JP5948864B2 - 自動車用エンジンの制御装置 - Google Patents

Description

ここに開示する技術は、自動車用エンジンの制御装置に関する。

特許文献１には、火花点火式エンジンを通過した後の冷却水が供給される車室暖房用のヒーターを備えた自動車において、エンジンの運転状態が低負荷低回転の領域にあって、そのままでは冷却水の温度が上昇し難い状態のときには、吸気弁及び排気弁を共に閉弁するネガティブオーバーラップ期間を設けることが記載されている。このことによって、比較的高温の既燃ガスが気筒内に残留し、それによって圧縮端温度が高まるから、冷却水の受熱量が増えて冷却水温度が速やかに高まり、ヒーター要求を早期に満足させることが可能になる。

特開２００９−１２７４２８号公報

前記の特許文献１に記載された技術は、気筒内に既燃ガスを残留させ、それによって圧縮端温度を高めることで、シリンダ壁面を通じての放熱量を増大させようとするものの、冷却水の温度上昇をさらに促進させる上で改良の余地がある。

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、特に低中負荷で低回転の運転領域における、エンジン冷却水の昇温をさらに促進させることにある。

ここに開示する自動車用エンジンの制御装置は、気筒を有するエンジンと、前記気筒につながる排気ポートの周囲に設けられた冷却水通路と、前記冷却水通路を通過することで受熱をした後の冷却水が供給される車室暖房用のヒーターと、前記排気ポート下流の排気通路に配置されたタービンと吸気通路に配置されたコンプレッサとを含むターボ過給機と、前記気筒内に燃料を直接噴射するよう構成された燃料噴射弁と、前記気筒と前記排気ポートとの開口に設けられた排気弁を、排気行程及び吸気行程のそれぞれにおいて開弁させる排気の二度開きを行うよう構成された排気二度開き手段と、前記燃料噴射弁及び排気二度開き手段の制御を通じて前記エンジンを運転するよう構成された制御器と、を備える。

そして、前記制御器は、前記エンジンの運転状態が、低回転側の運転領域にあるときであって、前記冷却水の温度が所定温度以下のときには、低負荷側でかつ、前記低回転側の運転領域における所定回転数よりも高回転側の第１領域では、主燃焼に続いて、膨張行程中の後段燃焼が生起するように、主噴射後に後段噴射を実行するよう前記燃料噴射弁を制御すると共に、前記排気二度開き手段によって排気の二度開きを行い、前記第１領域に対して高負荷側に隣接する領域と、前記低負荷側で前記第１領域に対して低回転側に隣接する、前記所定回転数以下の領域とからなる第２領域では、前記主噴射後に前記後段噴射を実行するよう前記燃料噴射弁を制御すると共に、前記排気二度開き手段による排気の二度開きを停止する。

この構成によると、エンジンの運転状態が、低回転側の運転領域であって、低負荷側の第１領域にあるとき、言い換えると冷却水の温度が上がりにくい運転領域において、冷却水の温度が所定温度以下のときには、主噴射の後に後段噴射を実行すると共に、排気の二度開きを実行する。この「所定温度」は、例えば、前記ヒーターを用いて車室内の暖房を行うときに要求される温度としてもよく、具体的には６０℃、又は、６０℃辺りとしてもよい。後段噴射の実行は、主燃焼に続き、膨張行程において後段燃焼が生起するため、排気ポートから排出される既燃ガスの温度が高くなる。こうして、排気ポートを通過する既燃ガスの温度と、排気ポートの周囲に設けられた冷却水通路を流れる冷却水との温度差が大きくなるため、ここにおいて効率的に熱交換が行われて、冷却水の温度上昇に有利になる。

また、エンジンの運転状態が第１領域にあるときには、排気の二度開きを行うことによって、排気ポートに一旦排出された既燃ガスが、再び気筒内に戻される。既燃ガスが戻るときにもまた、排気ポートの周囲に設けられた冷却水通路において熱交換が行われるため、冷却水の温度上昇にさらに有利になる。特に、排気弁のスロート部は、流速が最も高まるため熱交換効率が高くなるが、排気の二度開きによって既燃ガスは、このスロート部を２回通過することになるため、冷却水の温度上昇に極めて有利である。

さらに、排気の二度開きによって既燃ガスを気筒内に導入することに伴い、吸気量がその分、減少することになる。このことにより、気筒内の作動ガス量が少なくなるから、燃焼後のガスの温度が、より一層高まる。このこともまた、冷却水の温度上昇に有利になる。

前記制御装置は、前記エンジンの排気通路に配置されたタービンと吸気通路に配置されたコンプレッサとを含むターボ過給機をさらに有している。

排気の二度開きを実行しているときには、排気エネルギがその分低下するから、ターボ過給機による過給圧は低くなる。このことは、排気の二度開きを実行する第１領域において吸気量を減らすことになるから、前述したように、既燃ガスの温度を高める上で有利になり、冷却水の温度上昇がさらに促進される。

一方、第１領域よりもエンジン負荷の高い第２領域においては、燃料噴射量が増大するため、前述の通り排気の二度開きによって吸気量（つまり、新気量）を減少させていたのでは、空気が不足して排気エミッション性能が低下する虞がある。そこで、第２領域においては、主噴射及び後段噴射を実行するものの、排気の二度開きは停止する。このことにより、後段燃焼によって、排気ポートに排出される既燃ガスの温度を高めて冷却水の温度上昇を促進する一方で、排気の二度開きを停止することによって排気エミッション性能が低下することが回避される。

こうして、低回転側の領域でかつ、冷却水温度が所定温度以下のときには、冷却水の温度上昇が効果的に促進され、その結果、車室内の暖房要求があったときには、それを早期に満足させることが可能になる。

前記エンジンのシリンダヘッド内には、複数の前記気筒の排気ポートを集合させる排気マニホールド部が形成されており、前記冷却水通路は、前記排気マニホールド部の周囲にも設けられている、としてもよい。

こうすることで、冷却水は、エンジンの排気側において、既燃ガスの熱をさらに受熱することが可能になるから、前述した後段噴射及び後段燃焼の実行や、排気の二度開きの実行による冷却水の昇温が、さらに促進される。

前記排気二度開き手段は、前記エンジンの駆動力によって昇圧される油圧で駆動するよう構成され、前記第１領域において前記排気二度開き手段を作動させるときには、前記油圧が高く設定される一方、前記第２領域において前記排気二度開き手段を停止させるときには、前記油圧が低く設定される、としてもよい。

排気二度開き手段の作動時には、油圧を高めるためにエンジンの駆動力を高めなければならず、エンジン負荷の増大に伴い既燃ガスの温度が高まる。このことは、エンジンの運転状態が第１領域にあるときに、冷却水の温度を上昇させる上でさらに有利になる。

前記エンジンは、幾何学的圧縮比が１６未満に設定された圧縮自己着火エンジンである、としてもよい。

幾何学的圧縮比が低く設定された圧縮自己着火エンジンは、そもそも燃焼温度が比較的低く、冷却水の昇温には不利になる。従って、低回転側の第１領域や第２領域における車室内の暖房性能は不利になるところ、前述したように、後段噴射及び後段燃焼の実行や排気の二度開きの実行によって冷却水の昇温を促進することで、車室内の暖房性能が向上する。

以上説明したように、前記の自動車用エンジンの制御装置によると、エンジンの運転状態が低回転低負荷の第１領域にあるときには、後段噴射及び後段燃焼の実行と排気の二度開きとを組み合わせることで、冷却水の温度を効果的に高めることができる。また、第１領域よりも負荷の高い第２領域にあるときには、後段噴射及び後段燃焼の実行を行いつつ、排気の二度開きは停止することで、排気エミッション性能の低下を回避しながら、冷却水の温度を効果的に高めることができる。その結果、車室内の暖房要求があったときには、それを速やかに満足させることができる。

ディーゼルエンジンの構成を示す概略図である。 ディーゼルエンジンの制御に係るブロック図である。 ディーゼルエンジンのシリンダヘッドの構成を例示する説明図である。 ディーゼルエンジンの運転マップの一例を示す図である。 第１及び第２領域における燃料噴射態様の一例である。 第１及び第２領域付近での、（ａ）外気温、（ｂ）水温、（ｃ）エンジン回転数、（ｄ）エンジン負荷、（ｅ）排気二度開きの作動状態、（ｆ）油圧状態、（ｇ）後段噴射の実行状態、の各変化の一例を示すタイムチャートである。

以下、実施形態に係るディーゼルエンジンを図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１，２は、実施形態に係るエンジン（エンジン本体）１の概略構成を示す。このエンジン１は、車両に搭載されると共に、軽油を主成分とした燃料が供給されるディーゼルエンジンである。

エンジン１は、複数の気筒１１ａ（１つのみ図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯溜されたオイルパン１３とを有している。このエンジン１の各気筒１１ａ内には、ピストン１４が往復動可能にそれぞれ嵌挿されていて、このピストン１４の頂面にはリエントラント形燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。このピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。

前記シリンダヘッド１２には、各気筒１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されているとともに、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７の燃焼室１４ａ側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。

これら吸排気弁２１，２２をそれぞれ駆動する動弁系において、排気弁側には、当該排気弁２２の作動モードを通常モードと特殊モードとに切り替える油圧作動式の可変機構（図２参照。以下、ＶＶＭ（Variable Valve Motion）と称する）が設けられている。このＶＶＭ７１は、その構成の詳細な図示は省略するが、カム山を１つ有する第１カムとカム山を２つ有する第２カムとの、カムプロファイルの異なる２種類のカム、及び、その第１及び第２カムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に排気弁２２に伝達するロストモーション機構を含んで構成されており、第１カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２は、排気行程中において一度だけ開弁される通常モードで作動するのに対し、第２カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、排気弁２２が、排気行程中において開弁すると共に、吸気行程中においても開弁するような、いわゆる排気の二度開きを行う特殊モードで作動する。

ＶＶＭ７１の通常モードと特殊モードとの切り替えは、エンジン駆動の油圧ポンプ（図示省略）から供給される油圧によって行われ、特殊モードは、内部ＥＧＲに係る制御の際に利用される。尚、こうした通常モードと特殊モードとの切り替えを可能にする上で、排気弁２２を電磁アクチュエータによって駆動する電磁駆動式の動弁系を採用してもよい。尚、ＶＶＭ７１による内部ＥＧＲ制御は、主に燃料の着火性が低いエンジン１の冷間時に行われる。

前記シリンダヘッド１２には、燃料を噴射するインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に各気筒１１ａ内の吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。前記インジェクタ１８は、その燃料噴射口が燃焼室１４ａの天井面から該燃焼室１４ａに臨むように配設されていて、基本的には圧縮行程上死点付近で、燃焼室１４ａに燃料を直接噴射供給するようになっている。

前記エンジン１の一側面には、各気筒１１ａの吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、前記エンジン１の他側面には、各気筒１１ａの燃焼室１４ａからの既燃ガス（つまり、排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、詳しくは後述するが、吸入空気の過給を行う大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、各気筒１１ａ毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１１ａの吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。

吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型及び小型ターボ過給機６１、６２のコンプレッサ６１ａ，６２ａと、該コンプレッサ６１ａ，６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、前記各気筒１１ａの燃焼室１４ａへの吸入空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。このスロットル弁３６は、基本的には全開状態とされるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態とされる。

前記排気通路４０の上流側の部分は、各気筒１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。このエンジン１において排気マニホールド３７は、図３に示すように、シリンダヘッド１２内に形成されている。また、図３にはその一部のみを示すが、シリンダヘッド１２における排気ポートの周囲及び排気マニホールド３７の周囲には、冷却水が流れるウォータジャケット３７１が形成されている。つまり、このエンジン１は、水冷排気マニホールド構造を採用している。尚、排気マニホールド３７をシリンダヘッド１２内に形成しなくても、シリンダヘッド１２に外付けする構成であってもよく、その外付けの排気マニホールドに冷却水通路を設けてもよい。

この排気通路４０における排気マニホールド３７よりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２のタービン６２ｂ、大型ターボ過給機６１のタービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。

この排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、フィルタという）４１ｂとを有しており、上流側から、この順に並んでいる。酸化触媒４１ａ及びフィルタ４１ｂは１つのケース内に収容されている。前記酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されてＣＯ_２及びＨ_２Ｏが生成する反応を促すものである。また、前記フィルタ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集するものである。尚、フィルタ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。このエンジン１は、後述するように、低圧縮比化によってＲａｗＮＯｘの生成を大幅に低減乃至無くしており、ＮＯｘ処理用の触媒を省略している。

前記吸気通路３０における前記サージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）と、前記排気通路４０における前記排気マニホールド３７と小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりも上流側部分）とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するための排気ガス還流通路５１によって接続されている。この排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａ及び排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２とが配設されている。

大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。一方、大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。

小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。

すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設され、排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂが排気ガス流により回転し、これら大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂの回転により、該大型及び小型タービン６１ｂ，６２ｂとそれぞれ連結された前記大型及び小型コンプレッサ６１ａ，６２ａがそれぞれ作動する。

小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。

吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする小型吸気バイパス通路６３が接続されている。この小型吸気バイパス通路６３には、該小型吸気バイパス通路６３へ流れる空気量を調整するための小型吸気バイパス弁６３ａが配設されている。この小型吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（つまり、ノーマルクローズ）となるように構成されている。

一方、排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする小型排気バイパス通路６４と、大型タービン６１ｂをバイパスする大型排気バイパス通路６５とが接続されている。小型排気バイパス通路６４には、該小型排気バイパス通路６４へ流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設され、大型排気バイパス通路６５には、該大型排気バイパス通路６５へ流れる排気量を調整するためのウエストゲートバルブ６５ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａは共に、無通電時には全開状態（つまり、ノーマルオープン）となるように構成されている。

これら大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２は、それらが配設された吸気通路３０及び排気通路４０の部分も含めて、一体的にユニット化されて、過給機ユニット６０を構成している。この過給機ユニット６０がエンジン１に取り付けられている。

また詳細な構成図は省略するが、図１に示すように、このエンジン１の冷却水の循環回路上には、エンジン１を通過した（前述したエンジン１の排気側に設けられたウォータジャケット３７１を通過した）冷却水の一部が供給されるヒーター８が設けられている。このヒーター８は、車室内の暖房を行うための熱交換器であり、ヒーター８において空気との熱交換を行った後の冷却水は、エンジン１に戻るように構成されている。

このように構成されたディーゼルエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御器を構成する。ＰＣＭ１０には、図２に示すように、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ２、吸入空気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、排気中の酸素濃度を検出するＯ_２センサＳＷ６、及び、小型タービン６２ｂよりも上流側における排気圧力を検出する排気圧力センサＳＷ７の検出信号が入力され、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じてインジェクタ１８、グロープラグ１９，動弁系のＶＶＭ７１、各種の弁３６、５１ａのアクチュエータへ制御信号を出力する。

また、ＰＣＭ１０は、エンジンの運転状態において大型及び小型ターボ過給機６１、６２の動作を制御している。具体的には、ＰＣＭ１０は、小型吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａの各開度を、エンジン１の運転状態に応じて設定された目標過給圧となるように制御する。詳しくは、低回転側の領域では、小型吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開以外の開度とし、ウエストゲートバルブ６５ａを全閉状態とすることによって、小型ターボ過給機６２のみ、又は、大型及び小型ターボ過給機６１、６２の両方を作動させる。一方、高回転側の領域では、小型ターボ過給機６２が過回転になると共に、排気抵抗になるため、小型吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開状態とし、ウエストゲートバルブ６５ａを全閉状態に近い開度にすることによって、小型ターボ過給機６２をバイパスさせて大型ターボ過給機６１のみを作動させる。尚、ウエストゲートバルブ６５ａは、大型ターボ過給機６１の過回転を防止するために少し開き気味に設定している。

そうして、このエンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１６未満（例えば１４）とした、比較的低圧縮比となるように構成されており、これによって排気エミッション性能の向上及び熱効率の向上を図るようにしている。

（エンジンの燃焼制御の概要）
前記ＰＣＭ１０によるエンジン１の基本的な制御は、主にアクセル開度に基づいて目標トルク（言い換えると目標となる負荷）を決定し、これに対応する燃料の噴射量や噴射時期等をインジェクタ１８の作動制御によって実現するものである。目標トルクは、アクセル開度が大きくなるほど、またエンジン回転数が高くなるほど、大きくなるように設定され、目標トルクとエンジン回転数とに基づいて燃料の噴射量が設定される。噴射量は、目標トルクが高くなるほど、また、エンジン回転数が高くなるほど大きくなるように設定される。また、スロットル弁３６、及び排気ガス還流弁５１ａの開度の制御（つまり、外部ＥＧＲ制御）や、ＶＶＭ７１の制御（つまり、内部ＥＧＲ制御）によって、気筒１１ａ内への排気の還流割合を制御する。

また、ＰＣＭ１０は、定常時には、エンジン１の運転状態に応じて目標過給圧を設定し、その目標過給圧が達成されるように、レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａの開度調整を行うと共に、小型吸気バイパス弁６３ａの開閉を制御する過給圧フィードバック制御を行う。

そしてこのエンジン１では、ＲａｗＮＯｘの生成を無くす又は抑制するため、基本的に空気過剰率λ≧２．４以上となるようなリーンで運転するように構成されている。

（冷却水昇温促進制御）
前述の通り、このエンジン１は、幾何学的圧縮比が低く設定されていると共に、空気過剰率λ≧２．４以上のリーンに設定されているため、燃焼温度が比較的低くかつ、冷却損失が比較的少ない。このことは、冷却水の温度が低いときに、その温度を上昇させる上では不利な構成である。特に、外気温度が低く（例えば０℃以下）でかつ、エンジン水温が低い（例えば６０℃以下）のような条件下で、しかもエンジン１の運転状態が、低回転低負荷の領域にあるようなときには、冷却水の温度がますます上昇し難くなる。このことはヒーター８に低温の冷却水が供給されることを意味し、車室内の暖房性能を低下させるという問題がある。

そこで、このエンジンシステムでは、エンジン冷間時でかつ、その運転状態が低回転低負荷の運転領域にあるときに、冷却水の温度上昇を促進させる冷却水昇温促進制御を実行する。

先ず図４は、エンジン１の冷間時における運転マップの一例を示している。同図における領域（Ａ）は、低回転側の領域、言い換えると、エンジンの回転数領域を高回転側と低回転側との２つに区分した場合の、概ね低回転側に相当する領域であると共に、低負荷の領域、言い換えるとエンジンの負荷領域を高負荷、中負荷及び低負荷の３つに区分した場合の、概ね低負荷に相当する領域である。但し、領域（Ａ）は、所定回転数よりも高回転側の領域である（第１領域に相当）。

これに対し、領域（Ｂ）は、領域（Ａ）に対し高負荷側に隣接する領域である。従って、領域（Ｂ）は、エンジンの回転数領域においては、低回転側であると共に、負荷領域においては、低負荷乃至中負荷の一部を含む。また、領域（Ｂ）は、前記の所定回転数以下の低負荷領域も含む（第２領域に相当）。

この領域（Ａ）及び（Ｂ）の双方において、ＰＣＭ１０は、インジェクタ１８に対し、前段噴射と、主噴射と、後段噴射とを実行させる。図５は、領域（Ａ）及び（Ｂ）における燃料噴射態様の一例を示している。つまり、圧縮行程中において、複数回の（図例では３回の）前段噴射を行う。前段噴射は、図示は省略するが、圧縮上死点付近において前段燃焼を生起させ、これが気筒１８ａ内の温度及び圧力を高め、後の主噴射による主燃料の着火性を高める。尚、前段噴射の回数に特に制限はなく、１回以上を行えばよい。また、前段噴射を省略してもよい。

主噴射は、図例では圧縮上死点移行に実行される。この主噴射の実行により、主燃焼が生起する。そしてこの主噴射後の膨張行程中において、後段噴射を実行する。図例では２回の後段噴射を行っているが、後段噴射の回数もまた、特に制限はない。後段噴射の実行により、図示は省略するが、膨張行程中において後段燃焼が生起する。この後段燃焼は、気筒１８ａ内から排出する既燃ガスの温度を高める。

そうして、領域（Ａ）においては、この後段噴射の実行と共に、ＶＶＭ７１の作動による排気の二度開きを実行する。これにより、吸気行程中に排気弁２２が再び開いて、既燃ガスが気筒１８ａ内に導入される。こうして領域（Ａ）においては、先ず後段噴射の実行、及びそれに伴う後段燃焼の生起によって、気筒１８ａ内から排出する既燃ガスの温度が高くなるから、エンジン１の排気側において、既燃ガスと冷却水との温度差が大きくなり、冷却水の昇温に有利になる。また、このエンジン１においては、排気ポートの周囲のみならず、排気マニホールド３７の周囲にもウォータジャケット３７１を設けているため、既燃ガスからの受熱量をさらに増やすことが可能になる。

また、排出する既燃ガスの温度を高くすることに、排気の二度開きを組み合わせることによって、気筒１９ａ内から一旦、排出した高温の既燃ガスを再び気筒内に戻すため、エンジン１の排気側における熱交換効率が高まり、冷却水の昇温にさらに有利になる。特に、排気弁２２のスロート部は、ガス流速が最も高まる箇所であるため、既燃ガスと冷却水との熱効率効率は、この箇所において最も高くなる。排気の二度開きを行うことは、既燃ガスをこのスロートに二回通過させることになるから、冷却水の温度は、より一層早期に高まり得る。

また、排気の二度開きを行うことによって、下流側の小型タービン６２ａに供給される排気エネルギは低下するから、小型ターボ過給機６２による過給圧も低下する。このことは、気筒１８ａ内に導入させる新気量を減少させるから、燃焼後のガスの温度が高くなる。このこともまた、冷却水の昇温に有利になる。

また、排気の二度開きを行うＶＶＭ７１は、前述の通りエンジン駆動の油圧によって作動をするため、ＶＶＭ７１を作動させて排気の二度開きを行うときには、エンジン１の負荷が高まることになる。これは、燃料噴射量を増大し排気温度を高めるから、このこともまた、冷却水の昇温に有利になる。

これに対し、領域（Ｂ）は、領域（Ａ）に対し負荷の高い領域であるため、燃料噴射量がその分増大する。このときに排気の二度開きを行い、新気量を減少させてしまったのでは、新気が不足して、例えばスモークの発生を招く虞がある。そこで、領域（Ｂ）では、排気の二度開きは停止して、前述の後段噴射及び後段燃焼のみを実行する。こうすることで、排気エミッション性能の低下を回避しながら、冷却水の昇温に不利な領域（Ｂ）においても、冷却水の昇温を促進することが可能になる。

尚、エンジン１の冷却水の温度が低くて、冷却水の昇温が要求されるようなときには、エンジン１の回転数が高められるため、エンジン１の運転状態は自動的に領域（Ａ）となり、排気の二度開きが実行されることになる。

次に、図６を参照しながら、前述した領域（Ａ）（Ｂ）の付近における冷却水昇温促進制御について、さらに説明する。同図（ａ）は外気温の変化の一例を示しており、冷却水昇温促進制御は、外気温が所定温度（同図の破線を参照）以下のときに実行される。所定温度は、例えば０℃に設定してもよい。また、同図（ｂ）は冷却水温の変化の一例を示しており、同図におけるＴ１は制御の下限温度、Ｔ２は制御の上限温度を示している。つまり下限温度Ｔ１よりも水温が低いときには、例えば油圧が立ち上がらなくて、ＶＶＭ７１を作動させることができないため、冷却水昇温促進制御を行わない。また、上限温度Ｔ２よりも水温が高いときには、冷却水昇温促進制御がそもそも不要である。上限温度Ｔ２は、例えば６０℃に設定してもよい。図例では、時刻２において水温がＴ１を超え、冷却水昇温促進制御の実行の条件の一つが満たされることになる。

同図（ｃ）はエンジン回転数の変化の一例を示している。同図におけるＮ１は、制御の下限回転数、Ｎ２は制御の上限回転数を示している。下限回転数Ｎ１よりも回転数が低いときには冷却水昇温促進制御を行わない。前述の通り、冷却水温度が低く、冷却水の昇温促進が必要なときには、エンジン１の回転数はＮ１よりも高められる。一方、上限回転数Ｎ２よりも回転数が高いときには、単位時間当たりの放熱量が増えるため、冷却水昇温促進制御は不要である（図４における領域（Ａ）及び（Ｂ）を高回転側に外れる）。図例では、時刻１においてエンジン回転数がＮ１を超え、冷却水昇温促進制御の実行の条件の一つが満たされることになる。

こうして水温及びエンジン回転数の条件がそれぞれ満足することで、時刻２において冷却水昇温促進制御が開始する。つまり、同図（ｆ）に示すように、油圧が、ＶＶＭ７１を作動させるために、ロー（低圧）からハイ（高圧）に切り替えられ、同図（ｅ）に示すように、ＶＶＭ７１が作動をする。また、同図（ｇ）に示すように、後段噴射の実行フラグもオンにされて、主噴射の後に後段噴射が実行される。こうして、前述の通り、気筒１８ａ内から排出される既燃ガスの温度を上昇させると共に、その高温の既燃ガスを排気の二度開きにより再び気筒１８ａ内に導入することにより、冷却水を効率的に昇温させる。その結果、同図（ｂ）に示すように、エンジン水温が速やかに上昇する。そうして、エンジン水温が上限温度Ｔ２以上となれば、冷却水昇温促進制御は中止される（時刻５参照）。つまり、後段噴射を行わず（同図（ｇ）参照）、ＶＶＭ７１を停止する（同図（ｅ）参照）。ＶＶＭ７１の停止に伴い、油圧もローに変更される（同図（ｆ）参照）。尚、エンジン水温が上限温度Ｔ２未満であっても、エンジン回転数が上限回転数Ｎ２を超えたときには、冷却水昇温促進制御は中止（中断）される（時刻３〜時刻４参照）。これは、エンジン１の運転状態が、図４に示す領域（Ａ）及び領域（Ｂ）を、高回転側に外れたことに対応する。

冷却水温度が、一旦、上限温度Ｔ２以上となっても、その後、冷却水温度が低下すれば、冷却水昇温促進制御が再び開始される（時刻６参照）。つまり、油圧がハイに切り替えられかつ、ＶＶＭ７１が作動すると共に、後段噴射が実行される（同図（ｅ）（ｆ）（ｇ）参照）。そうして、冷却水温度が再び上限温度Ｔ２以上となれば、冷却水昇温促進制御は中止する（時刻７参照）。

また、時刻８において冷却水昇温促進制御が再び開始したときに、同図（ｄ）に示すように、エンジン負荷が上限負荷を超えたようなときには（時刻９及び１０）、エンジン１の運転状態が領域（Ｂ）に入ったとして、ＶＶＭ７１を停止し、それに伴い油圧もローにする（同図（ｅ）（ｆ）参照）。これにより、スモークの発生を抑制する。尚、後段噴射はそのまま継続する（同図（ｇ）参照）。これによって、冷却水の昇温はそのまま継続される。

そうして、同図（ａ）に示すように、外気温が所定温度（例えば０℃）を超えたようなときには（時刻１１）、冷却水昇温促進制御は終了する（同図（ｅ）（ｆ）（ｇ）参照）。

尚、ここに開示する技術は、火花点火式エンジン（ガソリンエンジン）に適用することも可能である。

１ ディーゼルエンジン（エンジン）
１０ ＰＣＭ（制御器）
１１ａ 気筒
１８ 燃料噴射弁
２２ 排気弁
３０ 吸気通路
３７ 排気マニホールド
３７１ ウォータジャケット（冷却水通路）
４０ 排気通路
６２ 小型ターボ過給機（ターボ過給機）
６２ａ 小型コンプレッサ（コンプレッサ）
６２ｂ 小型タービン（タービン）
７１ ＶＶＭ（排気二度開き手段）
８ ヒーター

Claims (4)

1. 気筒を有するエンジンと、
   前記気筒につながる排気ポートの周囲に設けられた冷却水通路と、
   前記冷却水通路を通過することで受熱をした後の冷却水が供給される車室暖房用のヒーターと、
   前記排気ポート下流の排気通路に配置されたタービンと吸気通路に配置されたコンプレッサとを含むターボ過給機と、
   前記気筒内に燃料を直接噴射するよう構成された燃料噴射弁と、
   前記気筒と前記排気ポートとの開口に設けられた排気弁を、排気行程及び吸気行程のそれぞれにおいて開弁させる排気の二度開きを行うよう構成された排気二度開き手段と、
   前記燃料噴射弁及び排気二度開き手段の制御を通じて前記エンジンを運転するよう構成された制御器と、を備え、
   前記制御器は、前記エンジンの運転状態が、低回転側の運転領域にあるときであって、前記冷却水の温度が所定温度以下のときには、
   低負荷側でかつ、前記低回転側の運転領域における所定回転数よりも高回転側の第１領域では、主燃焼に続いて、膨張行程中の後段燃焼が生起するように、主噴射後に後段噴射を実行するよう前記燃料噴射弁を制御すると共に、前記排気二度開き手段によって排気の二度開きを行い、
   前記第１領域に対して高負荷側に隣接する領域と、前記低負荷側で前記第１領域に対して低回転側に隣接する、前記所定回転数以下の領域とからなる第２領域では、前記主噴射後に前記後段噴射を実行するよう前記燃料噴射弁を制御すると共に、前記排気二度開き手段による排気の二度開きを停止する自動車用エンジンの制御装置。
2. 請求項１に記載の自動車用エンジンの制御装置において、
   前記エンジンのシリンダヘッド内には、複数の前記気筒の排気ポートを集合させる排気マニホールド部が形成されており、
   前記冷却水通路は、前記排気マニホールド部の周囲にも設けられている自動車用エンジンの制御装置。
3. 請求項１又は２に記載の自動車用エンジンの制御装置において、
   前記排気二度開き手段は、前記エンジンの駆動力によって昇圧される油圧で駆動するよう構成され、
   前記第１領域において前記排気二度開き手段を作動させるときには、前記油圧が高く設定される一方、前記第２領域において前記排気二度開き手段を停止させるときには、前記油圧が低く設定される自動車用エンジンの制御装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の自動車用エンジンの制御装置において、
   前記エンジンは、幾何学的圧縮比が１６未満に設定された圧縮自己着火エンジンである自動車用エンジンの制御装置。

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