剤を使用してＮＯｘの浄化を効果的に促進できるという利点がある。
【００７７】
そして、上記排気通路２０に導出されるＨＣからなる還元剤量は、燃焼室４内におけるスワールの状態に応じて変化するため、このスワールの状態に基づいて上記燃料の後噴射時期を制御することにより、適正量の還元剤が排気通路２０に導出されるように構成することが望ましい。
【００７８】
なお、上記実施形態では、燃焼室４内に燃料を直接噴射する直噴式ディーゼルエンジンについて本発明を適用した例について説明したが、理論空燃比よりも薄い混合気を燃焼させるリーンバーン運転を行う直噴式ガソリンエンジンについても本発明を適用可能である。この場合には、燃焼室４内におけるスワール状態に基づき、後噴射された燃料の点火時期を設定し、燃料の主噴射によって燃焼室４内で発生した拡散燃焼の終了時点の近傍で、上記後燃焼を生じさせる制御を、後燃焼制御手段３８において実行することにより、煤の発生を抑制して大気中に排出される煤の量を効果的に低減することができる。
【００７９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明は、燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、この燃料噴射弁から主噴射された燃料を少なくとも膨張行程の前半で主燃焼させてエンジンの要求トルクが得られるように制御する主燃焼制御手段と、上記燃料噴射弁から後噴射された燃料を上記主燃焼が終了する時期を基準にして後燃焼させるように制御する後燃焼制御手段とを備え、エンジンの運転状態に基づいて燃焼室内に生成されるスワールの強度を判別するスワール判別手段を有し、上記後噴射制御手段は、燃料噴射弁から主噴射された燃料の燃焼終了時点付近で後噴射された燃料の燃焼が開始されるように、後噴射燃料の噴射時期を制御するものであり、上記スワール判別手段により判別されたスワール強度に基づいて該スワール強度が大きくなるほど、上記後噴射燃料の後燃焼時期を早くするように設定するものであるため、煤の発生を抑制して大気中への煤の放出量を効果的に低減して排気ガスを浄化できるという利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るエンジンの排気浄化装置の実施形態を示す説明図である。
【図２】燃焼室構造を示す概略平面図である。
【図３】バルブリフト量を示す説明図である。
【図４】スワール比の測定手段を示す説明図である。
【図５】排気ガス浄化の制御方法を示すフローチャートである。
【図６】後噴射時期を設定するためのマップである。
【図７】後噴射時期の第１補正係数を設定するためのマップである。
【図８】後噴射時期の第２補正係数を設定するためのマップである。
【図９】燃焼室内における熱発生率の変化状態を示すタイムチャートである。
【図１０】煤発生量と後噴射時期との対応関係を示すグラフである。
【図１１】燃費率と後噴射時期との対応関係を示すグラフである。
【図１２】煤発生量と後噴射量の比率との対応関係を示すグラフである。
【図１３】燃費率と後噴射量の比率との対応関係を示すグラフである。
【符号の説明】
４ 燃焼室
５ 燃料噴射弁
２０ 排気通路
３６ 主燃焼制御手段
３７ スワール判別手段
３８ 後燃焼制御手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to an exhaust purification device for an engine mounted on an automobile or the like.In placeIt is related.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-170585, a fuel injection valve that directly injects fuel into an in-cylinder combustion chamber of an engine, and exhaust gas from the combustion chamber is disposed in an exhaust exhaust passage. An exhaust gas purification apparatus for a diesel engine that includes NOx adsorbent that absorbs NOx in an oxygen-excess atmosphere having a high oxygen concentration and releases NOx absorbed by a decrease in oxygen concentration. The fuel injection control means for injecting the fuel at least twice by the fuel injection valve between the initial stage of the intake stroke of the cylinder and the vicinity of the compression top dead center in the operating state of the engine is further reduced, and the NOx adsorption NOx has been devised to control the fuel injection timing when refreshing the material, without causing a significant deterioration in fuel consumption or a sudden increase in smoke. Is possible to secure stable adsorption performance of the NOx are performed by Chakuzai.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In addition to the main injection of fuel corresponding to the operating state of the engine as described above, the post-fuel injection is performed to increase the amount of HC in the exhaust gas, thereby suppressing the NOx purification rate while suppressing the heating of each catalyst device. In the configuration configured to improve, if the timing of the post-injection is not appropriate, soot generated in the combustion chamber of the engine is led out to the exhaust passage and there is a problem that the amount of soot discharged into the atmosphere increases. That is, the main injected fuel is ignited and premixed and then diffusively burns, and soot tends to be generated during the diffusive combustion, and the fuel is post-injected while the diffusive combustion continues. There is a problem that the amount of soot is increased and a large amount of soot is released into the atmosphere.
[0004]
In order to prevent the amount of soot emission from increasing due to the diffusion of the post-injected fuel, it may be possible to delay the post-injection timing of the fuel as much as possible. There is a problem that gets worse. Further, in an engine configured to form a swirl in the combustion chamber in order to improve the combustion efficiency of the fuel, the combustion state of the main injected fuel changes according to the state of the swirl. There is a problem that it is difficult to effectively prevent an increase in the amount of soot discharged due to the subsequent injection.
[0005]
In view of such circumstances, the present invention is an engine exhaust purification device that can effectively purify exhaust gas by effectively suppressing soot generated in the combustion chamber of the engine from being discharged into the atmosphere. And an exhaust purification method.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  According to the first aspect of the invention, a fuel injection valve that injects fuel into the combustion chamber, and a main injection of the fuel injected from the fuel injection valve at least in the first half of the expansion stroke, the required torque of the engine is obtained. A main combustion control means for controlling, and a post-combustion control means for controlling so that the fuel post-injected from the fuel injection valve is post-combusted based on the timing when the main combustion ends,Swirl determining means for determining the intensity of swirl generated in the combustion chamber based on the operating state of the engine, and the post-injection control means performs post-injection near the end of combustion of the main injected fuel from the fuel injection valve. The injection timing of the post-injected fuel is controlled so that the combustion of the injected fuel is started. The higher the swirl intensity based on the swirl intensity determined by the swirl determining means, Set the post-combustion time earlyIs.
[0007]
According to the above configuration, the post-combustion timing is determined based on the swirl state in the combustion chamber so that the post-combustion of the fuel is performed based on the end point of the main combustion generated in the combustion chamber by the main injection of the fuel. By setting, the carbon burns with the post-injected fuel in a state where the carbon and oxygen present in the combustion chamber of the engine are sufficiently mixed, so the amount of soot discharged from the condensate of carbon Is effectively reduced.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows a first embodiment in which an engine exhaust gas purification apparatus according to the present invention is applied to a diesel engine mounted in an automobile. The engine main body 1 has a plurality of cylinders 2 (only one is shown in the figure), and a piston 3 is fitted in each cylinder 2 so as to be reciprocally movable. The combustion chamber 4 is partitioned. Further, a fuel injection valve 5 is disposed substantially at the center of the upper surface of the combustion chamber 4 so that fuel is directly injected into the combustion chamber 4 of each cylinder 2 at a predetermined timing. Furthermore, a water temperature sensor 18 for detecting the cooling water temperature of the engine is provided so as to face a water jacket (not shown) of the engine body 1.
[0017]
Each of the fuel injection valves 5 is connected to a common rail 6 that stores high-pressure fuel. The common rail 6 is provided with a pressure sensor 6 a that detects an internal fuel pressure (common rail pressure) and is driven by a crankshaft 7. A high-pressure supply pump 8 is connected. The high-pressure supply pump 8 controls the fuel supply pressure, so that the fuel pressure in the common rail 6 detected by the pressure sensor 6a is maintained at, for example, about 20 MPa or more during engine idle operation, and during other operations. It is comprised so that it may hold | maintain at 50 Mpa or more.
[0018]
The crankshaft 7 is provided with a crank angle sensor 9 for detecting the rotation angle. The crank angle sensor 9 includes a plate to be detected provided at an end of the crankshaft 7 and an electromagnetic pickup disposed so as to face the outer periphery thereof. The electromagnetic pickup is an outer peripheral portion of the plate to be detected. It is configured to detect the passage of the protrusions formed on the substrate and output a pulse signal.
[0019]
The downstream end portion of the intake passage 10 connected to the engine body 1 is branched for each cylinder 2 via a surge tank (not shown), and the branch portions are respectively connected to the combustion chambers of the cylinders 2 via intake ports. 4 is connected. The surge tank is provided with an intake pressure sensor 10a for detecting the pressure of intake air supplied into each cylinder 2.
[0020]
In the intake passage 10, in order from the upstream side, an air flow sensor 11 that detects an intake air flow rate sucked into the engine body 1, a blower 12 that is driven by a turbine 21 to compress intake air, and a blower 12 An intercooler 13 that cools the compressed air and an intake throttle valve 14 that changes the flow area of the intake air are provided.
[0021]
The intake throttle valve 14 is a butterfly valve provided with a notch so as to allow intake air to flow even in a fully closed state. Like the EGR valve 24 described later, the intake throttle valve 14 is a diaphragm type by an electromagnetic valve 16 for negative pressure control. As the magnitude of the negative pressure acting on the actuator 15 is adjusted, the valve opening is changed. Further, a sensor for detecting the valve opening degree is provided in the installation portion of the intake throttle valve 14.
[0022]
The intake passage 10 on the downstream side of the surge tank 14 is an independent passage branched for each cylinder 2, and the downstream end portion of each independent passage branches into two, and each branch passage is shown in FIG. As described above, the first intake port 41 and the second intake port 42 formed on one side of the combustion chamber 4 communicate with each other. The first intake port 41 is configured to promote the generation of swirl by directing its axis along the wall surface of the cylinder 2. On the other hand, the second intake port 42 is directed toward the center side of the direction along the inner wall surface of the cylinder 2.
[0023]
The first intake port 41 and the second intake port 42 are provided with a first intake valve 43 and a second intake valve 44, respectively, and in the drive portions of the first intake valve 43 and the second intake valve 44, respectively. Further, lift amount adjusting mechanisms 45 and 46 for adjusting the lift are respectively provided. A first exhaust port 47 and a second exhaust port 48 are provided on one side of the combustion chamber 4.
[0024]
Then, the lift amount adjusting mechanisms 45 and 46 are controlled according to the operating state of the engine, and the lift amount InL1 of the first intake valve 43 is changed to the lift amount of the second intake valve 44 as shown in FIG. By setting a larger value than InL2, a strong intake swirl is generated by a large amount of intake air introduced from the first intake port 41 into the combustion chamber 4. On the other hand, as shown in FIG. 3B, the lift amount InL2 of the second intake valve 44 is set to a larger value than the lift amount InL1 of the first intake valve 43, thereby weakening the intake swirl. Will be. In FIGS. 3A and 3B, ExL is the lift amount of the exhaust valve.
[0025]
Further, the upstream end portion of the exhaust passage 20 connected to the engine body 1 is branched for each cylinder 2, and this branch portion is connected to the combustion chamber 4 of each cylinder 2 via an exhaust port. The exhaust passage 20 has passed through the NOx purification catalyst 22 in order from the upstream side thereof, a turbine 21 that is rotationally driven by the exhaust flow, a NOx purification catalyst 22 that reduces and purifies at least NOx in the exhaust gas, and the NOx purification catalyst 22. A NOx sensor 19 for detecting the NOx concentration in the exhaust gas is provided.
[0026]
The NOx purification catalyst 22 includes a cordierite carrier formed in a honeycomb structure having a large number of through holes extending parallel to each other along the exhaust flow direction, and two catalyst layers are formed on the wall surface of each through hole. It is a thing. Specifically, the catalyst layer is formed by supporting platinum (Pt) and rhodium (Rh) as a support material such as a porous material such as MFI type zeolite (ZSM5). The NOx purification catalyst 22 is configured to reduce and purify NOx by reacting the reducing agent in the exhaust gas with NOx in a predetermined temperature range.
[0027]
In addition, the NOx adsorbs NOx adsorbed by chemical adsorption or chemical bonding in an oxygen-excess atmosphere of the exhaust gas and desorbs NOx adsorbed as the oxygen concentration decreases, and the NOx desorbed from the NOx adsorbent A NOx purification catalyst 22 composed of a NOx adsorption catalyst configured to reduce and purify the catalyst by catalytic action of a noble metal may be installed in the exhaust passage 20.
[0028]
Further, the turbocharger comprising a variable geometry turbo (VGT) in which the nozzle cross-sectional area of the exhaust passage 20 is changed by the blower 11 provided in the intake passage 10 and the turbine 21 provided in the exhaust passage 20. A machine 25 is configured. The turbocharger 25 is provided with a diaphragm actuator 30 for changing the nozzle cross-sectional area and an electromagnetic valve 31 for controlling the negative pressure of the diaphragm actuator 30.
[0029]
An exhaust gas recirculation passage (hereinafter referred to as an EGR passage) 23 that recirculates a part of the exhaust gas to the intake air passage 10 is connected to the exhaust passage 20 at the upstream side portion of the turbine 21. The downstream end of the EGR passage 23 is connected to the intake passage 10 on the downstream side of the intake throttle valve 14, and the negative end of the EGR passage 23 is configured to be adjustable in valve opening degree. A pressure-operated exhaust gas recirculation amount adjustment valve (hereinafter referred to as an EGR valve) 24 is disposed, and the EGR valve 24 and the EGR passage 23 constitute an exhaust gas recirculation means 33.
[0030]
The EGR valve 24 is configured such that a valve body (not shown) is urged in a closing direction by a spring and is driven in an opening direction by a diaphragm actuator 24a to linearly adjust the opening degree of the EGR passage 23. It is configured. That is, a negative pressure passage 27 is connected to the diaphragm actuator 24a, and the negative pressure passage 27 is connected to a vacuum pump (negative pressure source) 29 via a negative pressure control electromagnetic valve 28. . When the electromagnetic valve 28 communicates or blocks the negative pressure passage 27, the negative pressure for driving the EGR valve is adjusted and the EGR valve 24 is driven to open and close. The EGR valve 24 is provided with a lift sensor 26 that detects the position of the valve body.
[0031]
The fuel injection valve 5, the high-pressure supply pump 8, the intake throttle valve 14, the EGR valve 24, the turbocharger 25, and the like are activated according to a control signal output from an engine control unit (hereinafter referred to as ECU) 35 described later. Is configured to be controlled. Further, the ECU 35 includes an output signal from the pressure sensor 6a, an output signal from the crank angle sensor 9, an output signal from the air flow sensor 11, an output signal from the water temperature sensor 18, and an accelerator pedal operation performed by the driver. An output signal of the accelerator sensor 32 for detecting the amount is inputted.
[0032]
The ECU 35 includes main combustion control means 36 comprising main injection control means 36 for controlling the main injection fuel from the fuel injection valve 5 so as to obtain a required engine torque at least in the first half of the expansion stroke, and combustion. After the swirl discriminating means 37 for discriminating the state of the swirl generated in the chamber 4, and after controlling the main fuel to be post-combusted based on the end timing of the main combustion of the main injected fuel And post-combustion control means 38 comprising injection control means.
[0033]
  The main combustion control means 36 sets the main injection amount of fuel injected from the fuel injection valve 5 in accordance with the operating state of the engine, and sets the main injection timing of the fuel to a predetermined range from the intake stroke to the expansion stroke. Set the timing, for example, near the compression top dead center, burn the main injected fuel at least in the first half of the expansion stroke, and control the common rail pressure adjusted by the high pressure supply pump 8, that is, the fuel injection pressure; Further, control is performed so that the required output of the engine is obtained by controlling the intake air amount adjusted by the intake throttle valve 14 or the like. The main injection of the fuel is performed at least twice in a predetermined period from the intake stroke to the compression process top dead center and a predetermined period from the compression stroke top dead center to the initial stage of the expansion stroke.likeMay be.
[0034]
The swirl determination means 37 is performed in advance based on, for example, the engine speed detected according to the output signal of the crank angle sensor 9 and the engine load detected according to the output signal of the accelerator sensor 32. By reading the value indicating the strength of the swirl, for example, the swirl ratio, from the map set according to the data obtained by the experiment, the swirl state corresponding to the current operating state is determined, and this determination signal is sent to It is configured to output to the combustion control means 38.
[0035]
The swirl ratio is generally a value defined by a value obtained by dividing the number of revolutions of the lateral vortex of the air-fuel mixture (intake air) in the combustion chamber 4 by the engine speed.
[0036]
For example, in an engine having a bore diameter D as shown in FIG.1Position F below by a distance of 1.75D from2 The impulse swirl meter 80 is arranged in the first position, the torque (impulse swirl meter torque) acting on the impulse swirl meter 80 is detected, and the impulse swirl meter torque is calculated by a well-known method based on the impulse swirl meter torque. In FIG. 4, FThree Indicates the top surface of the piston 3 at the bottom dead center position.
[0037]
The impulse swirl meter torque is measured by the following procedure. That is, by arranging the impulse swirl meter 80 at the position F2 and reproducing the swirl energy acting on the piston top surface with the impulse swirl meter 80, how much swirling energy exists in the vicinity of the piston top surface in normal times. Measure what to do. The impulse swirl meter 80 includes a large number of honeycombs. When a swirl acts on the impulse swirl meter 80, a force in the swirl flow direction acts on each honeycomb, and acts on the whole by integrating the forces applied to each honeycomb. The impulse swirl meter torque G is calculated.
[0038]
More specifically, when it is assumed that the air-fuel mixture is sucked into the combustion chamber 4 during the period from when the intake valve opens to the bottom dead center, the air-fuel mixture follows the inner peripheral surface of the combustion chamber 4 during this period. The turning speed becomes maximum at the bottom dead center position. Therefore, the swirl ratio can be obtained by integrating the angular momentum of each crank from the start of opening of the intake valve to the bottom dead center. Based on this knowledge, in this example, the swirl ratio Sr is calculated by the following equations (1) and (2).
[0039]
Sr = ηv · [D · S · ∫ (cf · Nr · dα)] / [n · d2・ (∫cf ・ dα)2] …… (1)
Nr = 8 ・ G / (MD ・ Vo) ...... (2)
Where Sr is the swirl ratio, ηv is volumetric efficiency (ηv = 1), D is the bore diameter, S is the stroke, n is the number of intake valves, d is the throat diameter, cf is the flow coefficient for each valve lift, and Nr is each valve Dimensionless rig swirl value for lift, α is crank angle, G is impulse swirl meter torque, M is the mass of air filled in the cylinder during the intake stroke, and Vo is the velocity head.
[0040]
The above equation (2) is derived by the following procedure.
[0041]
Figure 0004506042
However, I is the moment of inertia of the air in the cylinder at the end of the intake stroke (piston bottom dead center), and ωr is the rigswir value.
[0042]
The post-combustion control means 38 has a predetermined timing set on the basis of the time when the main combustion of the main injected fuel from the fuel injection valve 5 is completed (for example, in an operation state where the engine speed is 1500 rpm or higher, The fuel is post-injected at a time of 30 ° to 60 ° CA after the dead center. As a result, soot discharge is suppressed by performing post-combustion by the post-injection at a time of 0 ° to 3 ° CA after the main combustion by the main injection of the fuel is completed. .
[0043]
That is, the main combustion control means 36 performs main injection at a predetermined timing from the intake stroke to the initial stage of the expansion stroke, which is equal to or larger than the injection amount corresponding to the required output of the engine. When all or a part of the fuel is diffusely burned, soot is generated. At the end of the diffusion combustion, soot and oxygen present in the combustion chamber 4 are promoted and the fuel is easily ignited. Since the post-combustion is started by the post-injection, the combustion of the soot is promoted and its discharge is suppressed.
[0044]
The end timing of the main combustion changes in accordance with the combustion scale of the main injected fuel, the amount of oxygen sucked into the combustion chamber 4, and the swirl state in the combustion chamber 4. By setting the timing of the post-injection based on the value, the post-combustion by the post-injection of the fuel is performed at a timing of 0 ° to 3 ° CA after the time when the main combustion by the main injection of the fuel is completed. It is like that.
[0045]
  Further, the post-combustion control means 38 is used when the NOx purification catalyst 22 is in the active temperature range and purifies NOx, or when the NOx is removed from the NOx adsorbent of the NOx adsorption catalyst. After the main injection of the fuel, the main combustion by the main injection of the fuel is completed by post-injecting the fuel at a predetermined time within a range of 30 ° to 60 ° as the crank angle (CA) after the top dead center of the compression stroke. The post-injected fuel is post-combusted at a time between 5 ° and 15 ° CAGrilledThe amount of reducing agent made of HC or the like led to the exhaust passage 20 is increased.
[0046]
The control operation executed in the engine exhaust gas purification apparatus will be described based on the flowchart shown in FIG. When the control operation starts, first, data detected by the sensors is input (step S1), and then the fuel main injection amount Qm and the main injection timing Im corresponding to the required torque of the engine are read from a preset map. (Step S2).
[0047]
Thereafter, whether or not the conditions for the post-injection of the fuel are satisfied, that is, the operating state in which the soot generated by the main injection of the fuel is burned together with the post-injected fuel, or NOx purification by the NOx purification catalyst 22 is performed. Therefore, it is determined whether or not the engine is in an operation state in which the HC emission amount is increased (step S3).
[0048]
If the determination in step S3 is YES, the fuel post-injection amount Qp corresponding to the engine operating state is read from a preset map and set (step S4), and the combustion scale of the main injection is set. The corresponding post-injection reference timing Ipo is read out from a preset map and set (step S5).
[0049]
As shown in FIG. 6, the map for setting the reference timing Ipo for the post-injection is set with the fuel main injection amount Qm and the engine speed Ne as parameters, and the fuel injection amount Qm is large. It is set so that the reference timing Ipo of the post-injection is delayed as the engine speed Ne is higher. The map for setting the reference time Ipo is created on condition that the value related to the swirl strength is constant.
[0050]
Next, after the swirl determination means 37 determines the swirl ratio, which is a value related to the swirl intensity in the combustion chamber 4 (step S6), the first correction coefficient Ip1 of the post injection timing corresponding to the value related to the swirl intensity is It is read out from the preset map and set (step S7). As shown in FIG. 7, the map of the first correction coefficient Ip1 uses a swirl ratio as a parameter, and when the swirl ratio is large, the value of the first correction coefficient Ip1 is smaller than 1, and the swirl ratio is When the value is small, the value of the first correction coefficient Ip1 is set to be larger than 1. The map for the first correction coefficient Ip1 is preset with various maps corresponding to the engine operating state with parameters such as the combustion scale of the main injected fuel and the amount of oxygen sucked into the combustion chamber 4. A map corresponding to the current operating state is selected and used from among them.
[0051]
Further, the second correction coefficient Ip2 for the post-injection timing corresponding to the intake oxygen amount estimated based on the detection value of the airflow sensor 11 is read from the preset map and set (step S8). As shown in FIG. 8, the map of the second correction coefficient Ip2 uses the intake oxygen amount as a parameter, and when the intake oxygen amount is large, the value of the second correction coefficient Ip2 becomes smaller than 1, and the intake The value of the second correction coefficient Ip2 is set to be larger than 1 when the amount of oxygen is small.
[0052]
Next, after obtaining the final post-injection timing Ip based on the post-injection reference timing Ipo and the first and second correction coefficients Ip1 and Ip2 (step S9), when the fuel injection timing is reached, Fuel injection control for injecting fuel of the set amounts Qm and Qp is executed (step S10).
[0053]
As described above, the post-combustion control means 38 including the post-injection control means performs the post-injection of the fuel within the range of, for example, 30 ° to 60 ° (CA) after the main injection of the fuel and after the top dead center of the compression stroke. In the case where it is configured to perform, the combustion by the post-injection of the fuel is performed when the diffusion combustion generated after the pre-injection combustion of the fuel injected into the combustion chamber 4 is completed. Therefore, the mixing of soot and oxygen present in the combustion chamber 4 at the end of the diffusion combustion is promoted, and combustion is started by the post-injection of fuel in a state where it is easy to ignite. Will be reduced.
[0054]
Here, the end timing of diffusion combustion will be described in detail. This diffusion combustion is determined based on the heat generation rate, and according to the “Internal Combustion Engine Lecture” (publisher Yokendo Co., Ltd., author Fujio Nagao), the heat generation rate is expressed as shown in the following equation (8). expressed.
[0055]
dQ / dθ = A / (K( θ )-1) x [V( θ )・ (DP( θ )/ Dθ) + K( θ )・ P( θ )・ (DV( θ )/Dθ)]...(8)
Where A is the work equivalent of heat and K( θ )Is the specific heat ratio, V( θ )Is the stroke volume, P( θ )Is the cylinder pressure, and θ is the crank angle.
[0056]
According to the manual of Ono Sokki Co., Ltd. combustion analyzer CB566, the specific heat ratio K( θ )Is expressed based on the following formulas (9) to (12).
[0057]
K( θ )= Cp / Cv (9)
Cp = ap + b (T( θ )/ 100) + c (T( θ )/ 100)2+ D (100 / T( θ )) ... (10)
Cv = Cp− (A · Ro) / M (11)
T( θ )= (P( θ )・ V( θ )) /29.27·g (12)
Cp is constant pressure specific heat, Cv is constant volume specific heat, Ro is gas constant, M is molecular weight of air, T( θ )Is the gas temperature, g is the gas weight, and ap, b, c, d are other constants.
[0058]
From the above formulas (9) to (12), the heat generation rate dQ / dθ shown in the formula (8) is the in-cylinder pressure P( θ )And stroke volume V( θ )And the function f (P( θ ), V( θ ))become. The stroke volume V( θ )Is expressed based on the bore diameter D and the stroke S, the following equation (13) is obtained, and thus the heat generation rate dQ / dθ is represented by the following equation (14).
[0059]
V( θ )= (Π · D2S / 8) · (1-cos θ) (13)
dQ / dθ = [f (P( θ + Δθ ), V( θ + Δθ )) -F (P( θ ), V( θ )]] / Δθ (14)
Therefore, if there is in-cylinder pressure data for each crank angle, the heat generation rate can be calculated based on this data. The heat generation rate obtained in this way is shown in FIG. 9, and the heat generation rate showed a large value in the positive direction according to the main combustion of the main injected fuel at the main injection time tm. Thereafter, since the heat generation rate becomes 0 in accordance with the end of the diffusion combustion, the end point of the diffusion combustion is obtained based on the time t1 at which the heat generation rate becomes substantially zero.
[0060]
In the present embodiment, as shown by the broken line in FIG. 9, the combustion by the post-injection is started in the vicinity of the time point t1 at which the heat generation rate by the main combustion determined in advance as described above becomes approximately zero. In consideration of a preset ignition delay time Tf (for example, a time of about 0.4 ms to 0.7 ms) based on the operating state, the ignition delay time Tf is greater than the time t1 at which the heat generation rate becomes substantially zero. Is set so that the start time tf of the post-injection is advanced by an amount corresponding to.
[0061]
The ignition delay time Tf varies depending on the engine displacement and the fuel injection pressure. When the injection pressure is 50 MPa to 200 MPa in an engine of 1000 cc to 3000 cc, the ignition delay time Tf is 0.4 ms to 0.00. It will be about 7ms. Further, it is longer than the ignition delay time Tm (0.1 ms to 0.3 ms) of the main injection started near the top dead center t0 of the compression stroke, which is when the in-cylinder temperature after the compression stroke top dead center is relatively low. This is because the post-injection is performed. Further, the output timing of the injection drive signal to the fuel injection valve 5 includes the above-described ignition delay times Tf and Tm, and an invalid time (drive) during which fuel injection is actually started from the output time of the injection valve opening / closing signal. The delay time is also taken into account in the ECU 35.
[0062]
The timing at which the main combustion of the main injected fuel ends varies depending on the main combustion scale corresponding to the main injection amount of the fuel and the amount of oxygen sucked into the combustion chamber 4, and It changes according to the state of the swirl in the combustion chamber 4, and the end time of the main combustion tends to be earlier as the value indicating the strength of the swirl, for example, the swirl ratio is larger. This is because when a strong swirl is generated in the combustion chamber 4, the mixing of fuel and air is promoted and the combustibility is improved.
[0063]
Therefore, the end timing of the main combustion is determined according to the scale of the main combustion, the amount of oxygen sucked into the combustion chamber 4 and the swirl state, and the post-combustion is performed in the vicinity of the end of the diffusion combustion of the main combustion. By setting the timing of the post-injection so as to be performed, the mixing of soot and oxygen present in the combustion chamber 4 is promoted, and the post-combustion is performed in a state where ignition is easy, and soot is discharged. Can be effectively reduced.
[0064]
In particular, as shown in the above-described embodiment, the larger the value indicating the strength of the swirl when the combustion scale of the main injected fuel and the utilization of oxygen sucked into the combustion chamber 4 are in the same condition, the larger the value. When the interval between the start timing t0 of the main combustion and the start timing of the post-combustion (the time point at which the heat generation rate becomes substantially zero) t1 is shortened by advancing the post-injection timing tm as described above, With a simple configuration, the amount of soot discharged can be reduced more effectively.
[0065]
For example, when the engine speed is controlled to 1500 rpm, the average effective pressure Pe is controlled to 0.3 Mpa, and the NOx concentration in the exhaust gas is about 50 ppm, the swirl ratio is increased. The amount of soot generated by changing the fuel post-injection timing in various ways within the range of about 3 ° to 40 ° in the crank angle (CA) after the main injection of the fuel, depending on whether the fuel is injected or reduced As a result of an experiment to measure the data, data as shown in FIG. 10 was obtained.
[0066]
From the above data, when the swirl ratio is large, as shown by the solid line in FIG. 10, when the fuel post-injection timing is set slightly after 30 ° (CA) after the top dead center of the compression stroke On the other hand, when the generation amount of wrinkles is remarkably reduced, when the swirl ratio is small, as shown by the broken line in FIG. 10, it is slightly before 30 ° (CA) after the top dead center of the compression stroke. At that time, it was confirmed that the amount of soot generated was significantly reduced when the post-injection timing of fuel was set.
[0067]
Further, in the above operating state of the engine in which the engine speed is controlled to 1500 rpm and the average effective pressure Pe is controlled to 0.3 Mpa, the crank angle (CA) after main fuel injection is 3 ° to 40 °. When the fuel post-injection timing was variously changed within the range, and when the fuel post-injection was not performed, an experiment was conducted to measure the fuel consumption rate. As shown in FIG. It was confirmed that the fuel efficiency deteriorates as the post-injection timing of the fuel is delayed. This is because the later injected fuel does not contribute to the improvement of the engine output as the fuel later injection timing is delayed. For this reason, in order to prevent the fuel consumption from deteriorating, it is preferable to advance the post-injection timing of the fuel. However, if the fuel is excessively advanced, the occurrence of soot increases as described above. It is necessary to set the fuel post injection timing.
[0068]
In addition, instead of the embodiment in which the fuel post-injection timing is set according to the crank angle (CA), the fuel post-injection timing may be set according to the time set based on a timer. In this case, by performing post-injection of the fuel at a predetermined time after the top dead center of the compression stroke after the main injection of fuel, it is possible to effectively prevent soot from being released into the atmosphere without deteriorating fuel consumption. be able to.
[0069]
Further, in the diesel engine provided with the turbocharger 25 that is driven by the exhaust gas and supercharges the intake air, a predetermined amount of fuel is post-injected after the main injection of fuel as described above, and in the combustion chamber 4 When the swirl is generated, the exhaust gas pressure rises and the supercharging action of the turbocharger 25 is enhanced. As a result, the amount of fresh air introduced into the combustion chamber 4 is increased, so that the combustion of carbon remaining in the combustion chamber 4 is promoted and the generation of soot is effectively suppressed. . When the amount of intake air increases due to the supercharging action of the turbocharger 25, the end timing of diffusion combustion of the main injected fuel tends to be advanced. By correcting the post-injection timing of the fuel, it is possible to effectively suppress the generation of soot and further reduce the amount of soot derived to the exhaust passage 20.
[0070]
Further, in the diesel engine equipped with the turbocharger 25, an exhaust gas recirculation means 33 for recirculating a part of the exhaust gas to the intake system is provided, and the exhaust gas recirculation control means 39 provided in the ECU 35 controls the exhaust gas. When the feedback control is performed so that the recirculation rate becomes the target value, if the intake air amount increases in accordance with the supercharging action of the turbocharger 25, it is recirculated to the intake system correspondingly. As a result, the amount of RawNOx led out from the combustion chamber 4 to the exhaust passage 20 is effectively reduced.
[0071]
In addition, when the engine speed is controlled to 1500 rpm and the average effective pressure is controlled to 0.3 Mpa, the end point of the diffusion combustion by the main injection of fuel (the time point when the heat generation rate becomes substantially zero) ) The fuel is post-injected at 30 ° (CA) after the compression top dead center, which is considered to be a time tf advanced from the vicinity of t1 by a time corresponding to the ignition delay time Tf. An experiment was conducted to examine the correspondence between the ratio (P / T) between the injection quantity and the total injection quantity and the amount of soot generated. As shown by the solid line in FIG. 12, the ratio (P / T) was increased. It was confirmed that the generation of wrinkles could be suppressed as the amount was increased.
[0072]
In addition, at the time of 8 ° (CA) after the compression top dead center considered to be before the end of the diffusion combustion, the fuel is post-injected and the ratio between the post-injection amount and the total injection amount (P / T ) And the amount of wrinkle generation, an experiment was conducted to find a change in the wrinkle generation rate even when the ratio (P / T) was increased, as shown by the broken line in FIG. I couldn't.
[0073]
On the other hand, the main injection amount of the fuel that performs the fuel post-injection at the time of 8 ° (CA) after the top dead center of the compression stroke (ATDC) that is considered to be before the end of the diffusion combustion in the operating state of the engine. As a result of an experiment for measuring the change in fuel consumption rate by varying the ratio of the post-injection amount to (P / T), the ratio of the post-injection amount (P / T) as shown by the broken line in FIG. ), There is almost no change in the fuel consumption rate, but after the compression stroke top dead center (ATDC) where combustion by post-injection is considered to occur near the end point t1 of diffusion combustion by main injection of fuel. ) At 30 ° (CA), the fuel efficiency is increased in accordance with the increase in the ratio (P / T) of the post-injection amount, as shown by the solid line in FIG. Was significantly worse.
[0074]
  Therefore, based on the swirl state in the combustion chamber 4 as described above, the post-injected fuel is post-combusted based on the end point of the diffusion combustion generated in the combustion chamber 4 by the main injection of the fuel. Engine exhaust purification systemIn placeIn order to effectively reduce the amount of soot emissions without deteriorating fuel consumption.With a decreaseIn order to achieve this, it is preferable to set the post-injection amount of the fuel within a range of 15% to 35% of the total injection amount.
[0075]
In the above-described embodiment, the drive units of the first intake valve 43 and the second intake valve 44 are provided with lift amount adjusting mechanisms 45 and 46 that adjust the lift, and the lift amount adjusting mechanisms 45 and 46 are controlled. Since the strength of the intake swirl is controlled by adjusting the lift amounts InL1 and InL2 of the first and second intake valves 43, there is no change in pumping loss due to fluctuations in the intake air amount. There is an advantage that the intensity of the intake swirl can be controlled.
[0076]
Further, as shown in the above embodiment, when the NOx purification catalyst 22 is in the active temperature region, the crank angle (CA) after the compression stroke top dead center after the main injection of the fuel is in the range of 30 ° to 60 °. By performing post-injection of fuel at a predetermined time, the post-injected fuel is post-combusted and post-combusted at a time of 5 ° to 15 ° CA after the main combustion by the main injection of the fuel ends. When the control is performed to increase the amount of reducing agent made of HC or the like led out to the exhaust passage 20, this reduction is achieved by increasing the amount of reducing agent made of HC led out to the exhaust passage 20. There is an advantage that NOx purification can be effectively promoted by using an agent.
[0077]
Since the amount of reducing agent composed of HC led out to the exhaust passage 20 changes according to the swirl state in the combustion chamber 4, the post-injection timing of the fuel is controlled based on the swirl state. Therefore, it is desirable that a proper amount of the reducing agent is led out to the exhaust passage 20.
[0078]
In the above embodiment, an example in which the present invention is applied to a direct injection diesel engine that directly injects fuel into the combustion chamber 4 has been described. However, a direct burn operation in which a lean burn operation in which an air-fuel mixture thinner than the stoichiometric air-fuel ratio is burned is performed. The present invention can also be applied to an injection gasoline engine. In this case, the ignition timing of the post-injected fuel is set on the basis of the swirl state in the combustion chamber 4, and the above-described post-combustion is performed in the vicinity of the end point of the diffusion combustion generated in the combustion chamber 4 by the main injection of fuel. By executing the control for causing the combustion in the post-combustion control means 38, it is possible to suppress the generation of soot and effectively reduce the amount of soot discharged into the atmosphere.
[0079]
【The invention's effect】
  As described above, according to the present invention, the required torque of the engine can be obtained by performing main combustion at least in the first half of the expansion stroke of the fuel injection valve that injects fuel into the combustion chamber and the main injection from the fuel injection valve. Main combustion control means for controlling as described above, and post-combustion control means for controlling so that the fuel after-injected from the fuel injection valve is post-combusted based on the timing when the main combustion ends,Swirl determining means for determining the intensity of swirl generated in the combustion chamber based on the operating state of the engine, and the post-injection control means performs post-injection near the end of combustion of the main injected fuel from the fuel injection valve. The injection timing of the post-injected fuel is controlled so that the combustion of the injected fuel is started. The higher the swirl intensity based on the swirl intensity determined by the swirl determining means, The post-combustion time is set to be advancedTherefore, there is an advantage that the exhaust gas can be purified by suppressing the generation of soot and effectively reducing the amount of soot released into the atmosphere.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory view showing an embodiment of an exhaust emission control device for an engine according to the present invention.
FIG. 2 is a schematic plan view showing a combustion chamber structure.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a valve lift amount.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing a swirl ratio measuring means.
FIG. 5 is a flowchart showing a control method of exhaust gas purification.
FIG. 6 is a map for setting a post-injection timing.
FIG. 7 is a map for setting a first correction coefficient for post-injection timing.
FIG. 8 is a map for setting a second correction coefficient for post-injection timing.
FIG. 9 is a time chart showing a change state of the heat generation rate in the combustion chamber.
FIG. 10 is a graph showing a correspondence relationship between soot generation amount and post-injection timing.
FIG. 11 is a graph showing a correspondence relationship between a fuel consumption rate and a post-injection timing.
FIG. 12 is a graph showing a correspondence relationship between the soot generation amount and the ratio of the post-injection amount.
FIG. 13 is a graph showing a correspondence relationship between a fuel consumption rate and a ratio of a post-injection amount.
[Explanation of symbols]
4 Combustion chamber
5 Fuel injection valve
20 Exhaust passage
36 Main combustion control means
37 Swirl discrimination means
38 Post-combustion control means

Claims (1)

燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、この燃料噴射弁から主噴射された燃料を少なくとも膨張行程の前半で主燃焼させてエンジンの要求トルクが得られるように制御する主燃焼制御手段と、上記燃料噴射弁から後噴射された燃料を上記主燃焼が終了する時期を基準にして後燃焼させるように制御する後燃焼制御手段とを備え、
エンジンの運転状態に基づいて燃焼室内に生成されるスワールの強度を判別するスワール判別手段を有し、
上記後噴射制御手段は、燃料噴射弁から主噴射された燃料の燃焼終了時点付近で後噴射された燃料の燃焼が開始されるように、後噴射燃料の噴射時期を制御するものであり、上記スワール判別手段により判別されたスワール強度に基づいて該スワール強度が大きくなるほど、上記後噴射燃料の後燃焼時期を早くするように設定することを特徴とするエンジンの排気浄化装置。A fuel injection valve for injecting fuel into the combustion chamber, and main combustion control means for controlling the main injected fuel from the fuel injection valve so that the required torque of the engine is obtained by main combustion at least in the first half of the expansion stroke; A post-combustion control means for controlling so that the fuel post-injected from the fuel injection valve is post-combusted on the basis of the timing when the main combustion ends,
Swirl determination means for determining the strength of the swirl generated in the combustion chamber based on the operating state of the engine;
The post-injection control means controls the injection timing of the post-injected fuel so that the combustion of the post-injected fuel is started near the end of combustion of the main injected fuel from the fuel injection valve. An exhaust emission control device for an engine, characterized in that the post-combustion timing of the post-injected fuel is set earlier as the swirl strength increases based on the swirl strength determined by the swirl determination means .
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