JPH0816463B2 - Exhaust gas recirculation control system for diesel engine - Google Patents
Exhaust gas recirculation control system for diesel engineInfo
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- JPH0816463B2 JPH0816463B2 JP61150527A JP15052786A JPH0816463B2 JP H0816463 B2 JPH0816463 B2 JP H0816463B2 JP 61150527 A JP61150527 A JP 61150527A JP 15052786 A JP15052786 A JP 15052786A JP H0816463 B2 JPH0816463 B2 JP H0816463B2
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- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
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- Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
Description
本発明は、デイーゼルエンジンの排気ガス再循環制御
装置に係り、特に、電子制御デイーゼルエンジンに用い
るのに好適な、デイーゼルエンジンの排気ガス再循環制
御装置の改良に関する。The present invention relates to an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine, and more particularly to an improvement of an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine suitable for use in an electronically controlled diesel engine.
デイーゼルエンジンにおいては、排気ガス中のNOxを
低減する一手段として、不活性である排気ガスの一部を
吸気系統へ再循環させ、吸入混合気に該排気ガスを混入
させることにより、燃料時の最高温度を下げて、NOxの
生成を少なくする排気ガス再循環（以下、EGRという）
装置が用いられる。 前記EGR装置で行われるEGR制御に関する技術には、従
来から種々のものが提案されており、その一つに出願人
が既に特開昭59−128963で提案したデイーゼル機関の排
気ガス再循環制御方法がある。 即ち、この方法は、エンジン負荷（アクセルペダル踏
込み量）及びエンジン回転数により決定される制御目標
燃料噴射量と検出されるエンジン回転数により制御目標
EGR量を求め、求められたEGR量に基づいてEGR弁の開弁
圧を制御する方法である。この方法においては、エンジ
ン回転数と負荷を代表する制御目標燃料噴射量との２次
元マツプからEGR率を定めており、制御目標燃料噴射量
とエンジン回転数に応じてEGRの流量を精度良く制御で
きる。 又、他の一つに実開昭61−1649で提案されたデイーゼ
ル機関の排気還流制御装置がある。この制御装置は、エ
ンジンの加速状態を判定して判定結果に基づき所定の加
速状態時にEGR制御弁にEGR停止指令を発してEGRを減量
又は停止させる装置である。 ところで、デイーゼルエンジンにおいては、通常、全
負荷時の燃料噴射量（全負荷噴射量）をエンジンの運転
条件（燃料温度、吸気圧力、吸気温度）に応じて、以下
の理由により変化させる。 即ち、黒煙の排出量はエンジンに吸入される空気量と
供給される燃料量との比（空燃比）によつて決まる値で
あり、通常、全負荷時にはEGRを行わないことで黒煙の
排出が許容される黒煙レベル以下となるよう黒煙の発生
を防止している。又、前記燃料温度が変化すると実噴射
量が変化し、又、吸気圧力、吸気温度が変化すると吸入
空気量が変化して空燃比が変化する。以上のことから、
全負荷時にデイーゼルエンジンからの排気ガス中に含ま
れる黒煙が前記黒煙レベル以下となるためには、前記全
負荷噴射量が補正される必要があり、従つて、該全負荷
噴射量を変化させることとなる。In a diesel engine, as a means of reducing NOx in the exhaust gas, a part of the exhaust gas that is inactive is recirculated to the intake system, and the exhaust gas is mixed into the intake mixture, so that the Exhaust gas recirculation (hereinafter referred to as EGR) that lowers the maximum temperature to reduce NOx production
The device is used. Various techniques have conventionally been proposed for the EGR control performed by the EGR device, one of which is the exhaust gas recirculation control method for a diesel engine proposed by the applicant in JP-A-59-128963. There is. That is, this method uses the control target fuel injection amount determined by the engine load (accelerator pedal depression amount) and the engine speed and the control target fuel amount detected by the engine speed.
This is a method of obtaining the EGR amount and controlling the valve opening pressure of the EGR valve based on the obtained EGR amount. In this method, the EGR rate is determined from a two-dimensional map of the engine speed and the control target fuel injection amount that represents the load, and the EGR flow rate is accurately controlled according to the control target fuel injection amount and the engine speed. it can. Another example is an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine proposed in Japanese Utility Model Laid-Open No. 61-1649. This control device is a device that determines the acceleration state of the engine and issues an EGR stop command to the EGR control valve based on the determination result to reduce or stop the EGR in the predetermined acceleration state. By the way, in a diesel engine, the fuel injection amount at full load (full load injection amount) is usually changed according to the engine operating conditions (fuel temperature, intake pressure, intake temperature) for the following reasons. That is, the amount of black smoke emitted is a value determined by the ratio of the amount of air taken into the engine to the amount of fuel supplied (air-fuel ratio), and normally, when EGR is not performed at full load, the amount of black smoke The generation of black smoke is prevented so that the emission is below the allowable black smoke level. Also, when the fuel temperature changes, the actual injection amount changes, and when the intake pressure and intake temperature change, the intake air amount changes and the air-fuel ratio changes. From the above,
In order for the black smoke contained in the exhaust gas from the diesel engine at full load to fall below the black smoke level, the full load injection amount needs to be corrected, and accordingly, the full load injection amount is changed. Will be made.
しかしながら、前記特開昭59−128963で提案されたEG
R制御方法においては、単に、制御目標燃料噴射量等を
変数とした２次元マツプからEGR率を求めているため、
全負荷時にEGRを停止させようとした際、前記の如く補
正された全負荷噴射量が前記マツプ上のEGR率０％（EGR
カツト）に対する噴射量よりも小さくなるときがあり、
そのときに、EGRが入り排出ガス中の黒煙が大幅に増大
してしまう場合がある。又、逆に前記補正された全負荷
噴射量が前記マツプ上のEGR率０％の噴射量よりも大い
きときは、全負荷になる前にEGRが停止され、高負荷に
も拘らずEGRがなされないためNOxが大幅に増加してしま
う場合があるという問題点を有していた。 又、前記実開昭61−1649で提案された排気還流制御装
置においても、全負荷噴射量が補正されるため加速状態
に応じて全負荷時にEGRがカツトされず、又は、早めにE
GRがカツトされる場合が生じ、大量の黒煙やNOxが放出
される場合があるという問題点を有していた。 以上の問題点の如く、全負荷時にEGRを精度良く制御
できないのは、EGR率あるいはEGR量を単に噴射量のみに
基づき決定しているからであり、従来は、全負荷時のEG
Rを精度良く制御する技術が存在しなかつた。However, the EG proposed in the above-mentioned JP-A-59-128963 is used.
In the R control method, since the EGR rate is simply obtained from a two-dimensional map in which the control target fuel injection amount and the like are variables,
When trying to stop the EGR at full load, the full-load injection amount corrected as described above has an EGR rate of 0% on the map (EGR
Sometimes smaller than the injection amount for the
At that time, EGR may enter and the black smoke in the exhaust gas may increase significantly. On the contrary, when the corrected full load injection amount is larger than the injection amount at the EGR rate of 0% on the map, the EGR is stopped before the full load is reached, and the EGR is reduced despite the high load. There is a problem that NOx may increase significantly because it is not done. Also, in the exhaust gas recirculation control device proposed in the above Japanese Utility Model Laid-Open No. 61-1649, the EGR is not cut at full load depending on the acceleration state because the full load injection amount is corrected, or the EGR is early.
There is a problem that GR may be cut and a large amount of black smoke and NOx may be emitted. As described above, the reason why EGR cannot be controlled accurately at full load is that the EGR rate or EGR amount is determined solely based on the injection amount.
There was no technology to control R accurately.
本発明は、前記従来の問題点に鑑みてなされたもので
あつて、特に全負荷時において、排気ガス再循環を最適
に制御して排気ガス中の黒煙及びNOxを両立して低減す
ることができるデイーゼルエンジンの排気ガス再循環制
御装置を提供することを目的とする。The present invention has been made in view of the above-mentioned conventional problems, and in particular, at the time of full load, it is possible to optimally control exhaust gas recirculation to reduce black smoke and NOx in exhaust gas at the same time. It is an object of the present invention to provide an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine capable of achieving the above.
本発明は、エンジン回転速度と負荷により決まる噴射
量に基づき排気ガス再循環が制御されるデイーゼルエン
ジンの排気ガス再循環制御装置において、第１図にその
要旨構成を示すように、各エンジン回転速度毎の全負荷
に対する、黒煙の発生が許容レベル以下となる所定の噴
射量を全負荷基本噴射量として予め記憶する手段と、該
記憶手段を用い又エンジン回転速度に応じて求められる
全負荷基本噴射量を、デイーゼルエンジンへの吸入空気
量及び供給燃料量に関係するパラメータで補正して全負
荷噴射量を求める手段と、求められた全負荷噴射量と現
在の噴射量を比較しながら、全負荷を基準とした負荷割
合を求める手段と、エンジン回転速度及び負荷割合に対
する、排気ガス再循環量の制御パラメータを記憶する手
段と、該記憶手段を用い、エンジン回転速度に応じ、又
比較しながら求めた前記負荷割合に応じて求められる制
御パラメータに従つて、前記排気ガス再循環を制御する
手段と、を備えたことにより、前記目的を達成したもの
である。 又、本発明の実施態様は、前記負荷割合を求める手段
が、前記全負荷噴射量と現在の噴射量との比に応じて、
全負荷を基準とした前記負荷割合を求めるようにされた
ものである。 更に、本発明の他の実施態様は、前記負荷割合を求め
る手段が、前記全負荷噴射量と現在の噴射量との差に応
じて、全負荷を基準とした前記負荷割合を求めるように
されたものである。The present invention relates to an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine in which exhaust gas recirculation is controlled based on an injection amount that is determined by the engine speed and load, as shown in FIG. Means for pre-storing a predetermined injection amount at which the generation of black smoke is less than or equal to an allowable level for each full load as a full load basic injection amount, and a full load basic amount obtained by using the storage means and according to the engine rotation speed Comparing the total load injection amount and the current injection amount with means for calculating the full load injection amount by correcting the injection amount with parameters related to the intake air amount and the fuel supply amount to the diesel engine, A means for obtaining a load ratio based on the load; a means for storing control parameters of the exhaust gas recirculation amount with respect to the engine speed and the load ratio; And a means for controlling the exhaust gas recirculation according to a control parameter obtained according to the engine rotation speed and the load ratio obtained by comparison, thereby achieving the above object. It is a thing. Further, according to an embodiment of the present invention, the means for obtaining the load ratio, in accordance with the ratio of the full load injection amount and the current injection amount,
The load ratio is calculated based on the total load. Further, in another embodiment of the present invention, the means for obtaining the load ratio is configured to obtain the load ratio based on the total load according to the difference between the full load injection amount and the current injection amount. It is a thing.
本発明においては、デイーゼルエンジンの排気ガス再
循環（EGR）を制御する際に、エンジン回転速度毎の全
負荷に対する、黒煙の発生が許容レベル以下となる所定
の噴射量を全負荷基本噴射量として予め記憶しておき、
該記憶手段を用い又エンジン回転速度に応じて求められ
る全負荷基本噴射量を、デイーゼルエンジンへの吸入空
気量及び供給燃料量に関するパラメータで補正して全負
荷噴射量を求め、該全負荷噴射量に応じてEGRを制御す
る。該全負荷噴射量はデイーゼルエンジンの実際の燃料
噴射量の制御にも用いられる。 ここで、該全負荷噴射量はこのように諸パラメータで
補正されているため、本発明でなされるEGRの制御に際
しても、このような諸パラメータでの補正が反映され
る。 又、本発明では、該全負荷噴射量に応じてEGR制御を
行う際、求められた該全負荷噴射量と現在の噴射量を比
較しながら、全負荷を基準とした負荷割合を求める。
又、エンジン回転速度及び負荷割合に対する、排気ガス
再循環量の制御パラメータを記憶しておき、該記憶手段
を用いながら、エンジン回転速度に応じ、又比較しなが
ら求めた前記負荷割合に応じて求められる制御パラメー
タに従つてEGR制御を行う。 従つて、このようなEGR制御に用いる前記負荷割合
は、前記全負荷噴射量と現在の噴射量とを比較しながら
求められるため、全負荷を基準としたものとなる。この
ため、全負荷近傍にあつても、排気ガス再循環量の過不
足を抑えながら、安定した制御を行うことができる。 従つて、特に全負荷時におけるEGRを最適に制御して
排気ガス中の黒煙及びNOxを両立して低減できる。よつ
て、全負荷時に噴射時期の設定やその他の基礎制御量の
設定を厳密に行うことができることとなり、NOxや黒煙
（スモーク）を発生させる燃料噴射量のばらつきがなく
なるため、燃費を最適なものとすることが可能となる。 なお、前記比較された結果に基づき、前記EGRを制御
するのを、前記全負荷噴射量と現在の噴射量との比に応
じた、全負荷を基準とした前記負荷割合を求め、該負荷
割合に基づき前記EGRを制御することとすれば、制御の
基準となる値を比較的大きくとれるため、精度良くEGR
を制御できる。 又、前記比較された結果に基づき、前記EGRを制御す
るのを、前記全負荷噴射量と現在の噴射量との差に応じ
た、全負荷を基準とした前記負荷割合を求め、該負荷割
合に基づき前記EGRを制御することとすれば、比較的簡
単な演算で制御の基準となる値を求めることができるた
め、演算速度が速くなり、制御応答が良好となる。In the present invention, when controlling the exhaust gas recirculation (EGR) of the diesel engine, a predetermined injection amount at which the generation of black smoke is below the allowable level for the full load for each engine rotation speed is the full load basic injection amount. Is stored in advance as
The full-load basic injection amount obtained by using the storage means and according to the engine rotation speed is corrected by parameters relating to the intake air amount and the fuel supply amount to the diesel engine to obtain the full-load injection amount, and the full-load injection amount is obtained. Control EGR according to. The full load injection amount is also used to control the actual fuel injection amount of the diesel engine. Here, since the full load injection amount is thus corrected by the various parameters, the correction by the various parameters is reflected also in the EGR control performed in the present invention. Further, in the present invention, when the EGR control is performed according to the full load injection amount, the load ratio based on the full load is obtained by comparing the obtained full load injection amount with the current injection amount.
Further, control parameters for the exhaust gas recirculation amount with respect to the engine rotation speed and the load ratio are stored, and are calculated according to the engine rotation speed while using the storage means or according to the load ratio obtained by comparison. EGR control is performed according to the control parameters. Therefore, the load ratio used for such EGR control is obtained by comparing the full load injection amount and the current injection amount, and therefore, the full load is used as a reference. For this reason, even in the vicinity of the full load, stable control can be performed while suppressing the exhaust gas recirculation amount from being excessive or insufficient. Therefore, especially, the EGR at full load can be optimally controlled to simultaneously reduce the black smoke and NOx in the exhaust gas. Therefore, it is possible to strictly set the injection timing and other basic control amounts at full load, and because there is no variation in the fuel injection amount that produces NOx and black smoke (smoke), optimal fuel consumption is achieved. It becomes possible. Based on the result of the comparison, the EGR is controlled according to the ratio of the full load injection amount and the current injection amount, and the load ratio is calculated based on the full load, and the load ratio is calculated. If the EGR is controlled on the basis of the EGR, the control reference value can be set relatively large, so the EGR
Can be controlled. Further, based on the result of the comparison, to control the EGR, in accordance with the difference between the full load injection amount and the current injection amount, to obtain the load ratio based on the full load, the load ratio If the EGR is controlled based on the above, the value serving as the control reference can be obtained by a relatively simple calculation, so that the calculation speed becomes faster and the control response becomes better.
本発明に係るデイーゼルエンジンの排気ガス再循環
（EGR）制御装置の実施例について、以下、詳細に説明
する。 この実施例は、第２図に示すような、デイーゼルエン
ジン10に備えられるEGR制御装置であり、吸気中へのEGR
量をEGR弁32で制御するものである。 このデイーゼルエンジン10は、その燃焼室に燃焼噴射
弁14からデイーゼルエンジン用の液体燃料が噴射供給さ
れるようになつている。 このデイーゼルエンジン10は、又、前記燃焼室に開口
した吸気ポート（図示省略）と排気ポート（図示省略）
とを有しており、吸気ポートには吸気マニホールド16が
接続され、排気ポートには排気マニホールド18が接続さ
れている。該吸気マニホールド16の上流側には吸気管20
が接続され、前記排気マニホールド18の下流側には排気
管22が接続されている。該吸気管20及び排気管22の途中
には、排気管22を流れる排気の圧力によつて吸気管20を
流れる吸気を圧縮するためのターボチヤージヤ24が配設
されている。 前記燃料噴射弁14は、燃料パイプ26によつて燃料噴射
ポンプ28に接続され、該燃料噴射ポンプ28によつて、エ
ンジン負荷に応じて計量された流量の液体燃料が所定の
圧力をもつて供給される。 前記燃料噴射ポンプ28は、例えばアクセルペダル（図
示省略）と連動して回動するアジヤステングレバー28
A、エンジン回転数に応じて燃料噴射量を制御するため
のガバナ等によつて駆動されるスピルリング（図示省
略）、燃料噴射時期を制御するためのタイマピストン28
B、冷間時や例えばエアコンスイツチオン時のアイドル
アツプを制御するためのアイドルアツプ機構28C、吸気
圧力に応じて過給燃料を増量するための高度補償付過給
燃料増量機構（以下BACSと称する）28Dを有しており、
前記スピルリングの位置に応じて燃料噴射量を制御す
る、それ自体周知の燃料噴射ポンプである。 前記排気マニホールド18には排気ガス取入ポート18A
が、又、吸気マニホールド16には排気ガス注入ポート
（図示省略）が各々設けられており、該排気ガス取入ポ
ート18Aは、EGR通路30及びEGR弁32を経て、前記排気ガ
ス注入ポートに接続されている。 前記EGR弁32は、そのダイヤフラム室32Aに印加される
制御負圧に応動して前記EGR通路30の流通面積を制御す
るようにされている。前記ダイヤフラム室32Aは、エン
ジン温度に応動して開閉する温度感知式の負圧切換弁
（以下BVSVと称する）34、電子制御ユニツト（以下ECU
と称する）36の出力によつてオンオフされる負圧切換弁
（以下VSVと称する）38を経て、ECU36出力で負圧を調整
する負圧調整弁（以下EVRVと称する）40に接続されてい
る。このEVRV40は、又、一定負圧を供給するための定圧
弁（以下CPVと称する）42を経て、デイーゼルエンジン1
0に設けられたバキユームポンプ44に接続されている。
従つて、EGR弁32の開度は、ECU36の出力によつてVSV38
が開かれ、且つ、エンジン暖機が終了してBVSV34も開か
れている時には、ECU36の出力によつてEVRV40で調整さ
れる制御負圧に応じて制御されることとなる。 前記CPV42出力の一定負圧は、前記BACS28Dにも供給さ
れている。又、前記VSV38の出力は、前記アイドルアツ
プ機構28Cにも供給されている。 前記燃料噴射ポンプ28には、前記アジヤステングレバ
ー28Aの開度を検出するアクセル開度センサ46、及び、
エンジンの回転角が基準位置、例えば上死点にあること
を検出するための基準位置（以下TDCと称する）センサ4
8が配設されている。又、前記燃料噴射ポンプ28には、E
CU36の出力に応じてタイマピストン28Bの位置を油圧制
御することにより噴射時期を制御するためのタイマ制御
弁（以下TCVと称する）50が配設されている。 前記アクセル開度センサ46で検出されるレバー開度
（アクセル開度）、前記TDCセンサ48で検出される基準
位置の検出信号、及び、エンジン回転速度NEの信号がEC
U36に入力される。 前記吸気管20には、吸気管内の吸気圧力を検出するセ
ンサ52と吸気の温度を検出するセンサ54が配設され、そ
れらの検出信号はECU36に入力される。又、噴射される
燃料の温度を検出するセンサ56が燃料の流通経路に配置
され、該センサ56の検出信号もECU36に入力される。 以下、実施例の作用について説明する。 第２図のEGR制御装置は、ECU36内に記憶されている第
３図に示されるような制御手順により制御される。 即ち、第３図の制御手順においては、まず、ステツプ
101で、検出された吸気管20内の吸気（吸入空気）圧力P
IM（実施例では絶対圧力）から、その圧力PIMに応じた
補正係数K2を、第４図に示すようなマツプにより補間し
て求める。該補正係数K2を、図に示されるように前記圧
力PIMが増大するのに従つて大きな値とする理由は、前
記圧力PIMが増大すると空気量が増し、これに従つて噴
射される燃料量も増加させる必要があるからである。 次いで、ステツプ102では、検出された前記吸気管20
内の吸気温度THAに応じた補正係数K3を、第５図に示す
ようなマツプにより補間して求める。この補正係数K3
を、図に示されるように前記温度THAが上昇するに従つ
て小さな値とする理由は、該温度THAが上昇すれば空気
量（質量）が減少するためである。 次いで、ステツプ103では、検出された燃料温度THFに
応じて補正係数K4を、第６図に示すようなマツプにより
補間して求める。この補正係数K4を、図に示されるよう
に前記温度THFが上昇するに従つて大きな値とする理由
は、前記燃焼温度THFが上昇すると燃料の粘度が低下
し、実際に噴射される燃料量が低下するためである。 次いで、ステツプ104では、予めECU36内の記憶装置に
記憶されていたエンジン回転数NEによつて決まる全負荷
基本噴射量QFULに、前ステツプ101〜103で求められた補
正係数K2、K3、K4を次式（１）のように乗じて、運転条
件に適した全負荷噴射量CFQを算出する。 QFUL＊K2＊K3＊K4→CFQ ……（１） なお、前記全負荷噴射量CFQを算出するに際して、
（１）式とは異なり前記全負荷基本噴射量QFULに前記補
正係数K2、K3、K4を加えて算出することもできる。 次いで、ステツプ105では、現在のデイーゼルエンジ
ンの運転条件を示すパラメータであるエンジン回転速度
NEとアクセル開度Accpを検出し、検出されたエンジン回
転速度NEとアクセル開度Accpから、予め記憶させておい
た第７図に示すようなガバナパターンのマツプを用いて
基本噴射量QBASを求める。 次いで、ステツプ106では、求められた基本噴射量QBA
Sに、先のステツプで求められた補正係数K2、K3、K4を
次式（２）のように乗じて補正し、補正噴射量CQBとす
る。 QBAS＊K2＊K3＊K4→CQB ……（２） なお、部分負荷に対処するため、このステツプ106を
負荷に応じて一部のみ実行するか、又は実行を省略して
もよい。 次いで、ステツプ107では、前記ステツプ104で算出さ
れた全負荷噴射量CFQと前記補正噴射量CQBとを比較し
て、エンジンが全負荷条件とされているかどうかを判定
する。判定結果が正の時、即ち、前記全負荷噴射量CFQ
と補正噴射量CQBとの差が零より小さいと（CFQ−CQB≦
０）は全負荷条件であるので、ステツプ108に進み、最
終噴射量QFINに前記全負荷噴射量CFQをいれる。 一方、判定結果が否の時は、全負荷条件でなく部分負
荷条件の場合であるので、ステツプ109に進み、前記補
正噴射量CQBを前記最終噴射量QFINにいれる。 ステツプ108又はステツプ109の実行が終了したときは
ステツプ110に進み、現在の運転条件がどの程度の負荷
条件におかれているかを算出するため、前記全負荷噴射
量CFQと現在の噴射量となる前記最終噴射量QFINとの比
から次式（３）を用いて、前記全負荷噴射量CFQに対応
する全負荷を基準とした負荷割合QRを算出する。 CFQ/QFIN→QR ……（３） この場合、全負荷においては、負荷割合QR＝１とな
り、軽負荷においては負荷割合に応じて１以上の値とな
る。このにようして算出されて負荷割合を後述する当量
比φあるいは空気過剰率λの逆数1/λとして、以下のス
テツプでEGR率を制御している。 次いで、ステツプ111では、前記負荷割合QRとエンジ
ン回転速度NEから要求されるEGR率に相当するEGR弁32
の、排気ガス再循環量の制御パラメータ、即ち駆動デユ
ーテイ比DEGRを、第８図に示すようなマツプを用いてマ
ツプ補間により求める。この場合、EGR弁32がフイード
バツク制御されている時は目標EGR弁負圧をDEGRとす
る。なお、前記デユーテイ比DEGRは、第８図に示すよう
に、全負荷条件即ち負荷割合QR＝１のとき零とする。 次いで、ステツプ112で、求められたデイーティ比DEG
Rを出力してEVRV40を制御しEGR弁32の開度を制御する。 次に、第２の実施例として、先に示した第３図の制御
手順におけるステツプ110から111の変わりに第９図に示
すようなステツプ310から311を行うEGR制御について説
明する。 即ち、ステツプ310では、全負荷噴射量CFQと現在の最
終噴射量QFILとの差から、前記全負荷噴射量CFQに対応
する全負荷を基準とした負荷割合QRを、を次式（４）の
ように演算して求める。 CFQ−QFIN→QR ……（４） 次いで、ステツプ311で、求められた負荷割合QRとエ
ンジン回転速度NEから要求されるEGR率に相当するEGR弁
32を駆動するための、排気ガス再循環量の制御パラメー
タ、即ちデイーテイ比DEGRを、前出第８図と同様の第10
図に示すようなマツプを用いてマツプ補間により求め
る。この場合、前記第１実施例と異なり、第10図に示す
ように、負荷割合QRのマツプが負荷割合QR＝０の時デイ
ーテイ比DEGR＝０となつているのが異なる点である。な
お、上記以外の手順に関しては前記第１実施例と同様で
あるため、説明は略す。 次に、本発明を実施してEGR制御を行う際に基礎とな
るデータを第11図乃至12図に示す。第11図に示すよう
に、全負荷噴射量CFQは、通常、黒煙の発生が許容レベ
ル以下となるよう決められており、又、運転条件が変化
することによつて全負荷基本噴射量QFULに対する前記全
負荷噴射量CFQの値も図中のCFQで示す如く変化する。従
来技術においてはEGR率を、この全負荷基本噴射量QFUL
に基づくマツプを用い、全負荷噴射量CFQにより決めて
いたため、黒煙の許容レベル内でEGR率を決めるのが困
難であつた。これに対して、黒煙のレベルが空気量と燃
料量の比によつて決まるため、第12図に示すように、当
量比φ（理論空燃比／供給混合気の空燃比）又は空気過
剰率λ（＝1/φ）で黒煙レベルを評価すると、全負荷時
の黒煙のレベルは一義的に決まることとなる。従つて、
前記当量比φ又は空気過剰率λでEGR率を決めれば黒煙
のレベルを許容レベル以下に抑えることに最も有効であ
ることが理解される。即ち、上記実施例においては、ス
テツプ110又はステツプ310で算出された負荷割合QRを前
記当量比φ（＝1/λ）として、あるいはそれに近似する
ものとして、EGR率のデイーテイ比DEGRを求め、該デユ
ーテイ比DEGRでEGR率を制御している。 次に、本発明方法と従来方法によるEGR制御のマツプ
の例を比較して第13図及び第14図に示す。第13図は、従
来方法によるエンジン回転速度NE及び最終噴射量QFINに
対するEGR率のマツプであり、図中符号Ａで示す線は、
通常の運転条件における全負荷条件を表わし、この全負
荷条件においては全ての運転条件でEGR率が零％となつ
ている。しかしながら、運転条件が変化し、全負荷が図
中符号Ｂで示す条件となると、全負荷時に最終噴射量QF
INが全負荷噴射量となつても、マツプ上のEGR率が20％
となつてEGRが入り、黒煙が大量に排出されることとな
る。又、全負荷が図中符号Ｃで示す条件となると、全負
荷時に最終燃料噴射量QFINが全負荷噴射量となり、EGR
率が零％となるが、図中符号Ａの線に近い軽負荷となつ
てもEGR率が零％のままでありEGRが入らないため、燃焼
温度が上昇しNOxが大幅に増大してしまう。 これに対し、本発明方法による、第14図に示すような
マツプにおいては、負荷割合QR、即ち補正された全負荷
噴射量CFQと最終噴射量QFINとの比（又は差）QRとエン
ジン回転速度NEのマツプでEGR率を決定している。従つ
て、図に示すように、どのような運転条件、例えば先の
第13図中の符号Ａ、Ｂ、Ｃで示した運転条件となろうと
も、負荷割合QR＝１一定となり、全負荷でEGR率は零％
一定となる。しかも、全負荷、部分負荷へのEGRの入り
方は円滑であり、負荷に応じて精度良く吸気のEGR率を
制御することが可能となる。 なお、前記実施例においては、第３図及び第７図に示
されるような流れ図の制御手順でECU36によりEGR弁32に
よりEGR量を制御するEGR制御装置について例示したが、
本発明に適用される制御手順は図に示されるものに限定
されるものではなく、他の手順で前記EGR弁32を制御し
てEGR量を制御できることは明らかである。又、前記制
御手順中、補正係数K2、K3、K4を求めるのに第４図〜第
６図に示すマツプを用いていたが、用いられるマツプは
これらに限定されず他のマツプを用いることもできる。
又、同じく、ガバナパターンを第７図で、デユーテイ比
が第８図、第10図を用いて求めていたが、これらの値を
求める関係は図に示されるものに限定されず、他のもの
を用いることもできる。 又、前記実施例においては、第２図に示されるような
電子制御デイーゼルエンジンについて本発明を適用した
場合について例示したが、本発明が適用される電子制御
装置及びデイーゼルエンジンはこのようなものに限定さ
れるものではなく、他の電子制御装置を備えた他のデイ
ーゼルエンジンに本発明を適用できることは明らかであ
る。An embodiment of an exhaust gas recirculation (EGR) control device for a diesel engine according to the present invention will be described in detail below. This embodiment is an EGR controller provided in the diesel engine 10 as shown in FIG.
The amount is controlled by the EGR valve 32. The diesel engine 10 has a combustion chamber in which liquid fuel for the diesel engine is injected and supplied from a combustion injection valve 14. The diesel engine 10 also has an intake port (not shown) and an exhaust port (not shown) opened to the combustion chamber.
An intake manifold 16 is connected to the intake port, and an exhaust manifold 18 is connected to the exhaust port. An intake pipe 20 is provided upstream of the intake manifold 16.
The exhaust pipe 22 is connected to the downstream side of the exhaust manifold 18. A turbocharger 24 for compressing the intake air flowing through the intake pipe 20 by the pressure of the exhaust flowing through the exhaust pipe 22 is provided in the middle of the intake pipe 20 and the exhaust pipe 22. The fuel injection valve 14 is connected to a fuel injection pump 28 by a fuel pipe 26, and the fuel injection pump 28 supplies a liquid fuel of a flow rate measured according to the engine load at a predetermined pressure. Is done. The fuel injection pump 28 includes, for example, an steering rod 28 that rotates in conjunction with an accelerator pedal (not shown).
A, a spill ring (not shown) driven by a governor or the like for controlling the fuel injection amount according to the engine speed, and a timer piston 28 for controlling the fuel injection timing
B, an idle-up mechanism 28C for controlling the idle-up during cold or when the air conditioner switch is turned on, a supercharged fuel increase mechanism with advanced compensation for increasing the supercharged fuel according to the intake pressure (hereinafter referred to as BACS) ) Has 28D,
This is a fuel injection pump known per se that controls the amount of fuel injection according to the position of the spill ring. The exhaust manifold 18 has an exhaust gas intake port 18A.
However, the intake manifold 16 is provided with an exhaust gas injection port (not shown), and the exhaust gas intake port 18A is connected to the exhaust gas injection port via an EGR passage 30 and an EGR valve 32. Have been. The EGR valve 32 is adapted to control the flow area of the EGR passage 30 in response to a control negative pressure applied to the diaphragm chamber 32A. The diaphragm chamber 32A includes a temperature-sensitive negative pressure switching valve (hereinafter, referred to as BVSV) 34 that opens and closes in response to the engine temperature, and an electronic control unit (hereinafter, ECU).
It is connected to a negative pressure control valve (hereinafter referred to as EVRV) 40 that adjusts the negative pressure at the output of the ECU 36 through a negative pressure switching valve (hereinafter referred to as VSV) 38 that is turned on and off by the output of 36). . This EVRV40 is also equipped with a diesel engine 1 through a constant pressure valve (hereinafter referred to as CPV) 42 for supplying a constant negative pressure.
It is connected to a vacuum pump 44 provided at 0.
Therefore, the opening of the EGR valve 32 depends on the output of the ECU 36
When the engine is warmed up and the BVSV 34 is also opened, the control is performed according to the control negative pressure adjusted by the EVRV 40 by the output of the ECU 36. The constant negative pressure of the CPV42 output is also supplied to the BACS28D. The output of the VSV 38 is also supplied to the idle up mechanism 28C. The fuel injection pump 28 has an accelerator opening sensor 46 for detecting the opening of the agitation lever 28A, and
A reference position (hereinafter referred to as TDC) sensor 4 for detecting that the rotation angle of the engine is at a reference position, for example, a top dead center.
8 are arranged. Further, the fuel injection pump 28 has E
A timer control valve (hereinafter referred to as TCV) 50 for controlling the injection timing by hydraulically controlling the position of the timer piston 28B according to the output of the CU 36 is provided. The lever opening (accelerator opening) detected by the accelerator opening sensor 46, the reference position detection signal detected by the TDC sensor 48, and the engine speed NE signal are EC
Input to U36. The intake pipe 20 is provided with a sensor 52 for detecting the intake pressure in the intake pipe and a sensor 54 for detecting the temperature of the intake pipe, and detection signals thereof are input to the ECU 36. Further, a sensor 56 that detects the temperature of the injected fuel is arranged in the fuel flow path, and the detection signal of the sensor 56 is also input to the ECU 36. Hereinafter, the operation of the embodiment will be described. The EGR control device shown in FIG. 2 is controlled by the control procedure stored in the ECU 36 as shown in FIG. That is, in the control procedure of FIG.
At 101, the intake (intake air) pressure P in the intake pipe 20 detected
A correction coefficient K2 corresponding to the pressure PIM is interpolated from IM (absolute pressure in the embodiment) by a map as shown in FIG. The reason why the correction coefficient K2 is set to a large value as the pressure PIM increases as shown in the figure is that the air amount increases as the pressure PIM increases, and the fuel amount injected accordingly also increases. This is because it needs to be increased. Next, at step 102, the detected intake pipe 20
A correction coefficient K3 corresponding to the intake air temperature THA is obtained by interpolating with a map as shown in FIG. This correction factor K3
As shown in the figure, the reason why is set to a smaller value as the temperature THA rises is that the air amount (mass) decreases as the temperature THA rises. Next, at step 103, the correction coefficient K4 is interpolated by a map as shown in FIG. 6 according to the detected fuel temperature THF. The reason why the correction coefficient K4 has a large value as the temperature THF increases as shown in the figure is that the viscosity of the fuel decreases as the combustion temperature THF increases, and the amount of fuel actually injected is This is because it will decrease. Next, in step 104, the full-load basic injection amount QFUL determined by the engine speed NE stored in advance in the storage device in the ECU 36 is added to the correction factors K2, K3, and K4 obtained in the previous steps 101 to 103. The full-load injection amount CFQ suitable for the operating condition is calculated by multiplying by the following equation (1). QFUL * K2 * K3 * K4 → CFQ (1) When calculating the full load injection amount CFQ,
Different from the equation (1), it can be calculated by adding the correction coefficients K2, K3 and K4 to the full load basic injection amount QFUL. Next, at step 105, the engine speed, which is a parameter indicating the current operating conditions of the diesel engine, is set.
The NE and the accelerator opening Accp are detected, and the basic injection amount QBAS is obtained from the detected engine speed NE and the accelerator opening Accp using a map of a governor pattern as shown in FIG. 7 which is stored in advance. . Next, at step 106, the calculated basic injection amount QBA
The correction injection amount CQB is obtained by multiplying S by the correction coefficients K2, K3, and K4 obtained in the previous step as shown in the following equation (2) to correct. QBAS * K2 * K3 * K4 → CQB (2) Incidentally, in order to deal with the partial load, this step 106 may be partially executed depending on the load, or the execution may be omitted. Next, at step 107, the full load injection amount CFQ calculated at step 104 is compared with the corrected injection amount CQB to determine whether the engine is under the full load condition. When the determination result is positive, that is, the full load injection amount CFQ
And the corrected injection amount CQB is less than zero (CFQ−CQB ≦
Since 0) is the full load condition, the routine proceeds to step 108, where the full load injection amount CFQ is added to the final injection amount QFIN. On the other hand, if the determination result is NO, it means that the condition is a partial load condition rather than a full load condition, so the routine proceeds to step 109, where the corrected injection amount CQB is added to the final injection amount QFIN. When the execution of step 108 or step 109 is completed, the process proceeds to step 110, and the full load injection amount CFQ and the current injection amount are used to calculate how much load conditions the present operating conditions are under. From the ratio to the final injection amount QFIN, the load ratio QR based on the full load corresponding to the full load injection amount CFQ is calculated using the following equation (3). CFQ / QFIN → QR (3) In this case, the load ratio QR = 1 at full load, and the value becomes 1 or more depending on the load ratio at light load. The EGR rate is controlled in the following steps with the load ratio calculated in this way as the equivalent ratio φ described below or the reciprocal 1 / λ of the excess air ratio λ. Next, at step 111, the EGR valve 32 corresponding to the EGR rate required from the load ratio QR and the engine speed NE is provided.
The control parameter of the exhaust gas recirculation amount, that is, the drive duty ratio DEGR is obtained by map interpolation using a map as shown in FIG. In this case, when the EGR valve 32 is feed back controlled, the target EGR valve negative pressure is set to DEGR. The duty ratio DEGR is set to zero under the full load condition, that is, when the load ratio QR = 1, as shown in FIG. Then, in step 112, the calculated duty ratio DEG
R is output to control the EVRV40 to control the opening degree of the EGR valve 32. Next, as a second embodiment, EGR control will be described in which steps 310 to 311 shown in FIG. 9 are performed instead of steps 110 to 111 in the control procedure shown in FIG. 3 described above. That is, in step 310, the load ratio QR based on the total load corresponding to the full load injection amount CFQ is calculated from the difference between the full load injection amount CFQ and the current final injection amount QFIL by the following equation (4). Calculate as follows. CFQ-QFIN → QR (4) Next, in step 311, the EGR valve corresponding to the EGR rate required from the calculated load ratio QR and engine speed NE.
The control parameter of the exhaust gas recirculation amount, that is, the date ratio DEGR, for driving the 32 is set to the same value as that of FIG.
It is obtained by map interpolation using a map as shown in the figure. In this case, unlike the first embodiment, as shown in FIG. 10, the map of the load ratio QR is that the duty ratio DEGR = 0 when the load ratio QR = 0. The procedure other than the above is the same as that of the first embodiment, and the description thereof is omitted. Next, FIG. 11 to FIG. 12 show basic data for carrying out the present invention and performing EGR control. As shown in FIG. 11, the full-load injection amount CFQ is usually determined so that the generation of black smoke is below an allowable level, and the full-load basic injection amount QFUL is changed as the operating conditions change. The value of the above-mentioned full load injection amount CFQ also changes as indicated by CFQ in the figure. In the conventional technology, the EGR rate is defined as this full load basic injection amount QFUL.
It was difficult to determine the EGR rate within the allowable level of black smoke because it was determined by the full load injection amount CFQ using a map based on. On the other hand, since the level of black smoke is determined by the ratio of the amount of air to the amount of fuel, as shown in Fig. 12, the equivalence ratio φ (theoretical air-fuel ratio / air-fuel ratio of the supply mixture) or excess air ratio When the black smoke level is evaluated by λ (= 1 / φ), the black smoke level at full load is uniquely determined. Therefore,
It is understood that determining the EGR rate by the equivalence ratio φ or the excess air ratio λ is most effective in suppressing the level of black smoke below the allowable level. That is, in the above embodiment, the load ratio QR calculated in step 110 or step 310 is used as the equivalence ratio φ (= 1 / λ), or as an approximation thereof, to obtain the date ratio DEGR of the EGR rate. The EGR rate is controlled by the duty ratio DEGR. Next, a comparison of EGR control maps by the method of the present invention and the conventional method is shown in FIG. 13 and FIG. FIG. 13 is a map of the EGR rate with respect to the engine speed NE and the final injection amount QFIN by the conventional method, and the line indicated by the symbol A in the figure is
It represents the full load condition under normal operating conditions, and under this full load condition, the EGR rate is 0% under all operating conditions. However, when the operating conditions change and the total load becomes the condition indicated by the symbol B in the figure, the final injection amount QF
Even if IN is the full load injection amount, the EGR rate on the map is 20%
As a result, EGR enters and a large amount of black smoke is emitted. Further, when the full load becomes the condition indicated by the symbol C in the figure, the final fuel injection amount QFIN becomes the full load injection amount at the full load, and the EGR
The rate becomes 0%, but even with a light load close to the line A in the figure, the EGR rate remains at 0% and EGR does not enter, so the combustion temperature rises and NOx greatly increases. . On the other hand, in the map as shown in FIG. 14 according to the method of the present invention, the load ratio QR, that is, the ratio (or difference) QR between the corrected full load injection amount CFQ and the final injection amount QFIN, and the engine rotation speed. The NE map determines the EGR rate. Therefore, as shown in the figure, no matter what operating condition, for example, the operating conditions shown by the symbols A, B, and C in FIG. EGR rate is 0%
It will be constant. Moreover, the way in which the EGR enters the full load and the partial load is smooth, and it becomes possible to control the intake EGR rate with high accuracy according to the load. In the above embodiment, the EGR control device for controlling the EGR amount by the EGR valve 32 by the ECU 36 is exemplified in the control procedure of the flow charts as shown in FIGS. 3 and 7.
The control procedure applied to the present invention is not limited to that shown in the figure, and it is obvious that the EGR valve 32 can be controlled by another procedure to control the EGR amount. Further, in the control procedure, the maps shown in FIGS. 4 to 6 were used to obtain the correction coefficients K2, K3, K4, but the maps used are not limited to these, and other maps may be used. it can.
Similarly, the governor pattern was obtained using FIG. 7 and the duty ratios using FIG. 8 and FIG. 10, but the relations for obtaining these values are not limited to those shown in the figure, and other Can also be used. Further, in the above-mentioned embodiment, the case where the present invention is applied to the electronically controlled diesel engine as shown in FIG. 2 has been illustrated, but the electronic control unit and the diesel engine to which the present invention is applied have such a configuration. It is clear that the invention can be applied to other diesel engines equipped with other electronic control devices without limitation.
以上説明した通り、本発明によれば、特に全負荷時に
おいて、排気ガス再循環（EGR）制御を最適に行つて排
気ガス中の黒煙及びNOxを両立して低減することができ
るという優れた効果が得られる。As described above, according to the present invention, especially at full load, it is possible to optimally perform exhaust gas recirculation (EGR) control and reduce black smoke and NOx in exhaust gas at the same time. The effect is obtained.
第１図は、本発明の要旨構成を示すブロツク線図、第２
図は、本発明に係るデイーゼルエンジンの排気ガス再循
環制御装置の実施例の構成を示す、一部ブロツク線図を
含む平面図、第３図は、本発明に係る第１実施例の作用
を説明するための制御手順を示す流れ図、第４図は、同
じく、吸気圧力に対する補正係数K2を求めるマツプの例
を示す線図、第５図は、同じく、吸気温度に対する補正
係数K3を求めるためのマツプの例を示す線図、第６図
は、燃料温度に対する補正係数K4を求めるためのマツプ
の例を示す線図、第７図は、同じく、エンジン回転速度
から基本噴射量を求めるためのガバナ比の一例を示す線
図、第８図は、同じく、エンジン回転速度からデユーテ
イ比を求めるための関係の例を示す線図、第９図は、本
発明の第２実施例の制御手順の一部を示す流れ図、第10
図は、前記第２実施例の作用を説明するためのエンジン
回転速度に対する負荷割合とデユーテイ比の関係の例を
示す線図、第11図は、本発明の原理を説明するための、
黒煙レベルと最大噴射量の関係の例を示す線図、第12図
は、同じく、当量比又は空気過剰率と黒煙レベルの関係
の例を示す線図、第13図は、従来の方法による排気ガス
再循環率を求めるためのマツプの例を示す線図、第14図
は、本発明方法による排気ガス再循環率を求めるための
マツプの例を示す線図である。 10……デイーゼルエンジン、 20……吸気管、28……燃料噴射ポンプ、 30……EGR通路、32……EGR弁、 36……電子制御装置（ECU）、 38……負圧切換弁（VSV）、 40……負圧調整弁（EVRV）、 46……アクル開度センサ、 48……基準位置（TDC）センサ、 52……吸気管圧力センサ、 54……吸気温度センサ、56……燃料温度センサ。FIG. 1 is a block diagram showing the gist of the present invention, and FIG.
FIG. 1 is a plan view including a partial block diagram showing the configuration of an embodiment of an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine according to the present invention, and FIG. 3 shows the operation of the first embodiment according to the present invention. 4 is a flow chart showing a control procedure for explaining, FIG. 4 is also a diagram showing an example of a map for obtaining a correction coefficient K2 with respect to intake pressure, and FIG. 5 is also a diagram for obtaining a correction coefficient K3 with respect to intake temperature. FIG. 6 is a diagram showing an example of a map, FIG. 6 is a diagram showing an example of a map for obtaining the correction coefficient K4 with respect to the fuel temperature, and FIG. 7 is similarly a governor for obtaining a basic injection amount from the engine speed. FIG. 8 is a diagram showing an example of the ratio, FIG. 8 is a diagram showing an example of the relationship for obtaining the duty ratio from the engine speed, and FIG. 9 is a control procedure of the second embodiment of the present invention. Flowchart showing the part, No. 10
FIG. 11 is a diagram showing an example of the relationship between the load ratio and the duty ratio with respect to the engine speed for explaining the operation of the second embodiment, and FIG. 11 is a diagram for explaining the principle of the present invention.
A diagram showing an example of the relationship between the black smoke level and the maximum injection amount, FIG. 12 is a diagram showing an example of the relationship between the equivalent ratio or excess air ratio and the black smoke level, and FIG. 13 is a conventional method. Fig. 14 is a diagram showing an example of a map for obtaining the exhaust gas recirculation rate according to Fig. 14, and Fig. 14 is a diagram showing an example of a map for obtaining the exhaust gas recirculation rate according to the method of the present invention. 10 …… Diesel engine, 20 …… Intake pipe, 28 …… Fuel injection pump, 30 …… EGR passage, 32 …… EGR valve, 36 …… Electronic control unit (ECU), 38 …… Negative pressure switching valve (VSV) ), 40 …… Negative pressure regulating valve (EVRV), 46 …… Aqul opening sensor, 48 …… Reference position (TDC) sensor, 52 …… Intake pipe pressure sensor, 54 …… Intake temperature sensor, 56 …… Fuel Temperature sensor.
Claims (3)
量に基づき排気ガス再循環が制御されるデイーゼルエン
ジンの排気ガス再循環制御装置において、 エンジン回転速度毎の全負荷に対する、黒煙の発生が許
容レベル以下となる所定の噴射量を全負荷基本噴射量と
して予め記憶する手段と、 該記憶手段を用い又エンジン回転速度に応じて求められ
る全負荷基本噴射量を、デイーゼルエンジンへの吸入空
気量及び供給燃料量に関係するパラメータで補正して全
負荷噴射量を求める手段と、 求められた全負荷噴射量と現在の噴射量を比較しなが
ら、全負荷を基準とした負荷割合を求める手段と、 エンジン回転速度及び負荷割合に対する、排気ガス再循
環量の制御パラメータを記憶する手段と、 該記憶手段を用い、エンジン回転速度に応じ、又比較し
ながら求めた前記負荷割合に応じて求められる制御パラ
メータに従つて、前記排気ガス再循環を制御する手段
と、を備えたことを特徴とするデイーゼルエンジンの排
気ガス再循環制御装置。1. In an exhaust gas recirculation control device for a diesel engine in which exhaust gas recirculation is controlled based on an injection amount determined by the engine speed and load, generation of black smoke is allowed for all loads at each engine speed. Means for pre-storing a predetermined injection amount below the level as a full-load basic injection amount, and a full-load basic injection amount obtained by using the storage means and in accordance with the engine rotation speed A means for obtaining a full load injection amount by correcting with a parameter relating to the supplied fuel amount; and a means for obtaining a load ratio based on the full load while comparing the obtained full load injection amount with the current injection amount, Means for storing control parameters of exhaust gas recirculation amount with respect to engine speed and load ratio; and using the storage means, according to the engine speed, Comparative while follow the control parameter obtained according to the load ratio determined connexion, exhaust gas recirculation control device for diesel engines, characterized in that and means for controlling the exhaust gas recirculation.
噴射量と現在の噴射量との比に応じて、全負荷を基準と
した前記負荷割合を求めるようにされている特許請求の
範囲第１項記載のデイーゼルエンジンの排気ガス再循環
制御装置。2. The load ratio calculating means calculates the load ratio based on the total load in accordance with the ratio between the total load injection amount and the current injection amount. An exhaust gas recirculation control device for a diesel engine according to item 1.
噴射量と現在の噴射量との差に応じて、全負荷を基準と
した前記負荷割合を求めるようにされている特許請求の
範囲第１項に記載のデイーゼルエンジンの排気ガス再循
環制御装置。3. The load ratio calculating means calculates the load ratio based on the total load according to the difference between the total load injection amount and the current injection amount. An exhaust gas recirculation control device for a diesel engine according to item 1.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61150527A JPH0816463B2 (en) | 1986-06-26 | 1986-06-26 | Exhaust gas recirculation control system for diesel engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61150527A JPH0816463B2 (en) | 1986-06-26 | 1986-06-26 | Exhaust gas recirculation control system for diesel engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS639668A JPS639668A (en) | 1988-01-16 |
| JPH0816463B2 true JPH0816463B2 (en) | 1996-02-21 |
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ID=15498817
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61150527A Expired - Fee Related JPH0816463B2 (en) | 1986-06-26 | 1986-06-26 | Exhaust gas recirculation control system for diesel engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0816463B2 (en) |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE2849554C2 (en) * | 1978-11-15 | 1987-05-14 | Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart | Device for determining the composition of the gas content of cylinders in internal combustion engines |
| JPS5848731A (en) * | 1981-09-17 | 1983-03-22 | Nippon Denso Co Ltd | Electric control apparatus for diesel engine |
| US4428354A (en) * | 1982-06-21 | 1984-01-31 | General Motors Corp. | Diesel engine fuel limiting system |
-
1986
- 1986-06-26 JP JP61150527A patent/JPH0816463B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
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|---|---|
| JPS639668A (en) | 1988-01-16 |
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