WO2011118030A1 - 内燃機関の燃焼制御装置 - Google Patents

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灘　光博
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Definitions

  • the present invention relates to a combustion control apparatus for a compression ignition type internal combustion engine represented by a diesel engine, and more particularly to a combustion control apparatus for an internal combustion engine that controls the combustion mode of premixed combustion in a combustion chamber.
  • the timing of fuel injection from a fuel injection valve (hereinafter also referred to as an injector), depending on the engine speed, accelerator operation amount, cooling water temperature, intake air temperature, etc. Control of the combustion mode in the combustion chamber is performed by adjusting the fuel injection amount.
  • the combustion of the diesel engine is mainly composed of premixed combustion and diffusion combustion as disclosed in Patent Document 1 below.
  • a combustible air-fuel mixture is first generated by vaporization and diffusion of fuel (ignition delay period).
  • ignition delay period a combustible air-fuel mixture self-ignites almost simultaneously in several places in the combustion chamber, and the combustion proceeds rapidly (premixed combustion).
  • fuel injection into the combustion chamber is continued, and combustion is continuously performed (diffusion combustion). Thereafter, since unburned fuel exists even after the fuel injection is completed, heat generation is continued for a while (afterburn period).
  • An exhaust gas recirculation (EGR: Exhaust Gas Recirculation) device that recirculates part of exhaust gas to an intake passage is known as a means for suppressing the amount of NOx generated (see, for example, Patent Document 2 below).
  • EGR Exhaust Gas Recirculation
  • sub-injection is executed during the compression stroke of the engine, and combustion in this sub-injection is premixed combustion to eliminate oxygen shortage in the combustion field. Is known (see, for example, Patent Document 3 below).
  • Patent Document 1 it has been proposed to control the combustion mode in the combustion chamber for the purpose of suppressing both the generation amount of NOx and the generation amount of smoke.
  • the appropriate fuel injection mode fuel injection pattern
  • each operation state for each grid point of the operation state map using the engine speed and the required torque as parameters
  • the number and the required engine torque such as the number and the required engine torque.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides a combustion control device for an internal combustion engine capable of continuously controlling an appropriate combustion mode in accordance with the operating state of the internal combustion engine. Objective.
  • the solution principle of the present invention taken in order to achieve the above object is that the combustion mode in the combustion chamber is divided into a premixed combustion region and a main combustion region (diffusion combustion region), and the premixed combustion region is considered.
  • the premixed combustion amount premixed combustion degree
  • the fuel injection mode fuel injection pattern
  • the present invention relates to a compression self-ignition type in which fuel injected from a fuel injection valve is combusted in a combustion chamber by “premixed combustion” and “main combustion” started after this “premixed combustion”.
  • An internal combustion engine combustion control device is premised.
  • the injection form adjusting means capable of adjusting the fuel injection form in the premixed combustion region, and the required heat quantity in the premixed combustion region are The same technical feature is that it includes combustion control means for increasing or decreasing the premixed combustion amount by adjusting the fuel injection mode in the premixed combustion region.
  • the fuel injection pattern is adjusted using only the fuel injection mode (fuel injection pattern) in the premixed combustion region as a parameter, thereby increasing or decreasing the premixed combustion amount (premixed combustion degree) in the premixed combustion region.
  • fuel injection in the premixed combustion region can be executed by the first injection and the second injection, and the fuel injection amount ratio between the first injection and the second injection is determined based on the operating state of the internal combustion engine (engine operation). The amount of premixed combustion is continuously increased or decreased by changing it according to the state.
  • the fuel injection amount of the first injection in the premixed combustion region is increased,
  • the premixed combustion amount (premixed combustion degree) in the premixed combustion region the NOx generation amount and the smoke generation amount are suppressed.
  • the fuel injection amount of the first injection in the premixed combustion region is reduced and the fuel injection amount of the second injection is reduced.
  • Increase to decrease the amount of premixed combustion in the premixed combustion region increase the degree of diffusion combustion in the premixed combustion region.
  • the premixed combustion region is managed by the required heat amount, and only the fuel injection pattern in the premixed combustion region is adjusted, so that the combustion mode (premixed combustion amount) in the premixed combustion region is continuous Therefore, it is possible to realize an appropriate combustion mode according to the engine operating state, and to improve exhaust emission and secure engine torque.
  • the injection end timing of the second injection is fixed at a timing (crank angle) close to TDC (piston compression top dead center).
  • the combustion by the second injection is diffusion combustion, it can be defined as “minimum ignition delay” of the combustion by the second injection, and if the ignition delay is minimum, the second Since the combustion end timing is uniquely determined by the injection end timing of the injection, if the injection end timing of the second injection is fixed and the injection start timing of the second injection is advanced, the end timing of the premixed combustion region is reached. It is possible to supply the required heat amount ( ⁇ the fuel injection amount in the premixed combustion region), and the injection end timing of the second injection is fixed in consideration of such points. When the fuel injection amount of the second injection is increased, the injection start timing is advanced. Conversely, when the fuel injection amount of the second injection is decreased, the injection start timing is retarded.
  • the injection end timing is fixed at a timing (crank angle) at which the minimum premixed combustion for fixing the ignition timing of the combustion by the second injection can be realized, and the fuel injection amount of the first injection Is increased, the injection start timing is advanced. Conversely, when the fuel injection amount of the first injection is decreased, the injection start timing is delayed.
  • the degree of premixed combustion (premixed combustion amount) in the premixed combustion region may be increased by adjusting the in-cylinder gas state before fuel injection.
  • the exhaust gas recirculation device that recirculates a part of the exhaust gas discharged to the exhaust system of the internal combustion engine to the intake system increases the recirculation amount (EGR amount) of the exhaust gas to the intake system.
  • the oxygen concentration may be reduced to increase the degree of premix combustion in the premix combustion region.
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region increases due to the reduction in the in-cylinder oxygen concentration, and the combustion center of gravity (combustion by the first injection) occurs in the premixed combustion region. If the combustion center of gravity) approaches TDC (compression top dead center of the piston), it is less necessary to set the ignition timing of the main combustion region to TDC, so the main combustion is retarded (the main injection is retarded). . When the retardation of the main injection is performed, the amount of NOx can be reduced.
  • the pre-ignition pressure in the cylinder may be reduced to increase the premixed combustion degree in the premixed combustion region.
  • the premixed combustion degree in the premixed combustion region is increased due to the reduction in the pre-ignition pressure in the cylinder, and the combustion center of gravity in the premixed combustion region is increased.
  • TDC compression top dead center of the piston
  • the intake air amount may be decreased by an intake throttle valve (throttle valve) to reduce the pre-ignition pressure in the cylinder, the intake air amount may be reduced by the supercharging device, and the intake throttle valve The pressure before ignition in the cylinder may be lowered in combination with the reduction of the intake air amount due to the above.
  • an intake throttle valve throttle valve
  • the in-cylinder oxygen concentration is reduced by increasing the EGR amount to increase the premixed combustion degree in the premixed combustion region
  • the reduction in the in-cylinder oxygen concentration results in the premixed combustion region.
  • the degree of premixed combustion increases, the center of combustion of the premixed combustion region (the center of combustion of the combustion by the second injection) approaches TDC (piston compression top dead center), and premixed combustion is completed by TDC.
  • TDC iston compression top dead center
  • both the first injection and the second injection of the premixed combustion injection are advanced (the entire premixed combustion region is Advance) so that combustion in the premixed combustion region can be completed by TDC.
  • the premixing is performed by reducing the in-cylinder oxygen concentration.
  • the degree of premixed combustion in the combustion region becomes high, the combustion center of gravity in the premixed combustion region (combustion center of gravity in the combustion by the second injection) approaches TDC (piston compression top dead center), and premixed combustion becomes TDC.
  • both the first injection and the second injection of the premix combustion injection are advanced (premix combustion region).
  • the combustion of the premixed combustion region can be completed by TDC.
  • the combustion center of gravity means that fuel injected into the combustion chamber (for example, fuel injected by fuel injection for premixed combustion, fuel injected by fuel injection for diffusion combustion) burns in the combustion chamber.
  • fuel injected into the combustion chamber for example, fuel injected by fuel injection for premixed combustion, fuel injected by fuel injection for diffusion combustion
  • the combustion degree reaches “50%”.
  • the cumulative heat generation amount in the combustion chamber reaches “50%” with respect to the heat generation amount when the entire injected fuel burns.
  • the combustion mode in the combustion chamber is considered to be separated into the premixed combustion region and the main combustion region, the premixed combustion region is managed by the required heat amount, and the fuel injection mode of the premixed combustion region is By adjusting, it is possible to continuously change the degree of premixing (premixed combustion amount) in the premixed combustion region, so it is possible to realize an appropriate combustion mode according to the engine operating state, and to improve exhaust emission The engine torque can be secured.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine to which the present invention is applied and a control system thereof. It is sectional drawing which shows the combustion chamber of a diesel engine, and its peripheral part. It is a block diagram which shows the structure of control systems, such as ECU. It is the figure which illustrated the fuel injection pattern. It is a figure which shows each fuel injection amount of the 1st injection of a premix combustion area
  • FIG. It is a figure which shows the example in the case of retarding the main combustion at the time of cylinder oxygen concentration reduction. It is a figure which shows the example in the case of advancing premixed combustion in the case of cylinder oxygen concentration reduction.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of the engine 1 and its control system.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the combustion chamber 3 of the diesel engine and its periphery.
  • the engine 1 of this example is configured as a diesel engine system having a fuel supply system 2, a combustion chamber 3, an intake system 6, an exhaust system 7 and the like as main parts.
  • the fuel supply system 2 includes a supply pump 21, a common rail 22, an injector (fuel injection valve) 23, a shutoff valve 24, a fuel addition valve 26, an engine fuel passage 27, an addition fuel passage 28, and the like.
  • the supply pump 21 pumps fuel from the fuel tank, makes the pumped fuel high pressure, and supplies it to the common rail 22 via the engine fuel passage 27.
  • the common rail 22 has a function as a pressure accumulation chamber that holds (accumulates) the high-pressure fuel supplied from the supply pump 21 at a predetermined pressure, and distributes the accumulated fuel to the injectors 23.
  • the injector 23 includes a piezoelectric element (piezo element) therein, and is configured by a piezo injector that is appropriately opened to supply fuel into the combustion chamber 3. Details of the fuel injection control from the injector 23 will be described later.
  • the supply pump 21 supplies a part of the fuel pumped up from the fuel tank to the fuel addition valve 26 via the addition fuel passage 28.
  • the added fuel passage 28 is provided with the shutoff valve 24 for shutting off the added fuel passage 28 and stopping fuel addition in an emergency.
  • the fuel addition valve 26 is configured so that the fuel addition amount to the exhaust system 7 becomes a target addition amount (addition amount that makes the exhaust A / F become the target A / F) by an addition control operation by the ECU 100 described later.
  • it is constituted by an electronically controlled on-off valve whose valve opening timing is controlled so that the fuel addition timing becomes a predetermined timing. That is, a desired fuel is injected and supplied from the fuel addition valve 26 to the exhaust system 7 (from the exhaust port 71 to the exhaust manifold 72) at an appropriate timing.
  • the intake system 6 includes an intake manifold 63 connected to an intake port 15a formed in the cylinder head 15 (see FIG. 2), and an intake pipe 64 constituting an intake passage is connected to the intake manifold 63.
  • an air cleaner 65, an air flow meter 43, and a throttle valve (intake throttle valve) 62 are arranged in this intake passage sequentially from the upstream side.
  • the air flow meter 43 outputs an electrical signal corresponding to the amount of air flowing into the intake passage via the air cleaner 65.
  • the exhaust system 7 includes an exhaust manifold 72 connected to an exhaust port 71 formed in the cylinder head 15, and exhaust pipes 73 and 74 constituting an exhaust passage are connected to the exhaust manifold 72. .
  • a maniverter (exhaust gas purification device) 77 including a NOx storage catalyst (NSR catalyst: NOx Storage Reduction catalyst) 75 and a DPNR catalyst (Diesel Particle-NOx Reduction catalyst) 76 is disposed in the exhaust passage. Yes.
  • NSR catalyst 75 and the DPNR catalyst 76 will be described.
  • the NSR catalyst 75 is an NOx storage reduction catalyst.
  • alumina Al 2 O 3
  • potassium (K) sodium (Na), lithium (Li), cesium (Cs) is supported on the carrier, for example.
  • Alkali metals such as barium (Ba) and calcium (Ca)
  • rare earths such as lanthanum (La) and yttrium (Y)
  • noble metals such as platinum (Pt) are supported. It becomes the composition.
  • the NSR catalyst 75 occludes NOx in a state where a large amount of oxygen is present in the exhaust gas, has a low oxygen concentration in the exhaust gas, and a large amount of reducing component (for example, an unburned component (HC) of the fuel).
  • reducing component for example, an unburned component (HC) of the fuel.
  • NOx is reduced to NO 2 or NO and released.
  • NO NOx released as NO 2 or NO the N 2 is further reduced due to quickly reacting with HC or CO in the exhaust.
  • HC and CO are oxidized to H 2 O and CO 2 by reducing NO 2 and NO. That is, by appropriately adjusting the oxygen concentration and HC component in the exhaust gas introduced into the NSR catalyst 75, HC, CO, and NOx in the exhaust gas can be purified.
  • the oxygen concentration and HC component in the exhaust gas can be adjusted by the fuel addition operation from the fuel addition valve 26.
  • the DPNR catalyst 76 is, for example, a NOx occlusion reduction catalyst supported on a porous ceramic structure, and PM in the exhaust gas is collected when passing through the porous wall. Further, when the air-fuel ratio of the exhaust gas is lean, NOx in the exhaust gas is stored in the NOx storage reduction catalyst, and when the air-fuel ratio becomes rich, the stored NOx is reduced and released. Further, the DPNR catalyst 76 carries a catalyst that oxidizes and burns the collected PM (for example, an oxidation catalyst mainly composed of a noble metal such as platinum).
  • a cylinder block 11 constituting a part of the engine body is formed with a cylindrical cylinder bore 12 for each cylinder (four cylinders), and a piston 13 is formed inside each cylinder bore 12. Is accommodated so as to be slidable in the vertical direction.
  • the combustion chamber 3 is formed above the top surface 13 a of the piston 13. That is, the combustion chamber 3 is defined by the lower surface of the cylinder head 15 attached to the upper part of the cylinder block 11 via the gasket 14, the inner wall surface of the cylinder bore 12, and the top surface 13 a of the piston 13.
  • a cavity (concave portion) 13 b is formed in a substantially central portion of the top surface 13 a of the piston 13, and this cavity 13 b also constitutes a part of the combustion chamber 3.
  • the concave dimension is small in the central portion (on the cylinder center line P), and the concave dimension is increased toward the outer peripheral side. That is, as shown in FIG. 2, when the piston 13 is in the vicinity of the compression top dead center, the combustion chamber 3 formed by the cavity 13b is a narrow space with a relatively small volume in the central portion, and on the outer peripheral side. The structure is such that the space is gradually expanded toward the expansion space.
  • the piston 13 has a small end portion 18a of a connecting rod 18 connected by a piston pin 13c, and a large end portion of the connecting rod 18 is connected to a crankshaft which is an engine output shaft.
  • a glow plug 19 is disposed toward the combustion chamber 3.
  • the glow plug 19 functions as a start-up assisting device that is heated red when an electric current is applied immediately before the engine 1 is started and a part of the fuel spray is blown onto the glow plug 19 to promote ignition and combustion.
  • the cylinder head 15 is formed with an intake port 15a for introducing air into the combustion chamber 3 and an exhaust port 71 for discharging exhaust gas from the combustion chamber 3, and an intake valve for opening and closing the intake port 15a. 16 and an exhaust valve 17 for opening and closing the exhaust port 71 are provided.
  • the intake valve 16 and the exhaust valve 17 are disposed to face each other with the cylinder center line P interposed therebetween. That is, the engine 1 of this example is configured as a cross flow type.
  • the cylinder head 15 is provided with the injector 23 that directly injects fuel into the combustion chamber 3.
  • the injector 23 is disposed at a substantially upper center of the combustion chamber 3 in a standing posture along the cylinder center line P, and injects fuel introduced from the common rail 22 toward the combustion chamber 3 at a predetermined timing. It has become.
  • the engine 1 is provided with a supercharger (turbocharger) 5.
  • the turbocharger 5 includes a turbine wheel 52 and a compressor impeller 53 that are connected via a turbine shaft 51.
  • the compressor impeller 53 is arranged facing the inside of the intake pipe 64, and the turbine wheel 52 is arranged facing the inside of the exhaust pipe 73. Therefore, the turbocharger 5 performs a so-called supercharging operation in which the compressor impeller 53 is rotated using the exhaust flow (exhaust pressure) received by the turbine wheel 52 to increase the intake pressure.
  • the turbocharger 5 in this example is a variable nozzle type turbocharger (VNT), and a variable nozzle vane mechanism 54 is provided on the turbine wheel 52 side, and an opening degree (VN opening degree) of the variable nozzle vane mechanism 54 is adjusted. By doing so, the supercharging pressure of the engine 1 can be adjusted.
  • VNT variable nozzle type turbocharger
  • VN opening degree opening degree
  • the intake pipe 64 of the intake system 6 is provided with an intercooler 61 for forcibly cooling the intake air whose temperature has been raised by supercharging in the turbocharger 5.
  • the throttle valve 62 is provided further downstream than the intercooler 61.
  • the throttle valve 62 is an electronically controlled on-off valve whose opening degree can be adjusted in a stepless manner. The throttle air flow area of the intake air is reduced under a predetermined condition, and the supply amount of the intake air is adjusted (reduced). ) Function.
  • the engine 1 is provided with an exhaust gas recirculation passage (EGR passage) 8 that connects the intake system 6 and the exhaust system 7.
  • the EGR passage 8 is configured to reduce the combustion temperature by recirculating a part of the exhaust gas to the intake system 6 and supplying it again to the combustion chamber 3, thereby reducing the amount of NOx generated.
  • the EGR passage 8 is opened and closed steplessly by electronic control, and the exhaust gas passing through the EGR passage 8 (recirculating) is cooled by an EGR valve 81 that can freely adjust the exhaust flow rate flowing through the passage.
  • An EGR cooler 82 is provided.
  • the EGR passage 8, the EGR valve 81, the EGR cooler 82, and the like constitute an EGR device (exhaust gas recirculation device).
  • the air flow meter 43 outputs a detection signal corresponding to the flow rate (intake air amount) of the intake air upstream of the throttle valve 62 in the intake system 6.
  • the intake air temperature sensor 49 is disposed in the intake manifold 63 and outputs a detection signal corresponding to the temperature of the intake air.
  • the intake pressure sensor 48 is disposed in the intake manifold 63 and outputs a detection signal corresponding to the intake air pressure.
  • the A / F (air-fuel ratio) sensor 44 outputs a detection signal that continuously changes in accordance with the oxygen concentration in the exhaust gas downstream of the manipulator 77 of the exhaust system 7.
  • the exhaust temperature sensor 45 outputs a detection signal corresponding to the temperature of the exhaust gas (exhaust temperature) downstream of the manipulator 77 of the exhaust system 7.
  • the rail pressure sensor 41 outputs a detection signal corresponding to the fuel pressure stored in the common rail 22 (hereinafter also referred to as fuel pressure).
  • the throttle opening sensor 42 detects the opening of the throttle valve 62.
  • the ECU 100 includes a CPU 101, a ROM 102, a RAM 103, a backup RAM 104, and the like.
  • the ROM 102 stores various control programs, maps that are referred to when the various control programs are executed, and the like.
  • the CPU 101 executes various arithmetic processes based on various control programs and maps stored in the ROM 102.
  • the RAM 103 is a memory that temporarily stores calculation results in the CPU 101, data input from each sensor, and the like.
  • the backup RAM 104 is a non-volatile memory that stores data to be saved when the engine 1 is stopped, for example.
  • the CPU 101, the ROM 102, the RAM 103, and the backup RAM 104 are connected to each other via the bus 107 and to the input interface 105 and the output interface 106.
  • the input interface 105 is connected to the rail pressure sensor 41, the throttle opening sensor 42, the air flow meter 43, the A / F sensor 44, the exhaust temperature sensor 45, the intake pressure sensor 48, and the intake temperature sensor 49. Further, the input interface 105 includes a water temperature sensor 46 that outputs a detection signal corresponding to the cooling water temperature of the engine 1, an accelerator opening sensor 47 that outputs a detection signal corresponding to the depression amount of the accelerator pedal, and the engine 1. A crank position sensor 40 that outputs a detection signal (pulse) each time the output shaft (crankshaft) rotates by a certain angle is connected.
  • the injector 23, the fuel addition valve 26, the throttle valve 62, the variable nozzle vane mechanism 54, the EGR valve 81, and the like are connected to the output interface 106.
  • the ECU 100 executes various controls of the engine 1 based on the outputs of the various sensors described above. For example, the ECU 100 performs fuel injection control of the injector 23. As fuel injection control of the injector 23, in this embodiment, fuel injection in a premixed combustion region (premixed injection) and fuel injection in the main combustion region (main injection), which will be described later, are executed.
  • fuel injection control of the injector 23 in this embodiment, fuel injection in a premixed combustion region (premixed injection) and fuel injection in the main combustion region (main injection), which will be described later, are executed.
  • the total fuel injection amount of the fuel injection in the premixed combustion region and the fuel injection in the main combustion region is determined according to operating conditions such as engine speed, accelerator operation amount, cooling water temperature, intake air temperature, and environmental conditions. It is set as the fuel injection amount necessary to obtain the required torque. For example, the higher the engine speed (the engine speed calculated based on the detection value of the crank position sensor 40), the larger the accelerator operation amount (the accelerator pedal depression amount detected by the accelerator opening sensor 47). The higher the required accelerator torque of the engine 1, the higher the accelerator opening.
  • combustion control apparatus for example, injection form adjusting means and combustion control means of the internal combustion engine of the present invention is realized by a program executed by the ECU 100.
  • the fuel injection pressure when executing the fuel injection control is determined by the internal pressure of the common rail 22.
  • the common rail internal pressure generally, the target value of the fuel pressure supplied from the common rail 22 to the injector 23, that is, the target rail pressure, increases as the engine load (engine load) increases and as the engine speed (engine speed) increases. It is supposed to be expensive. That is, when the engine load is high, the amount of air sucked into the combustion chamber 3 is large. Therefore, a large amount of fuel must be injected from the injector 23 into the combustion chamber 3, and therefore the injection from the injector 23 is performed. The pressure needs to be high.
  • the target rail pressure is generally set based on the engine load and the engine speed.
  • the target rail pressure is set according to a fuel pressure setting map stored in the ROM 102, for example. That is, by determining the fuel pressure according to this fuel pressure setting map, the valve opening period (injection rate waveform) of the injector 23 is controlled, and the fuel injection amount during the valve opening period can be defined.
  • the optimum value of the fuel injection parameter in the fuel injection control varies depending on the temperature conditions of the engine 1 and the intake air.
  • the ECU 100 adjusts the fuel discharge amount of the supply pump 21 so that the common rail pressure becomes equal to the target rail pressure set based on the engine operating state, that is, the fuel injection pressure matches the target injection pressure. To measure. Further, the ECU 100 determines the fuel injection amount based on the engine operating state. Specifically, the ECU 100 calculates the engine speed (engine speed) based on the detected value of the crank position sensor 40, and also depresses the accelerator pedal (accelerator opening amount) based on the detected value of the accelerator opening sensor 47. The total injection amount (total injection amount in premixed injection and main injection described later) is determined based on the engine speed, the accelerator opening, and the like.
  • the combustion in the combustion chamber 3 is classified into a premixed combustion region and a main combustion region (diffusion combustion region) in time series.
  • the premixed combustion region is defined as the combustion region where all combustion is completed in the own process. Note that the premixed combustion region is pure self-ignition combustion, so that an ignition delay occurs and the initial combustion is always premixed combustion.
  • the main combustion is basically defined as diffusion combustion whose ignition timing is TDC. As will be described later, the ignition timing of main combustion may be retarded with respect to TDC.
  • premix injection The fuel injection in the premixed combustion region is referred to as “premixed injection”, and the fuel injection in the main combustion region is referred to as “main injection”.
  • premix injection can be divided into two, and the first premix injection (previous injection) is referred to as “first injection”, and the second premix injection (the first injection).
  • first injection is premixed component injection
  • second injection is preheated component injection and fuel injection close to TDC.
  • the feature of this embodiment is that the premixed combustion region is managed by the required heat amount, the fuel injection pattern in the premixed combustion region (see FIG. 4) is adjusted, and the premixed combustion amount in the premixed combustion region is continuously increased.
  • an appropriate combustion mode corresponding to the engine operating state is realized, and exhaust emission is improved and engine torque is secured.
  • the required heat amount ( ⁇ fuel injection amount) in the premixed combustion region is the same (same), and the fuel injection amount ratio between the first injection and the second injection of the premixed injection is continuously set.
  • the premixed combustion degree (premixed combustion amount) in the premixed combustion region can be increased or decreased.
  • the “degree of premix combustion” is the ratio of the heat generation amount of premix combustion to the total heat generation amount in the premix combustion region.
  • the fuel injection amount of the second injection in the premixed combustion region is decreased (the advance amount of the injection start timing of the second injection is decreased), and the first If the injection end timing of one injection is the same and the fuel injection amount is increased by advancing the injection start timing of the first injection, the temperature in the combustion chamber can be kept low due to an increase in the interference cooling effect. Is promoted, and the degree of premixing in the premixed combustion region increases. When the premixing degree in the premixed combustion region is increased in this way, the NOx generation amount and the smoke generation amount can be suppressed.
  • the spray interference cooling is a phenomenon in which the spray of the fuel injected earlier is cooled by the endothermic reaction of the fuel injected subsequently, and as the fuel injection amount increases, the spray interference is increased as described later. The cooling effect is increased.
  • the fuel injection amount of the first injection of the premixed injection is reduced (the advance amount of the injection start timing of the first injection is reduced), and the second injection If the injection end timing is the same and the injection start timing of the second injection is advanced to increase the injection amount, the combustion mode by the second injection shifts to diffusion combustion, so in the premixed combustion region A preheating function and a torque increase can be realized.
  • the premixed combustion degree in the premixed combustion region The (premixed combustion amount) can be continuously changed.
  • an appropriate combustion mode corresponding to the engine operating state for example, engine speed / load
  • exhaust emission can be improved and engine torque can be secured.
  • the above fuel injection control is executed by the ECU 100.
  • the opening area of the injection hole of the injector 23 has a correlation with the flight distance of the fuel (spray) injected from the injection hole. That is, when fuel is injected with a small opening area of the injection hole, the size of the droplet of fuel injected from the injection hole is also small, so that the kinetic energy is also small (penetration force is small). ing. For this reason, the flight distance of this fuel droplet is also short. On the other hand, when fuel is injected in a state where the opening area of the injection hole is large, the size of the droplet of fuel injected from the injection hole is also large, so that the kinetic energy is also large (the penetration force is large). Yes. For this reason, the flight distance of this fuel droplet becomes long.
  • the opening area of the injection hole of the injector 23 there is a correlation between the opening area of the injection hole of the injector 23 and the flight distance of the fuel (spray) injected from the injection hole, and the opening area of the injection hole becomes large in the valve opening process of the injector 23.
  • the kinetic energy of the fuel (droplet) injected from the injection hole increases, and the flight distance of the subsequently injected fuel becomes longer than the fuel injected previously.
  • the longer the valve opening period of the injector 23 is set in other words, the more the injection amount per injection is set), the more the fuel injected subsequently in the preceding injected spray becomes. The amount passing through increases.
  • the degree to which the spray of fuel injected earlier is cooled by the endothermic reaction of the subsequently injected fuel as the injection amount in the first injection of the premixed combustion injection is set larger. Becomes higher and the above-described spray interference cooling effect is increased.
  • the fuel injection pattern for realizing such control will be specifically described below.
  • the injection end timing of the second injection is fixed at a timing (crank angle) close to TDC (compression top dead center of the piston 13).
  • the combustion by the second injection is diffusion combustion, it can be defined as “minimum ignition delay” of the combustion by the second injection, and if the ignition delay is minimum, the second Since the combustion end timing is uniquely determined by the injection end timing of injection, if the injection end timing of the second injection is fixed and the injection start timing is advanced, the required heat amount ( ⁇ In consideration of such points, the injection end timing of the second injection is fixed. When the fuel injection amount of the second injection is increased, the injection start timing is advanced. Conversely, when the fuel injection amount of the second injection is decreased, the injection start timing is retarded.
  • the injection end timing is fixed at a timing (crank angle) at which the minimum premixed combustion for fixing the ignition timing of the combustion by the second injection can be realized, and the fuel injection amount of the first injection is increased. If so, the injection start timing is advanced. Conversely, if the fuel injection amount of the first injection is decreased, the injection start timing is retarded.
  • the premixed combustion region is managed by the required heat amount (required heat energy)
  • the required heat amount that is, the fuel injection amount in the premixed combustion region is made the same (without changing the fuel injection amount), and the premixing is performed.
  • the fuel injection pattern in the premixed combustion region is set and fuel injection is performed.
  • the fuel injection amount ratio [first injection: second injection] is set to [2 mm 3 : 4 mm 3 ].
  • the fuel injection amount ratio [first injection: second injection] is [3 mm 3 : 3 mm 3 ]
  • the target combustion mode is small / medium premixed combustion
  • the fuel injection amount ratio [first injection: second injection] is set to [4 mm 3 : 2 mm 3 ].
  • the fuel injection amount ratio [first injection: second injection] is set to [6 mm 3 : 0 mm 3 ].
  • FIG. 6A shows a fuel injection pattern in which the combustion mode in the premixed combustion region is the minimum premixed combustion and the fuel injection pattern of the main injection.
  • FIG. 6A shows the heat generation rate waveform and the amount of generated heat (required heat amount) obtained by these fuel injection patterns.
  • the premixed combustion degree in the premixed combustion region can be set low.
  • the premixed combustion degree (ratio) can be set to 20 to 60%.
  • the delay of the combustion center of gravity with respect to the injection start timing of the first injection is referred to as “reference ignition delay”.
  • FIG. 6B shows a fuel injection pattern in which the combustion mode in the premixed combustion region is the above-described small / medium premixed combustion and a fuel injection pattern of the main injection.
  • FIG. 6B shows the heat generation rate waveform and the amount of generated heat (required heat amount) obtained by these fuel injection patterns.
  • the combustion injection amount of the first injection is increased with respect to the fuel injection pattern of the premixed injection shown in FIG. The injection amount is reduced.
  • the ignition delay of the first injection is increased and the degree of premixed combustion in the premixed combustion region is higher than in the combustion mode of FIG. 6A.
  • the premixed combustion degree (ratio) can be set to 30 to 70%, for example.
  • FIG. 7A shows a fuel injection pattern in which the combustion mode in the premixed combustion region is the above-described medium and small premixed combustion and a fuel injection pattern of the main injection.
  • FIG. 7A shows the heat generation rate waveform and the amount of generated heat (required heat amount) obtained by these fuel injection patterns.
  • the combustion injection amount of the first injection is increased with respect to the fuel injection pattern of the premixed injection shown in FIG.
  • the combustion injection amount is reduced. Accordingly, in FIG. 7A, the ignition delay of the first injection is increased and the degree of premixed combustion in the premixed combustion region is higher than that in the combustion mode of FIG. 6B.
  • the premixed combustion degree (ratio) can be set to 40 to 80%, for example.
  • FIG. 7B shows a fuel injection pattern in which the combustion mode in the premixed combustion region is the maximum premixed combustion and the fuel injection pattern of the main injection.
  • FIG. 7B shows the heat generation rate waveform and the amount of generated heat (required heat amount) obtained by these fuel injection patterns.
  • the fuel injection amount of the first injection is the total injection amount (6 mm 3 ) in the premixed combustion region, and the second injection is “0”.
  • the ignition delay is maximized and the premixed combustion degree is maximized.
  • the premixed combustion degree (ratio) can be set to 50 to 100%, for example.
  • the total injection amount of the first injection and the second injection is the same, the fuel injection amount of the first injection is increased, and the fuel injection amount of the second injection is decreased, so that the premixing is performed.
  • the premixed combustion degree (premixed combustion amount) in the combustion region can be continuously increased.
  • the degree of premix combustion in the premix combustion region is continuously reduced (premix combustion region).
  • the degree of diffusive combustion can be continuously increased).
  • the total required heat amount (total fuel injection amount) is determined with reference to a known map or the like according to the operating conditions such as engine speed, accelerator operation amount, cooling water temperature, intake air temperature, and environmental conditions.
  • the required heat amount in the premixed combustion region is determined.
  • the required amount of heat in this premixed combustion region is variably set depending on whether the engine operating state is focused on preheating or engine torque.
  • the map in FIG. 8 is a map obtained by mapping the total injection amount in the premixed combustion region by experiment / simulation using the required heat amount as a parameter, and is stored in the ROM 102 of the ECU 100, for example.
  • the total fuel injection amount in the premixed combustion region is set to increase as the required heat amount increases.
  • the map in FIG. 9 is a map of values obtained by empirically matching the degree of premixed combustion in the premixed combustion region in advance through experiments and simulations using the engine speed and engine torque as parameters. Stored in the ROM 102.
  • the premixing degree in the premixed combustion region is set to be larger as the engine speed is lower and the required torque is lower.
  • the fuel injection amount ratio between the first injection and the second injection is obtained with reference to the map of FIG. 10 using the premixing degree of the premixed combustion region obtained in the processing of (S2) described above.
  • the fuel injection amount of the first injection is obtained by multiplying the total fuel injection amount by the fuel injection amount ratio by using the fuel injection amount ratio and the total fuel injection amount in the premixed combustion region obtained in the process of (S1).
  • the fuel injection amount of the second injection are obtained.
  • the fuel injection amount ratio map shown in FIG. 10 is a map in which the fuel injection amount ratio between the first injection and the second injection is preliminarily adapted by experiments and simulations, etc., with the degree of premixing as a parameter. And stored in the ROM 102 of the ECU 100.
  • the ratio of the fuel injection amount of the first injection increases as the premixed combustion degree increases (the premixing degree is closer to 100%). 0 ”is also included).
  • the ratio between the fuel injection amount of the first injection and the fuel injection amount of the second injection is set with the total injection amount in the premixed combustion region being “1”.
  • (S4) Referring to the maps shown in FIGS. 11 (a) and 11 (b) using the fuel injection amount of the first injection and the fuel injection amount of the second injection obtained in the process of (S3) described above. Then, the advance angle correction amount of the injection start timing of the first injection and the advance angle correction amount of the injection start timing of the second injection are respectively obtained. Then, the fuel injection pattern in the premixed combustion region as shown in FIG. 4 is determined based on the advance correction amount of the injection start timing of the first injection and the advance correction amount of the injection start timing of the second injection. Then, fuel injection from the injector 23 is executed.
  • advance angle correction amount map for the first injection shown in FIG. 11A and the advance angle correction amount map for the second injection shown in FIG. 11B are respectively prepared in advance by experiments, simulations, or the like. It is stored in the ROM 102 of the ECU 100.
  • the fuel injection amount of the first injection of the premixed injection is reduced and the fuel of the second injection is used.
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region is reduced (the degree of diffusion combustion in the premixed combustion region is increased). be able to.
  • a preheating function and a torque increase can be realized in the premixed combustion region, and a sufficient engine torque can be secured.
  • the fuel injection amount of the first injection of the premixed injection is increased and the fuel injection amount of the second injection is increased.
  • Is set for example, the fuel injection amount of the second injection is “0”
  • the fuel injection pattern shown in FIG. Can be maximized.
  • the fuel injection amount ratio between the first injection and the second injection in the premixed combustion region is adjusted according to the engine operating state, so that the combustion mode (premixed combustion in the premixed combustion region) is adjusted. Degree) can be continuously changed, which makes it possible to realize an appropriate combustion mode according to the engine operating condition, and to meet various demands such as improvement of exhaust emission and sufficient securing of engine torque. Can do.
  • the required heat amount in the premixed combustion region can be set variably, and when the engine operating state is regarded as important in preheating, the required heat amount (fuel injection amount) in the premixed combustion region is set to While increasing the amount, the required heat amount (fuel injection amount) of the main combustion amount is reduced.
  • the required heat amount (fuel injection amount) in the premixed combustion region is reduced and the required heat amount (fuel injection amount) of the main combustion amount is increased.
  • the fuel injection pattern of the main injection may be the same, the fuel injection pattern of the main injection can be adjusted, and the fuel injection amount (fuel injection period) of the main injection can be increased or decreased according to the engine operating state. You may comprise.
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region is increased by adjusting the in-cylinder gas state before fuel injection with the fuel injection pattern of the fuel injected from the injector 23 fixed. May be.
  • the in-cylinder oxygen concentration is reduced to increase the degree of premixed combustion in the premixed combustion region.
  • the premixed combustion region in the premixed combustion region becomes higher due to the reduction in the in-cylinder oxygen concentration, and as shown in FIG.
  • the center of gravity combustion center of gravity (heat generation rate peak) of combustion by the first injection
  • TDC compression top dead center of piston 13
  • the premixed combustion in the premixed combustion region is reduced by reducing the in-cylinder oxygen concentration.
  • the degree increases, as shown in FIG. 13, the combustion center of gravity of the premixed combustion region (combustion center of gravity of combustion by the second injection (heat generation rate peak)) approaches TDC (compression top dead center of the piston 13). Therefore, when the premixed combustion is not completed by TDC, the first injection and the second injection of the premixed combustion injection are performed in order to fix the ignition timing of the main combustion (fixed to TDC ignition).
  • the premixed injection is advanced, if only the first injection is advanced, the combustion by the second injection becomes diffusion combustion and smoke may be generated. As described above, the first injection and the first injection are performed. It is necessary to advance the two injections together.
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region may be increased by reducing the pre-ignition pressure in the cylinder, which is a parameter for setting the in-cylinder gas state before fuel injection.
  • the pre-ignition pressure in the cylinder is reduced by operating the nozzle vane opening (VN opening) provided in the variable nozzle vane mechanism 54 of the turbocharger 5 to reduce the intake air amount.
  • VN opening nozzle vane opening
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region may be increased.
  • the degree of premixed combustion in the premixed combustion region may be increased by reducing the intake air amount by reducing the throttle valve (intake throttle valve) 62 and reducing the pre-ignition pressure in the cylinder.
  • the pressure before ignition in the cylinder may be lowered by combining the reduction of the intake air amount by the turbocharger 5 and the reduction of the intake air amount by the throttle valve 62.
  • both the first injection and the second injection of the premixed combustion injection are advanced (the entire premixed combustion region is advanced).
  • the present invention can be used for combustion control of a compression self-ignition internal combustion engine represented by a diesel engine. More specifically, the present invention is effectively used when appropriately controlling the combustion mode of premixed combustion in a combustion chamber. be able to.

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Abstract

　燃焼室内で予混合燃焼領域と主燃焼領域（拡散燃焼領域）とが行われる圧縮自着火式のエンジンにおいて、前記予混合燃焼領域を要求熱量で管理し、その予混合燃焼領域の燃料噴射パターンつまり予混合燃焼領域における第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を調整することにより、予混合燃焼領域の予混合度合い（予混合燃焼量）を連続的に変化させる。これによってエンジン運転状態に応じた適正な燃焼形態を実現することができ、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図ることができる。

Description

内燃機関の燃焼制御装置
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される圧縮自着火式の内燃機関の燃焼制御装置に関し、さらに詳しくは、燃焼室内における予混合燃焼の燃焼形態を制御する内燃機関の燃焼制御装置に関する。
　自動車用エンジン等として使用されるディーゼルエンジンでは、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等に応じて、燃料噴射弁（以下、インジェクタと呼ぶ場合もある）からの燃料噴射タイミングや燃料噴射量を調整することにより燃焼室内での燃焼形態を制御することが行われている。
　上記ディーゼルエンジンの燃焼は、下記の特許文献１にも開示されているように、主として予混合燃焼と拡散燃焼とにより成り立っている。インジェクタから燃焼室内への燃料噴射が開始されると、まず、燃料の気化拡散により可燃混合気が生成される（着火遅れ期間）。次に、この可燃混合気が燃焼室の数ヶ所でほぼ同時に自己着火し、急速に燃焼が進む（予混合燃焼）。さらに、燃焼室内への燃料噴射が継続され、燃焼が継続的に行われる（拡散燃焼）。その後、燃料噴射が終了した後にも未燃燃料が存在するため、しばらくの間、熱発生が続けられる（後燃え期間）。
　ところで、ディーゼルエンジンでは、ＮＯｘの発生量及びスモークの発生量を共に抑制することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが重要である。ＮＯｘの発生量を抑制するものとして、排気ガスの一部を吸気通路に還流させる排気還流（ＥＧＲ：Ｅｘｈａｕｓｔ　Ｇａｓ　Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）装置が知られている（例えば下記の特許文献２を参照）。また、スモークの発生量を抑制するための対策として、エンジンの圧縮行程で副噴射を実行し、この副噴射での燃焼を予混合燃焼とすることで燃焼場での酸素不足の解消を図ることが知られている（例えば下記の特許文献３を参照）。
特開２００４－１５６５１９号公報 特開２００４－００３４１５号公報 特開２００１－１９３５２６号公報
　これまで、ＮＯｘの発生量及びスモークの発生量を共に抑制することを目的として、燃焼室内での燃焼形態を制御することが提案されている（上記特許文献１等）。
　従来制御において、排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立するべく、燃焼室内での適正な燃焼を実現するための手法としては、エンジン回転数やエンジンの要求トルク等といった運転状態毎（エンジン回転数と要求トルクとをパラメータとする運転状態マップの格子点毎）に適正な燃料噴射形態（燃料噴射パターン）の適合を行っている。
　例えば、エンジン運転状態毎に、実験的に燃料噴射パターンの適合値を試行錯誤で個別に求めていき、これら多数のエンジン運転状態毎に対応した適合値をマップ化することで燃料噴射マップを作成していた。そして、この燃料噴射マップに従って、現在のエンジン運転状態に適した燃料噴射パターンを設定してインジェクタの制御を行っていた。
　ところが、このようにしてエンジンの多数の運転状態に対する燃料噴射パターンを試行錯誤で作成する手法では、パラメータが多くて依存関係が複雑化するため、例えば多変数入力・多出力の連立方程式を解く必要があって、その解（適合値）が複数存在したり、解不定となる場合があるので、条件を固定して固有解を求めていた。このため、エンジン運転領域の全域に亘って最適な燃料噴射パターンが設定されている保証がない。つまり、ある運転状態（上記適合値が求められていない運転状態）では、燃焼室内での燃焼のうち拡散燃焼の割合が高くなり過ぎることでＮＯｘの発生量が著しく多くなったり、また、ある運転状態では、燃焼室内での燃焼のうち予混合燃焼の割合が高くなり過ぎることで燃焼が不安定になってしまう可能性がある。また、運転過渡時（例えばエンジン負荷の急速な変化時）において燃焼形態の連続性に欠ける場合がある。
　本発明は、このような実情を考慮してなされたもので、内燃機関の運転状態に応じて適正な燃焼形態を連続的に制御することが可能な内燃機関の燃焼制御装置を提供することを目的とする。
　－課題の解決原理－
　上記の目的を達成するために講じられた本発明の解決原理は、燃焼室内での燃焼形態を予混合燃焼領域と主燃焼領域（拡散燃焼領域）とに分離して考え、その予混合燃焼領域を要求熱量で管理し、当該予混合燃焼領域の燃料噴射形態（燃料噴射パターン）の調整により予混合燃焼量（予混合燃焼度合い）を連続的に変化させることで、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図れるようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、燃料噴射弁から噴射された燃料が、「予混合燃焼」及びこの「予混合燃焼」の後に開始される「主燃焼」により燃焼室内で燃焼する圧縮自着火式の内燃機関の燃焼制御装置を前提としており、このような内燃機関の燃焼制御装置において、前記予混合燃焼領域における燃料噴射形態を調整可能な噴射形態調整手段と、前記予混合燃焼領域の要求熱量は同一として、前記予混合燃焼領域の燃料噴射形態の調整によって予混合燃焼量を増減する燃焼制御手段とを備えていることを技術的特徴としている。
　この特定事項により、予混合燃焼領域の燃料噴射形態（燃料噴射パターン）のみをパラメータとして、その燃料噴射パターンを調整することで、予混合燃焼領域の予混合燃焼量（予混合燃焼度合い）を増減することが可能となり、燃焼室内の燃焼状態を連続的に調整することができる。具体的には、予混合燃焼領域の燃料噴射を第１噴射及び第２噴射にて実行可能とし、それら第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を、内燃機関の運転状態（エンジン運転状態）に応じて変化させることにより予混合燃焼量を連続的に増減するように構成する。
　こうした構成において、例えば機関回転数（エンジン回転数）が比較的低回転であってエミッション低減を重視する燃焼状態にする場合は、予混合燃焼領域の第１噴射の燃料噴射量を大きくするとともに、第２噴射の燃料噴射量を小さくして予混合燃焼領域の予混合燃焼量（予混合燃焼度合い）を増大させることで、ＮＯｘ発生量及びスモーク発生量を抑制する。
　一方、例えばエンジン回転数が比較的高回転であってエンジントルク重視の燃焼状態にする場合は、予混合燃焼領域の第１噴射の燃料噴射量を小さくするとともに、第２噴射の燃料噴射量を大きくして予混合燃焼領域の予混合燃焼量を減少（予混合燃焼領域の拡散燃焼度合いを増大）させる。これによって、予混合燃焼領域において予熱機能とトルクアップを実現することができ、エンジントルクを確保することが可能になる。
　以上のように、本発明では、予混合燃焼領域を要求熱量で管理し、予混合燃焼領域の燃料噴射パターンのみを調整することで、予混合燃焼領域の燃焼形態（予混合燃焼量）を連続的に変化させることが可能であるので、エンジン運転状態に応じた適正な燃焼形態を実現することができ、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図ることができる。
　本発明において、第１噴射の噴射終了時期及び第２噴射の噴射終了時期をそれぞれ固定し、第１噴射の噴射開始時期及び第２噴射の噴射開始時期をそれぞれ調整することによって、当該第１噴射及び第２噴射のそれぞれの燃料噴射量を設定するように構成する。
　具体的には、第２噴射の噴射終了時期は、ＴＤＣ（ピストンの圧縮上死点）に近接したタイミング（クランク角度）に固定する。ここで、第２噴射による燃焼が拡散燃焼であることを前提とすれば、第２噴射による燃焼の「着火遅れ最小」と定義することが可能であり、着火遅れが最小であれば、第２噴射の噴射終了時期で燃焼終了時期は一義的に決まるため、第２噴射の噴射終了時期を固定して当該第２噴射の噴射開始時期を進角すれば、予混合燃焼領域の終了時期までに要求熱量（≒予混合燃焼領域の燃料噴射量）を供給することが可能であり、このような点を考慮して第２噴射の噴射終了時期を固定する。この第２噴射の燃料噴射量を増加する場合は噴射開始時期を進角し、逆に、第２噴射の燃料噴射量を減少する場合は噴射開始時期を遅角する。
　また、第１噴射については、第２噴射による燃焼の着火時期を固定化させるための最小予混合燃焼を実現できるタイミング（クランク角度）に噴射終了時期を固定し、この第１噴射の燃料噴射量を増加する場合は噴射開始時期を進角し、逆に、第１噴射の燃料噴射量を減少する場合は噴射開始時期を遅角する。
　本発明において、燃料噴射前の筒内ガス状態を調整することにより、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合い（予混合燃焼量）を増大させるようにしてもよい。
　具体的には、内燃機関の排気系に排出された排気ガスの一部を吸気系に還流させる排気還流装置によって排気ガスの吸気系への還流量（ＥＧＲ量）を増大させることにより、筒内酸素濃度を低減して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させようにしてもよい。
　このようにして筒内酸素濃度を低減した際に、その筒内酸素濃度の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、予混合燃焼領域の燃焼重心（第１噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣ（ピストンの圧縮上死点）に接近する場合は、主燃焼領域の着火時期をＴＤＣにする必要性は低くなるため、主燃焼を遅角（主噴射を遅角）する。このような主噴射の遅角を行うと、ＮＯｘ量を低減することができる。
　また、過給装置によって吸入空気量を減少させることにより、筒内の着火前圧力を低下させて予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させようにしてもよい。
　このようにして、筒内の着火前圧力を低下させた際に、その筒内の着火前圧力の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、予混合燃焼領域の燃焼重心（第１噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣ（ピストンの圧縮上死点）に接近する場合は、主燃焼領域の着火時期をＴＤＣにする必要性は低くなるため、主燃焼を遅角（主噴射を遅角）する。このような主噴射の遅角を行うと、ＮＯｘ量を低減することができる。
　なお、この場合、吸気絞り弁（スロットルバルブ）によって吸入空気量を減少させて筒内の着火前圧力を低下させるようにしてもよいし、過給装置による吸入空気量の減少と、吸気絞り弁による吸入空気量の減少とを組み合わせて、筒内の着火前圧力を低下させるようにしてもよい。
　また、本発明において、ＥＧＲ量を多くすることで筒内酸素濃度を低減して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させる際に、その筒内酸素濃度の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、予混合燃焼領域の燃焼重心（第２噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣ（ピストンの圧縮上死点）に接近してしまい、予混合燃焼がＴＤＣまでに完結しない状況となる場合は、主燃焼の着火時期を固定する（ＴＤＣ着火に固定する）ために、予混合燃焼用噴射の第１噴射及び第２噴射を共に進角（予混合燃焼領域の全体を進角）することで、ＴＤＣまでに予混合燃焼領域の燃焼が完了できるようにする。
　また、本発明において、吸入空気量を減少させることにより筒内の着火前圧力を低下させて予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させる際に、その筒内酸素濃度の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、予混合燃焼領域の燃焼重心（第２噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣ（ピストンの圧縮上死点）に接近してしまい、予混合燃焼がＴＤＣまでに完結しない状況となる場合は、主燃焼の着火時期を固定する（ＴＤＣ着火に固定する）ために、予混合燃焼用噴射の第１噴射及び第２噴射を共に進角（予混合燃焼領域の全体を進角）することで、ＴＤＣまでに予混合燃焼領域の燃焼が完了できるようにする。
　なお、上記燃焼重心とは、燃焼室内に噴射された燃料（例えば、予混合燃焼用の燃料噴射で噴射された燃料、拡散燃焼用の燃料噴射で噴射された燃料）が燃焼室内で燃焼する際に、その全ての燃料の燃焼が完了する完全燃焼状態を燃焼度合い「１００％」とした場合において、燃焼度合いが「５０％」に達したときをいう。言い換えると、燃焼室内での熱発生量の累積が、噴射された燃料の全量が燃焼した場合の熱発生量に対して「５０％」に達したときをいう。
　本発明によれば、燃焼室内での燃焼形態を予混合燃焼領域と主燃焼領域とに分離して考え、その予混合燃焼領域を要求熱量で管理し、当該予混合燃焼領域の燃料噴射形態の調整により予混合燃焼領域の予混合度合い（予混合燃焼量）を連続的に変化させることが可能であるので、エンジン運転状態に応じた適正な燃焼形態を実現することができ、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図ることができる。
本発明を適用するエンジン及びその制御系統の概略構成図である。 ディーゼルエンジンの燃焼室及びその周辺部を示す断面図である。 ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。 燃料噴射パターンを例示した図である。 予混合燃焼領域の第１噴射と第２噴射のそれぞれの燃料噴射量を示す図である。 燃料噴射パターンと、その燃料噴射パターンで得られる熱発生率波形及び発生熱量とを例示した図である。 燃料噴射パターンと、その燃料噴射パターンで得られる熱発生率波形及び発生熱量とを例示した図である。 予混合燃焼領域の要求熱量に応じて予混合燃焼領域の総燃料噴射量を設定するマップを示す図である。 エンジン回転数及びエンジントルクに応じて予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを設定するマップを示す図である。 予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いに応じて予混合燃焼領域の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を設定するマップを示す図である。 予混合燃焼領域の第１噴射の噴射開始時期の進角補正量を設定するマップ（ａ）と、第２噴射の噴射開始時期の進角補正量を設定するマップ（ｂ）とを併記して示す図である。 筒内酸素濃度低減の際に主燃焼を遅角する場合の例を示す図である。 筒内酸素濃度低減の際に予混合燃焼を進角する場合の例を示す図である。
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態は、自動車に搭載されたコモンレール式筒内直噴型多気筒（例えば直列４気筒）ディーゼルエンジン（圧縮自着火式内燃機関）に本発明を適用した場合について説明する。
　－エンジンの構成－
　まず、本発明を適用するディーゼルエンジン（以下、単にエンジンという）の一例について説明する。図１はエンジン１及びその制御系統の概略構成図である。また図２は、ディーゼルエンジンの燃焼室３及びその周辺部を示す断面図である。
　図１に示すように、この例のエンジン１は、燃料供給系２、燃焼室３、吸気系６、排気系７等を主要部とするディーゼルエンジンシステムとして構成されている。
　燃料供給系２は、サプライポンプ２１、コモンレール２２、インジェクタ（燃料噴射弁）２３、遮断弁２４、燃料添加弁２６、機関燃料通路２７、添加燃料通路２８等を備えて構成されている。
　上記サプライポンプ２１は、燃料タンクから燃料を汲み上げ、この汲み上げた燃料を高圧にした後、機関燃料通路２７を介してコモンレール２２に供給する。コモンレール２２は、サプライポンプ２１から供給された高圧燃料を所定圧力に保持（蓄圧）する蓄圧室としての機能を有し、この蓄圧した燃料を各インジェクタ２３に分配する。インジェクタ２３は、その内部に圧電素子（ピエゾ素子）を備え、適宜開弁して燃焼室３内に燃料を噴射供給するピエゾインジェクタにより構成されている。このインジェクタ２３からの燃料噴射制御の詳細については後述する。
　また、上記サプライポンプ２１は、燃料タンクから汲み上げた燃料の一部を、添加燃料通路２８を介して燃料添加弁２６に供給する。添加燃料通路２８には、緊急時において添加燃料通路２８を遮断して燃料添加を停止するための上記遮断弁２４が備えられている。
　また、上記燃料添加弁２６は、後述するＥＣＵ１００による添加制御動作によって排気系７への燃料添加量が目標添加量（排気Ａ／Ｆが目標Ａ／Ｆとなるような添加量）となるように、また、燃料添加タイミングが所定タイミングとなるように開弁時期が制御される電子制御式の開閉弁により構成されている。つまり、この燃料添加弁２６から所望の燃料が適宜のタイミングで排気系７（排気ポート７１から排気マニホールド７２）に噴射供給される構成となっている。
　吸気系６は、シリンダヘッド１５（図２参照）に形成された吸気ポート１５ａに接続される吸気マニホールド６３を備え、この吸気マニホールド６３に、吸気通路を構成する吸気管６４が接続されている。また、この吸気通路には、上流側から順に、エアクリーナ６５、エアフローメータ４３、スロットルバルブ（吸気絞り弁）６２が配設されている。エアフローメータ４３は、エアクリーナ６５を介して吸気通路に流入される空気量に応じた電気信号を出力するようになっている。
　排気系７は、シリンダヘッド１５に形成された排気ポート７１に接続される排気マニホールド７２を備えており、この排気マニホールド７２に対して、排気通路を構成する排気管７３，７４が接続されている。また、この排気通路には、ＮＯｘ吸蔵触媒（ＮＳＲ触媒：ＮＯｘ　Ｓｔｏｒａｇｅ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ触媒）７５、及び、ＤＰＮＲ触媒（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ－ＮＯｘ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ触媒）７６を備えたマニバータ（排気浄化装置）７７が配設されている。以下、これらＮＳＲ触媒７５及びＤＰＮＲ触媒７６について説明する。
　ＮＳＲ触媒７５は、吸蔵還元型ＮＯｘ触媒であって、例えば、アルミナ（Ａｌ2Ｏ3）を担体とし、この担体上に例えばカリウム（Ｋ）、ナトリウム（Ｎａ）、リチウム（Ｌｉ）、セシウム（Ｃｓ）のようなアルカリ金属、バリウム（Ｂａ）、カルシウム（Ｃａ）のようなアルカリ土類、ランタン（Ｌａ）、イットリウム（Ｙ）のような希土類と、白金（Ｐｔ）のような貴金属とが担持された構成となっている。
　このＮＳＲ触媒７５は、排気中に多量の酸素が存在している状態においてはＮＯｘを吸蔵し、排気中の酸素濃度が低く、かつ還元成分（例えば燃料の未燃成分（ＨＣ））が多量に存在している状態においてはＮＯｘをＮＯ2もしくはＮＯに還元して放出する。ＮＯ2やＮＯとして放出されたＮＯｘは、排気中のＨＣやＣＯと速やかに反応することによってさらに還元されてＮ2となる。また、ＨＣやＣＯは、ＮＯ2やＮＯを還元することで、自身は酸化されてＨ2ＯやＣＯ2となる。すなわち、ＮＳＲ触媒７５に導入される排気中の酸素濃度やＨＣ成分を適宜調整することにより、排気中のＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘを浄化することができるようになっている。本実施形態のものでは、この排気中の酸素濃度やＨＣ成分の調整を、燃料添加弁２６からの燃料添加動作によって行うことが可能となっている。
　一方、ＤＰＮＲ触媒７６は、例えば、多孔質セラミック構造体にＮＯｘ吸蔵還元型触媒を担持させたものであり、排気ガス中のＰＭは多孔質の壁を通過する際に捕集される。また、排気ガスの空燃比がリーンの場合、排気ガス中のＮＯｘはＮＯｘ吸蔵還元型触媒に吸蔵され、空燃比がリッチになると、吸蔵したＮＯｘは還元・放出される。さらに、ＤＰＮＲ触媒７６には、捕集したＰＭを酸化・燃焼する触媒（例えば白金等の貴金属を主成分とする酸化触媒）が担持されている。
　ここで、ディーゼルエンジンの燃焼室３及びその周辺部の構成について、図２を用いて説明する。この図２に示すように、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１１には、各気筒（４気筒）毎に円筒状のシリンダボア１２が形成されており、各シリンダボア１２の内部にはピストン１３が上下方向に摺動可能に収容されている。
　ピストン１３の頂面１３ａの上側には上記燃焼室３が形成されている。つまり、この燃焼室３は、シリンダブロック１１の上部にガスケット１４を介して取り付けられたシリンダヘッド１５の下面と、シリンダボア１２の内壁面と、ピストン１３の頂面１３ａとにより区画形成されている。そして、ピストン１３の頂面１３ａの略中央部には、キャビティ（凹陥部）１３ｂが凹設されており、このキャビティ１３ｂも燃焼室３の一部を構成している。
　なお、このキャビティ１３ｂの形状としては、その中央部分（シリンダ中心線Ｐ上）では凹陥寸法が小さく、外周側に向かうに従って凹陥寸法が大きくなっている。つまり、図２に示すように、ピストン１３が圧縮上死点付近にある際、このキャビティ１３ｂによって形成される燃焼室３としては、中央部分では比較的容積の小さい狭小空間とされ、外周側に向かって次第に空間が拡大される（拡大空間とされる）構成となっている。
　上記ピストン１３は、コネクティングロッド１８の小端部１８ａがピストンピン１３ｃにより連結されており、このコネクティングロッド１８の大端部はエンジン出力軸であるクランクシャフトに連結されている。これにより、シリンダボア１２内でのピストン１３の往復移動がコネクティングロッド１８を介してクランクシャフトに伝達され、このクランクシャフトが回転することでエンジン出力が得られるようになっている。また、燃焼室３に向けてグロープラグ１９が配設されている。このグロープラグ１９は、エンジン１の始動直前に電流が流されることにより赤熱し、これに燃料噴霧の一部が吹きつけられることで着火・燃焼が促進される始動補助装置として機能する。
　上記シリンダヘッド１５には、燃焼室３へ空気を導入する吸気ポート１５ａと、燃焼室３から排気ガスを排出する上記排気ポート７１とがそれぞれ形成されているとともに、吸気ポート１５ａを開閉する吸気バルブ１６及び排気ポート７１を開閉する排気バルブ１７が配設されている。これら吸気バルブ１６及び排気バルブ１７はシリンダ中心線Ｐを挟んで対向配置されている。つまり、この例のエンジン１はクロスフロータイプとして構成されている。また、シリンダヘッド１５には、燃焼室３の内部へ直接的に燃料を噴射する上記インジェクタ２３が取り付けられている。このインジェクタ２３は、シリンダ中心線Ｐに沿う起立姿勢で燃焼室３の略中央上部に配設されており、上記コモンレール２２から導入される燃料を燃焼室３に向けて所定のタイミングで噴射するようになっている。
　さらに、図１に示すように、このエンジン１には、過給機（ターボチャージャ）５が設けられている。このターボチャージャ５は、タービンシャフト５１を介して連結されたタービンホイール５２及びコンプレッサインペラ５３を備えている。コンプレッサインペラ５３は吸気管６４の内部に臨んで配置され、タービンホイール５２は排気管７３の内部に臨んで配置されている。このためターボチャージャ５は、タービンホイール５２が受ける排気流（排気圧）を利用してコンプレッサインペラ５３を回転させ、吸気圧を高めるといった所謂過給動作を行うようになっている。この例のターボチャージャ５は、可変ノズル式ターボチャージャ（ＶＮＴ）であって、タービンホイール５２側に可変ノズルベーン機構５４が設けられており、この可変ノズルベーン機構５４の開度（ＶＮ開度）を調整することによってエンジン１の過給圧を調整することができる。
　吸気系６の吸気管６４には、ターボチャージャ５での過給によって昇温した吸入空気を強制冷却するためのインタークーラ６１が設けられている。このインタークーラ６１よりも更に下流側に上記スロットルバルブ６２が設けられている。スロットルバルブ６２は、その開度を無段階に調整することができる電子制御式の開閉弁であり、所定の条件下において吸入空気の流路面積を絞り、この吸入空気の供給量を調整（低減）する機能を有している。
　また、エンジン１には、吸気系６と排気系７とを接続する排気還流通路（ＥＧＲ通路）８が設けられている。このＥＧＲ通路８は、排気の一部を適宜吸気系６に還流させて燃焼室３へ再度供給することにより燃焼温度を低下させ、これによってＮＯｘ発生量を低減させるものである。また、このＥＧＲ通路８には、電子制御によって無段階に開閉され、同通路を流れる排気流量を自在に調整することができるＥＧＲバルブ８１と、ＥＧＲ通路８を通過（還流）する排気を冷却するためのＥＧＲクーラ８２とが設けられている。これらＥＧＲ通路８、ＥＧＲバルブ８１、ＥＧＲクーラ８２等によってＥＧＲ装置（排気還流装置）が構成されている。
　－センサ類－
　エンジン１の各部位には、各種センサが取り付けられており、それぞれの部位の環境条件や、エンジン１の運転状態に関する信号を出力する。
　例えば、上記エアフローメータ４３は、吸気系６内のスロットルバルブ６２の上流において吸入空気の流量（吸入空気量）に応じた検出信号を出力する。吸気温センサ４９は、吸気マニホールド６３に配置され、吸入空気の温度に応じた検出信号を出力する。吸気圧センサ４８は、吸気マニホールド６３に配置され、吸入空気圧力に応じた検出信号を出力する。Ａ／Ｆ（空燃比）センサ４４は、排気系７のマニバータ７７の下流において排気中の酸素濃度に応じて連続的に変化する検出信号を出力する。排気温センサ４５は、同じく排気系７のマニバータ７７の下流において排気ガスの温度（排気温度）に応じた検出信号を出力する。レール圧センサ４１はコモンレール２２内に蓄えられている燃料の圧力（以下、燃圧ともいう）に応じた検出信号を出力する。スロットル開度センサ４２はスロットルバルブ６２の開度を検出する。
　－ＥＣＵ－
　ＥＣＵ１００は、図３に示すように、ＣＰＵ１０１、ＲＯＭ１０２、ＲＡＭ１０３及びバックアップＲＡＭ１０４などを備えている。ＲＯＭ１０２は、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵ１０１は、ＲＯＭ１０２に記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。ＲＡＭ１０３は、ＣＰＵ１０１での演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリである。バックアップＲＡＭ１０４は、例えばエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。
　以上のＣＰＵ１０１、ＲＯＭ１０２、ＲＡＭ１０３及びバックアップＲＡＭ１０４は、バス１０７を介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース１０５及び出力インターフェース１０６と接続されている。
　入力インターフェース１０５には、上記レール圧センサ４１、スロットル開度センサ４２、エアフローメータ４３、Ａ／Ｆセンサ４４、排気温センサ４５、吸気圧センサ４８、吸気温センサ４９が接続されている。さらに、この入力インターフェース１０５には、エンジン１の冷却水温に応じた検出信号を出力する水温センサ４６、アクセルペダルの踏み込み量に応じた検出信号を出力するアクセル開度センサ４７、及び、エンジン１の出力軸（クランクシャフト）が一定角度回転する毎に検出信号（パルス）を出力するクランクポジションセンサ４０などが接続されている。
　一方、出力インターフェース１０６には、上記インジェクタ２３、燃料添加弁２６、スロットルバルブ６２、可変ノズルベーン機構５４、及び、ＥＧＲバルブ８１などが接続されている。
　そして、ＥＣＵ１００は、上記した各種センサの出力に基づいて、エンジン１の各種制御を実行する。例えば、ＥＣＵ１００は、インジェクタ２３の燃料噴射制御を実行する。このインジェクタ２３の燃料噴射制御として、本実施形態では、後述する予混合燃焼領域の燃料噴射（予混合噴射）及び主燃焼領域の燃料噴射（主噴射）が実行されるようになっている。
　このような予混合燃焼領域の燃料噴射及び主燃焼領域の燃料噴射の総燃料噴射量は、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温度、吸気温度等の運転状態や環境条件に応じて決定される要求トルクを得るために必要な燃料噴射量として設定される。例えば、エンジン回転数（クランクポジションセンサ４０の検出値に基づいて算出されるエンジン回転数）が高いほど、また、アクセル操作量（アクセル開度センサ４７により検出されるアクセルペダルの踏み込み量）が大きいほど（アクセル開度が大きいほど）エンジン１のトルク要求値としては高く得られる。
　そして、ＥＣＵ１００により実行されるプログラムによって本発明の内燃機関の燃焼制御装置（例えば噴射形態調整手段及び燃焼制御手段）が実現される。
　－燃料噴射圧－
　上記燃料噴射制御を実行する際の燃料噴射圧は、コモンレール２２の内圧により決定される。このコモンレール内圧として、一般に、コモンレール２２からインジェクタ２３へ供給される燃料圧力の目標値つまり目標レール圧は、エンジン負荷（機関負荷）が高くなるほど、及び、エンジン回転数（機関回転数）が高くなるほど高いものとされる。すなわち、エンジン負荷が高い場合には燃焼室３内に吸入される空気量が多いため、インジェクタ２３から燃焼室３内に向けて多量の燃料を噴射しなければならず、よってインジェクタ２３からの噴射圧力を高いものとする必要がある。また、エンジン回転数が高い場合には噴射可能な期間が短いため、単位時間当たりに噴射される燃料量を多くしなければならず、よってインジェクタ２３からの噴射圧力を高いものとする必要がある。このように、目標レール圧は一般にエンジン負荷及びエンジン回転数に基づいて設定される。
　なお、この目標レール圧は例えば上記ＲＯＭ１０２に記憶された燃圧設定マップに従って設定される。つまり、この燃圧設定マップに従って燃料圧力を決定することで、インジェクタ２３の開弁期間（噴射率波形）が制御され、その開弁期間中における燃料噴射量を規定することが可能になる。
　上記燃料噴射制御における燃料噴射パラメータについて、その最適値はエンジン１や吸入空気等の温度条件によって異なるものとなる。
　例えば、上記ＥＣＵ１００は、コモンレール圧がエンジン運転状態に基づいて設定される目標レール圧と等しくなるように、つまり燃料噴射圧が目標噴射圧と一致するように、サプライポンプ２１の燃料吐出量を調量する。また、ＥＣＵ１００はエンジン運転状態に基づいて燃料噴射量を決定する。具体的には、ＥＣＵ１００は、クランクポジションセンサ４０の検出値に基づいてエンジン回転数（エンジン回転速度）を算出するとともに、アクセル開度センサ４７の検出値に基づいてアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）を求め、このエンジン回転数及びアクセル開度等に基づいて総噴射量（後述する予混合噴射及び主噴射における総噴射量）を決定する。
　－燃料噴射制御－
　ディーゼルエンジン１においては、ＮＯｘ発生量及びスモーク発生量を削減することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが重要である。これらの要求を連立するための手法として以下に述べるような燃料噴射制御（燃料噴射パターン調整）を見出した。その燃料噴射制御について具体的に説明する。
　まず、本実施形態では、図４に示すように、燃焼室３内での燃焼を時系列で予混合燃焼領域及び主燃焼領域（拡散燃焼領域）に分類している。
　予混合燃焼領域は自工程で燃焼が全て完了する燃焼領域と定義することとする。なお、予混合燃焼領域は、純粋な自着火燃焼であるために着火遅れが発生し、初期燃焼は必ず予混合燃焼となる領域である。また、主燃焼は、基本的に着火時期がＴＤＣである拡散燃焼と定義することとする。なお、後述するように主燃焼の着火時期はＴＤＣに対して遅角する場合もある。
　上記予混合燃焼領域における燃料噴射を「予混合噴射」と呼び、上記主燃焼領域における燃料噴射を「主噴射」と呼ぶこととする。また、予混合噴射は２回に分割噴射可能となっており、その第１回目の予混合噴射（先の噴射）を「第１噴射」と呼び、第２回目の予混合噴射（前記第１噴射の後の噴射）を「第２噴射」と呼ぶこととする。この第１噴射は予混合成分噴射であり、また第２噴射は予熱成分噴射であってＴＤＣに近接した燃料噴射である。
　そして、本実施形態の特徴は、予混合燃焼領域を要求熱量で管理し、その予混合燃焼領域の燃料噴射パターン（図４参照）を調整し、予混合燃焼領域の予混合燃焼量を連続的に変化させることで、エンジン運転状態に応じた適正な燃焼形態を実現して、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図る点にある。以下、この技術的思想について説明する。
　まず、図４に示すように、予混合燃焼領域の要求熱量（≒燃料噴射量）を同じ（同一）として、予混合噴射の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を連続的に変化（第２噴射＝０％も含む）させることで、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合い（予混合燃焼量）を増加または減少させることができる。なお、「予混合燃焼度合い」とは、予混合燃焼領域中における全熱発生量に対する予混合燃焼の熱発生量の比率のことである。
　具体的には、図４に示すように、予混合燃焼領域の第２噴射の燃料噴射量を小さくしていく（第２噴射の噴射開始時期の進角量を小さくしていく）とともに、第１噴射の噴射終了時期を同じとして、この第１噴射の噴射開始時期を進角して燃料噴射量を増加していくと、干渉冷却効果の増大により燃焼室内温度が低く抑えられるので、着火遅れが促進されて予混合燃焼領域の予混合度合いが増大していく。このようにして予混合燃焼領域の予混合度合いを増大させると、ＮＯｘ発生量及びスモーク発生量を抑制することができる。なお、噴霧干渉冷却とは、先行して噴射された燃料の噴霧が、後続して噴射された燃料の吸熱反応によって冷却される現象であって、後述するように燃料噴射量が多いほど噴霧干渉冷却効果が大きくなる。
　逆に、図４に示すように、予混合噴射の第１噴射の燃料噴射量を小さくしていく（第１噴射の噴射開始時期の進角量を小さくしていく）とともに、第２噴射の噴射終了時期を同じとして、この第２噴射の噴射開始時期を進角して噴射量を増加していくと、第２噴射による燃焼形態が拡散燃焼に移行していくので、予混合燃焼領域において予熱機能とトルクアップとを実現することができる。
　以上のように、予混合噴射の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を連続的に変化（第２噴射＝０％も含む）させることで、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合い（予混合燃焼量）を連続的に変化させることができる。これによって、エンジン運転状態（例えばエンジン回転数・負荷）に応じた適正な燃焼形態を実現することができ、排気エミッションの改善、エンジントルク確保を図ることができる。
　以上の燃料噴射制御はＥＣＵ１００によって実行される。
　－貫徹力について－
　ここで、燃料噴射量と貫徹力との関係について説明する。上記インジェクタ２３では、噴射指令信号を受けて燃料噴射が開始されると、噴射孔を閉塞しているニードルが噴射孔から後退していくことで噴射孔の開口面積を次第に増大させていく。
　そして、上記インジェクタ２３の噴射孔の開口面積は、その噴射孔から噴射される燃料（噴霧）の飛行距離に相関がある。すなわち、噴射孔の開口面積が小さい状態で燃料が噴射された場合には、この噴射孔から噴射される燃料の液滴の寸法も小さいため運動エネルギも小さく（貫徹力（ペネトレーション）が小さく）なっている。このため、この燃料の液滴の飛行距離も短い。一方、噴射孔の開口面積が大きい状態で燃料が噴射された場合には、噴射孔から噴射される燃料の液滴の寸法も大きいため運動エネルギも大きく（貫徹力（ペネトレーション）が大きく）なっている。このため、この燃料の液滴の飛行距離は長くなる。
　このように、インジェクタ２３の噴射孔の開口面積と、その噴射孔から噴射される燃料（噴霧）の飛行距離とには相関があり、インジェクタ２３の開弁過程において噴射孔の開口面積が大きくなっていくにしたがって、噴射孔から噴射される燃料（液滴）の運動エネルギが大きくなっていき、先行して噴射された燃料よりも後続して噴射された燃料の飛行距離が長くなっていく。つまり、インジェクタ２３の開弁期間が長く設定されるほど（言い換えると、噴射１回当たりの噴射量が多く設定されるほど）、先行した噴射された噴霧中を、後続して噴射された燃料が通過する量が多くなる。よって、上記した予混合燃焼用噴射の第１噴射での噴射量が多く設定されるほど、先行して噴射された燃料の噴霧が、後続して噴射された燃料の吸熱反応によって冷却される度合いが高くなって上記した噴霧干渉冷却効果が大きくなる。
　－予混合燃焼領域の燃料噴射パターンについて－
　本実施形態では、上述の如く予混合噴射の第１噴射と第２噴射の燃料噴射量比率を連続的に変化（第２噴射＝０％も含む）させることで、予混合燃焼度合い（予混合燃焼量）を連続的に変化させる点に特徴がある。このような制御を実現するための燃料噴射パターンについて以下に具体的に説明する。
　＜第１噴射と第２噴射の噴射開始時期及び噴射終了時期＞
　まず、予混合噴射の第１噴射と第２噴射のそれぞれの噴射開始時期及び噴射終了時期について説明する。
　図４に示すように、第２噴射の噴射終了時期は、ＴＤＣ（ピストン１３の圧縮上死点）に近接したタイミング（クランク角度）に固定する。ここで、第２噴射による燃焼が拡散燃焼であることを前提とすれば、第２噴射による燃焼の「着火遅れ最小」と定義することが可能であり、着火遅れが最小であれば、第２噴射の噴射終了時期で燃焼終了時期は一義的に決まるため、第２噴射の噴射終了時期を固定して噴射開始時期を進角すれば、予混合燃焼領域の終了時期までに要求熱量（≒予混合燃焼領域の燃料噴射量）を供給することが可能であり、このような点を考慮して第２噴射の噴射終了時期を固定する。この第２噴射の燃料噴射量を増加する場合は噴射開始時期を進角し、逆に、第２噴射の燃料噴射量を減少する場合は噴射開始時期を遅角する。
　第１噴射については、第２噴射による燃焼の着火時期を固定化させるための最小予混合燃焼を実現できるタイミング（クランク角度）に噴射終了時期を固定し、この第１噴射の燃料噴射量を増加する場合は噴射開始時期を進角し、逆に、第１噴射の燃料噴射量を減少する場合は噴射開始時期を遅角する。
　＜第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率＞
　本実施形態では、予混合燃焼領域を要求熱量（要求熱エネルギ）で管理するので、その要求熱量つまり予混合燃焼領域の燃料噴射量を同じとして（燃料噴射量を変更せずに）、予混合噴射の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率のみを調整することで、予混合燃焼領域の燃料噴射パターンを設定して燃料噴射を行う。
　具体的には、例えば、図５に示すように、第１噴射と第２噴射との総燃料噴射量を６ｍｍ3とし、予混合燃焼領域の目標燃焼形態を最小予混合燃焼とする場合は、燃料噴射量比率［第１噴射：第２噴射］を［２ｍｍ3：４ｍｍ3］とする。また、目標燃焼形態を小中予混合燃焼とする場合は燃料噴射量比率［第１噴射：第２噴射］を［３ｍｍ3：３ｍｍ3］とし、目標燃焼形態を中小予混合燃焼とする場合は燃料噴射量比率［第１噴射：第２噴射］を［４ｍｍ3：２ｍｍ3］とする。そして、目標燃焼形態を最大予混合燃焼とする場合は燃料噴射量比率［第１噴射：第２噴射］を［６ｍｍ3：０ｍｍ3］とする。
　＜燃料噴射パターン＞
　（１）図６（ａ）に、予混合燃焼領域の燃焼形態を上記最小予混合燃焼とする燃料噴射パターン及び主噴射の燃料噴射パターンを示す。図６（ａ）にはそれら燃料噴射パターンによって得られる熱発生率波形及び発生熱量（要求熱量）を併記している。
　この図６（ａ）に示す燃焼形態では、第２噴射の燃料噴射による燃焼の大部分が拡散燃焼となっており、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを低く設定することができる。例えば、予混合燃焼度合い（比率）を２０～６０％に設定することができる。なお、この図６（ａ）において、第１噴射の噴射開始時期に対する燃焼重心の遅れを「基準着火遅れ」としている。
　（２）図６（ｂ）に、予混合燃焼領域の燃焼形態を上記小中予混合燃焼とする燃料噴射パターン及び主噴射の燃料噴射パターンを示す。図６（ｂ）にはそれら燃料噴射パターンによって得られる熱発生率波形及び発生熱量（要求熱量）を併記している。
　この図６（ｂ）に示す予混合噴射の燃料噴射パターンでは、上記図６（ａ）の予混合噴射の燃料噴射パターンに対して第１噴射の燃焼噴射量を増量し、第２噴射の燃焼噴射量を減量している。これにより、図６（ｂ）のものは、図６（ａ）の燃焼形態と比べて、第１噴射の着火遅れが増加して予混合燃焼領域における予混合燃焼度合いが高くなっている。この図６（ｂ）の燃料噴射パターンでは、予混合燃焼度合い（比率）を例えば３０～７０％に設定することができる。
　（３）図７（ａ）に、予混合燃焼領域の燃焼形態を上記中小予混合燃焼とする燃料噴射パターン及び主噴射の燃料噴射パターンを示す。図７（ａ）にはそれら燃料噴射パターンによって得られる熱発生率波形及び発生熱量（要求熱量）を併記している。
　この図７（ａ）に示す予混合噴射の燃料噴射パターンでは、上記した図６（ｂ）の予混合噴射の燃料噴射パターンに対して第１噴射の燃焼噴射量を増量し、第２噴射の燃焼噴射量を減量している。これにより、図７（ａ）のものは、図６（ｂ）の燃焼形態と比べて、第１噴射の着火遅れが増加して予混合燃焼領域における予混合燃焼度合いが高くなっている。この図７（ａ）の燃料噴射パターンでは、予混合燃焼度合い（比率）を例えば４０～８０％に設定することができる。
　（４）図７（ｂ）に、予混合燃焼領域の燃焼形態を上記最大予混合燃焼とする燃料噴射パターン及び主噴射の燃料噴射パターンを示す。図７（ｂ）にはそれら燃料噴射パターンによって得られる熱発生率波形及び発生熱量（要求熱量）を併記している。
　この図７（ｂ）に示す燃料噴射パターンでは、第１噴射の燃料噴射量を予混合燃焼領域の総噴射量（６ｍｍ3）とし、第２噴射を「０」としているので、第１噴射の着火遅れが最大となり予混合燃焼度合いが最大となる。この図７（ｂ）の燃料噴射パターンでは、予混合燃焼度合い（比率）を例えば５０～１００％に設定することができる。
　以上のように、第１噴射及び第２噴射の総噴射量は同一とし、第１噴射の燃料噴射量を大きくしていくとともに、第２噴射の燃料噴射量を小さくしていくことによって予混合燃焼領域の予混合燃焼度合い（予混合燃焼量）を連続的に増大させることができる。逆に、第１噴射の燃料噴射量を小さくしていくとともに、第２噴射の燃料噴射量を大きくしていくことによって予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを連続的に減少（予混合燃焼領域の拡散燃焼度合いを連続的に増大）させることができる。
　－具体的な制御手順－
　次に、上述の如く予混合燃焼領域の燃料噴射パターン（予混合燃焼領域の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率）を調整してインジェクタ２３からの燃料噴射を実行する場合の具体的な制御手順について説明する。なお、以下に説明する処理はＥＣＵ１００において実行される。
　まず、エンジン回転数、アクセル操作量、冷却水温、吸入空気温度等の運転状態や環境条件に応じて総要求熱量（総燃料噴射量）を公知のマップ等を参照して決定する。その総要求熱量のうち、上記予混合燃焼領域の要求熱量を決定する。この予混合燃焼領域の要求熱量は、エンジン運転状態を予熱重視とするか、エンジントルク重視とするかによって可変に設定する。ただし、予混合燃焼領域の要求熱量を大きくし過ぎると予混合燃焼をＴＤＣ（ピストン１３の圧縮上死点）までに完了できなくなる点、及び、予混合燃焼領域における第１噴射の進角量には制限がある点などを考慮すると、予混合燃焼領域の要求熱量については上限ガードで制限しておく必要がある。
　（Ｓ１）上記予混合燃焼領域の要求熱量に基づいて、図８に示すマップを参照して予混合燃焼領域の総噴射量（第１噴射＋第２噴射）を求める。
　図８のマップは要求熱量をパラメータとして実験・シミュレーション等によって予混合燃焼領域の総噴射量を適合した値をマップ化したものであって、例えばＥＣＵ１００のＲＯＭ１０２に格納されている。図８のマップにおいては、要求熱量が高いほど、予混合燃焼領域の総燃料噴射量が多くなるように設定されている。
　（Ｓ２）エンジン回転数及び要求トルクに基づいて図９に示すマップを参照して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを求める。
　図９のマップは、エンジン回転数及びエンジントルクをパラメータとして、予め実験・シミュレーション等によって予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを経験的に適合した値をマップ化したものであって、例えばＥＣＵ１００のＲＯＭ１０２に格納されている。図９のマップにおいては、エンジン回転数が低いほど、また、要求トルクが低いほど、予混合燃焼領域の予混合度合いが大きくなるように設定されている。
　（Ｓ３）上記した（Ｓ２）の処理で求めた予混合燃焼領域の予混合度合いを用いて、図１０のマップを参照して、第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を求める。この燃料噴射量比率と上記（Ｓ１）の処理で求めた予混合燃焼領域の総燃料噴射量とを用い、その総燃料噴射量に燃料噴射量比率を乗算して、第１噴射の燃料噴射量及び第２噴射の燃料噴射量をそれぞれ求める。
　なお、図１０に示す燃料噴射量比率マップは、予混合度合いをパラメータとして第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を、予め実験・シミュレーション等によって適合した値をマップ化したものであって、上記ＥＣＵ１００のＲＯＭ１０２内に格納されている。この図１０のマップにおいて、予混合燃焼度合いが大きくなるほど（予混合度合いが１００％に近い側になるほど）、第１噴射の燃料噴射量の比率が高くなる（第２噴射の燃料噴射量が「０」の場合も含む）ように設定されている。なお、図１０のマップでは、予混合燃焼領域の総噴射量を「１」として、第１噴射の燃料噴射量と第２噴射の燃料噴射量との比率が設定されている。
　（Ｓ４）上記した（Ｓ３）の処理で求めた第１噴射の燃料噴射量、及び、第２噴射の燃料噴射量を用いて、図１１（ａ）及び（ｂ）に示すマップを参照して、第１噴射の噴射開始時期の進角補正量、及び、第２噴射の噴射開始時期の進角補正量をそれぞれ求める。そして、その第１噴射の噴射開始時期の進角補正量、及び、第２噴射の噴射開始時期の進角補正量に基づいて、図４に示すような予混合燃焼領域の燃料噴射パターンを決定して、インジェクタ２３からの燃料噴射を実行する。
　なお、図１１（ａ）に示す第１噴射の進角補正量マップ、及び、図１１（ｂ）に示す第２噴射の進角補正量マップは、それぞれ、予め実験やシミュレーション等により作成されて上記ＥＣＵ１００のＲＯＭ１０２内に格納されている。
　以上の制御手順により、例えばエンジン回転数が比較的高い状況であってエンジントルク重視の燃焼状態にする場合は、予混合噴射の第１噴射の燃料噴射量を小さくするとともに、第２噴射の燃料噴射量を大きくした燃料噴射パターン、例えば図６（ａ）に示す燃料噴射パターンを設定することで、予混合燃焼領域における予混合燃焼度合いを減少（予混合燃焼領域における拡散燃焼度合いを増大）させることができる。これにより、予混合燃焼領域において予熱機能とトルクアップを実現することができ、エンジントルクを十分に確保することができる。
　一方、例えばエンジン回転数が比較的低い状況であってエミッションの低減を重視する燃焼状態にする場合は、予混合噴射の第１噴射の燃料噴射量を大きくするとともに、第２噴射の燃料噴射量を小さく（第２噴射の燃料噴射量が「０」の場合も含む）した燃料噴射パターン、例えば図７（ｂ）に示す燃料噴射パターンを設定することで、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを最大とすることができる。これによってＮＯｘ発生量及びスモーク発生量を抑制することができる。
　このように、本実施形態では、エンジン運転状態に応じて予混合燃焼領域の第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を調整することで、予混合燃焼領域の燃焼形態（予混合燃焼度合い）を連続的に変化させることが可能であり、これによってエンジン運転状態に応じた適正な燃焼形態を実現することができ、排気エミッションの改善、エンジントルクの十分な確保といった各要求に応えることができる。
　ここで、本実施形態において、予混合燃焼領域の要求熱量は可変に設定することが可能であり、エンジン運転状態を予熱重視とする場合は、予混合燃焼領域の要求熱量（燃料噴射量）を多くするとともに、主燃焼量の要求熱量（燃料噴射量）を少なくする。逆に、エンジン運転状態をトルク重視とする場合は、予混合燃焼領域の要求熱量（燃料噴射量）を小さくするとともに、主燃焼量の要求熱量（燃料噴射量）を多くする。
　なお、主噴射の燃料噴射パターンについては同一であってもよいし、主噴射の燃料噴射パターンを調整可能とし、エンジン運転状態に応じて主噴射の燃料噴射量（燃料噴射期間）を増減できるように構成してもよい。
　－他の制御パラメータについて－
　本実施形態において、インジェクタ２３から噴射される燃料の燃料噴射パターンを固定した状態で、燃料噴射前の筒内ガス状態を調整することにより、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させるようにしてもよい。
　具体的には、上記ＥＧＲバルブ８１の開度を大きくし、ＥＧＲ量を多くすることで筒内酸素濃度を低減して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させる。このようにして筒内酸素濃度を低減した際に、その筒内酸素濃度の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、図１２に示すように、予混合燃焼領域の燃焼重心（第１噴射による燃焼の燃焼重心（熱発生率ピーク））がＴＤＣ（ピストン１３の圧縮上死点）に接近する場合は、主燃焼領域の着火時期をＴＤＣにする必要性は低くなるため、主燃焼を遅角（主噴射を遅角）する。このような主燃焼（拡散燃焼）の遅角を行うと、ＮＯｘ量を低減することができる。
　また、ＥＧＲ量を多くすることで、筒内酸素濃度を低減して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させる際に、その筒内酸素濃度の低減により、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いが高くなって、図１３に示すように、予混合燃焼領域の燃焼重心（第２噴射による燃焼の燃焼重心（熱発生率ピーク））がＴＤＣ（ピストン１３の圧縮上死点）に接近してしまい、予混合燃焼がＴＤＣまでに完結しない状況となる場合は、主燃焼の着火時期を固定する（ＴＤＣ着火に固定する）ために、予混合燃焼用噴射の第１噴射及び第２噴射を共に進角（予混合燃焼領域の全体を進角）することで、ＴＤＣまでに予混合燃焼領域の燃焼が完了できるようにする。ただし、第１噴射を進角し過ぎると未燃ＨＣ（炭化水素）が増加するので、これを抑止するために第１噴射の進角量をガード値にて制限する必要がある。
　なお、予混合噴射を進角する場合に、第１噴射のみを進角すると、第２噴射による燃焼が拡散燃焼となってしまいスモークが発生する場合があるので、上述の如く第１噴射及び第２噴射を共に進角する必要がある。
　また、燃料噴射前の筒内ガス状態を設定するパラメータである筒内の着火前圧力を低減することで、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させるようにしてもよい。具体的には、上記ターボチャージャ５の可変ノズルベーン機構５４に備えられているノズルベーンの開度（ＶＮ開度）を操作して吸入空気量を小さくすることで、筒内の着火前圧力を低減して予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させるようにしてもよい。また、上記スロットルバルブ（吸気絞り弁）６２を絞って吸入空気量を減少させ、筒内の着火前圧力を低減することで、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させるようにしてもよい。さらに、これらターボチャージャ５による吸入空気量の減少と、スロットルバルブ６２による吸入空気量の減少とを組み合わせて、筒内の着火前圧力を低下させるように構成してもよい。
　そして、このようにして筒内の着火前圧力を低下させることにより、予混合燃焼領域の予混合燃焼度合いを増大させる場合においても、上述した如く、予混合燃焼領域の燃焼重心（第１噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣに接近する場合は、主燃焼を遅角（主噴射を遅角）して拡散燃焼のＮＯｘ量を低減する。
　また、予混合燃焼領域の燃焼重心（第２噴射による燃焼の燃焼重心）がＴＤＣに接近してしまい、予混合燃焼がＴＤＣまでに完結しない状況となる場合は、主燃焼の着火時期を固定する（ＴＤＣ着火に固定する）ために、予混合燃焼用噴射の第１噴射及び第２噴射を共に進角（予混合燃焼領域の全体を進角）する。
　－他の実施形態－
　以上の例では、コモンレール式筒内直噴型多気筒（４気筒）ディーゼルエンジンに本発明を適用した場合について説明した。本発明はこれに限らず、例えば６気筒ディーゼルエンジンなど他の任意の気筒数のディーゼルエンジンにも適用可能である。また、本発明が適用可能なエンジンは、自動車用のエンジンに限るものではない。
　以上の例では、通電期間においてのみ全開の開弁状態となることにより燃料噴射率を変更するピエゾインジェクタ２３を適用したエンジン１について説明したが、本発明は、可変噴射率インジェクタを適用したエンジンへの適用も可能である。
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される圧縮自着火式の内燃機関の燃焼制御に利用可能であり、さらに詳しくは、燃焼室内における予混合燃焼の燃焼形態を適切に制御する場合に有効に利用することができる。
　１　エンジン（内燃機関）
　３　燃焼室（気筒）
　２３　インジェクタ（燃料噴射弁）
　２３ａ　インジェクタ噴射圧センサ
　５　ターボチャージャ
　６　吸気系
　５４　可変ノズルベーン機構
　６２　スロットルバルブ
　７　排気系
　８　ＥＧＲ通路
　８１　ＥＧＲバルブ
　１００　ＥＣＵ

Claims (14)

  1. 　燃料噴射弁から噴射された燃料が、「予混合燃焼」及びこの「予混合燃焼」の後に開始される「主燃焼」により燃焼室内で燃焼する圧縮自着火式内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記予混合燃焼領域における燃料噴射形態を調整可能な噴射形態調整手段と、前記予混合燃焼領域の要求熱量は同一として、前記予混合燃焼領域の燃料噴射形態の調整によって予混合燃焼量を増減する燃焼制御手段とを備えていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記噴射形態調整手段は、第１噴射と第２噴射とが実行可能であり、前記第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を変化させることにより、前記予混合燃焼領域の予混合燃焼量を増減するように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  3. 　請求項２記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記第１噴射と第２噴射との燃料噴射量比率を内燃機関の運転状態に応じて連続的に変化させることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  4. 　請求項２または３記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記第１噴射の燃料噴射量を大きくしていくとともに、前記第２噴射の燃料噴射量を小さくしていくことによって、前記予混合燃焼領域の予混合燃焼量を増大するように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  5. 　請求項２または３記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記第１噴射の燃料噴射量を小さくしていくとともに、前記第２噴射の燃料噴射量を大きくしていくことによって、前記予混合燃焼領域の予混合燃焼量を減少するように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  6. 　請求項２～５のいずれか１つに記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記第１噴射の噴射終了時期及び第２噴射の噴射終了時期をそれぞれ固定し、前記第１噴射の噴射開始時期及び第２噴射の噴射開始時期をそれぞれ調整することにより、当該第１噴射及び第２噴射のそれぞれの燃料噴射量を設定することを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  7. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　筒内の酸素濃度を調整可能な酸素濃度調整手段を備え、前記筒内酸素濃度を低減した際に、前記予混合燃焼領域の燃焼重心がピストンの圧縮上死点に近接する場合は、前記主燃焼領域の燃料噴射を遅角することを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  8. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　筒内の着火前圧力を調整可能な圧力調整手段を備え、前記筒内の着火前圧力を低下させた際に、前記予混合燃焼領域の燃焼重心がピストンの圧縮上死点に近接する場合は、前記主燃焼領域の燃料噴射を遅角することを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  9. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　筒内の酸素濃度を調整可能な酸素濃度調整手段を備え、前記筒内酸素濃度を低減した際に、前記予混合燃焼領内で当該予混合燃焼が完結しない場合は、前記第１噴射及び第２噴射を進角することを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  10. 　請求項１～６のいずれか１つに記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　筒内の着火前圧力を調整可能な圧力調整手段を備え、前記筒内の着火前圧力を低下させた際に、前記予混合燃焼領内で当該予混合燃焼が完結しない場合は、前記第１噴射及び第２噴射を進角することを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  11. 　請求項７または９記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記酸素濃度調整手段は、前記内燃機関の排気系に排出された排気ガスの一部を吸気系に還流させる排気還流装置であって、この排気還流装置によって排気ガスの吸気系への還流量を増大させることにより、前記筒内酸素濃度を低下させるように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  12. 　請求項８または１０記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記圧力調整手段は、吸気系において吸入空気を過給する過給装置であって、この過給装置によって吸入空気量を減少させることにより、筒内の着火前圧力を低下させるように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  13. 　請求項８または１０記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　上記圧力調整手段は、吸気系において吸入空気量を調整する吸気絞り弁であって、この吸気絞り弁によって吸入空気量を減少させることにより、筒内の着火前圧力を低下させるように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
  14. 　請求項１２または１３記載の内燃機関の燃焼制御装置において、
    　前記過給装置及び吸気絞り弁を備え、前記過給装置による吸入空気量の減少と、前記吸気絞り弁による吸入空気量の減少とを組み合わせて、筒内の着火前圧力を低下させるように構成されていることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。
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