JP4506042B2 - Engine exhaust purification system - Google Patents
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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】
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
[0017]
Each of the
[0018]
The
[0019]
The downstream end portion of the
[0020]
In the
[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
[0022]
The
[0023]
The
[0024]
Then, the lift
[0025]
Further, the upstream end portion of the
[0026]
The
[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
[0028]
Further, the turbocharger comprising a variable geometry turbo (VGT) in which the nozzle cross-sectional area of the
[0029]
An exhaust gas recirculation passage (hereinafter referred to as an EGR passage) 23 that recirculates a part of the exhaust gas to the
[0030]
The
[0031]
The
[0032]
The
[0033]
The main combustion control means 36 sets the main injection amount of fuel injected from the
[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
[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
[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
[0037]
The impulse swirl meter torque is measured by the following procedure. That is, by arranging the
[0038]
More specifically, when it is assumed that the air-fuel mixture is sucked into the
[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]
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
[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
[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
[0045]
Further, the post-combustion control means 38 is used when the
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[0070]
Further, in the diesel engine equipped with the
[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
[0075]
In the above-described embodiment, the drive units of the
[0076]
Further, as shown in the above embodiment, when the
[0077]
Since the amount of reducing agent composed of HC led out to the
[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
[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)
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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