WO2012032627A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2012032627A1
WO2012032627A1 PCT/JP2010/065443 JP2010065443W WO2012032627A1 WO 2012032627 A1 WO2012032627 A1 WO 2012032627A1 JP 2010065443 W JP2010065443 W JP 2010065443W WO 2012032627 A1 WO2012032627 A1 WO 2012032627A1
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swirl
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internal combustion
combustion engine
swirl speed
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長谷川　亮
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トヨタ自動車株式会社
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a compression self-ignition internal combustion engine represented by a diesel engine.
  • the present invention relates to a countermeasure for expanding the use range of a swirl flow generated in a cylinder.
  • a fuel injection valve (hereinafter referred to as an injector) may be used depending on the engine speed, accelerator operation amount, cooling water temperature, intake air temperature, and the like. ) To control various control parameters such as the fuel injection amount and the fuel injection timing. These control parameters are required to have control values from the viewpoints of improving exhaust emission, ensuring high engine torque, reducing combustion noise, and the like.
  • a swirl flow horizontal swirl flow generated in the cylinder
  • swirl flow swirl flow velocity
  • swirl speed the swirl flow rate
  • the optimum swirl ratio (the number of rotations of the intake air in the cylinder inner circumferential direction during one revolution of the crankshaft) is expressed as “constant ⁇ angle between injector injection holes / main injection period”. It is disclosed that the above constant is experimentally determined so that the space between the sprays ejected from each nozzle hole can be utilized to the maximum.
  • Patent Document 2 when the pilot injection timing determined based on the operating state of the engine exceeds the allowable upper limit value of the PM emission amount, the pilot injection is changed by changing the swirl flow. It is disclosed that the PM emission amount does not exceed the allowable upper limit value without changing the timing.
  • the spray angle of the fuel injected from each nozzle hole of the injector varies depending on the combustion state quantity. For example, the spray angle increases as the in-cylinder pressure increases and the in-cylinder temperature increases. Also, the higher the gas amount and oxygen concentration in the cylinder, the higher the in-cylinder temperature. In this case, the spray angle also increases. If there is an environmental change or operation transient that causes the spray angle to increase in this way, if the swirl speed is not optimized, the degree of overlap between the sprays becomes too large, and the amount of smoke generated is within the restricted range. May be exceeded. On the other hand, if the swirl speed is not optimized when environmental changes or operational transients occur that reduce the spray angle, the degree of overlap between sprays becomes too small and the amount of HC generated is within the regulated range. May be exceeded.
  • the present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to control an internal combustion engine capable of expanding the range of use of a swirl flow generated in a cylinder and improving exhaust emission. To provide an apparatus.
  • the solution principle of the present invention taken in order to achieve the above object is that the timing and position (position in the cylinder) at which the flow velocity of the swirl flow generated in the cylinder should be calculated or estimated, in other words, the cylinder
  • the control parameters (swirl speed, fuel injection interval, etc.) of the internal combustion engine are controlled based on the specified swirl speed.
  • the present invention is based on a control device for a compression self-ignition internal combustion engine that injects fuel from a fuel injection valve toward a cylinder where a swirl flow is generated and performs combustion by self-ignition of the fuel.
  • Representative timing specifying means for specifying the timing at which the swirl speed should be calculated according to the operating state of the internal combustion engine, and the cylinder at which the swirl speed should be calculated according to the operating state of the internal combustion engine.
  • the swirl speed is optimized at the timing (representative timing) and in-cylinder position (position within the spray: representative position) during the fuel injection period in which exhaust emissions etc. should be taken into account according to the operating state of the internal combustion engine. Can be achieved.
  • the swirl speed is optimized at the timing and region (in-cylinder position) that causes this smoke generation, and in the operating state where the amount of HC generated should be considered, The swirl speed is optimized at the timing and region (in-cylinder position) that causes this HC generation.
  • the internal combustion engine control parameters include swirl speed and injection interval.
  • Examples of the configuration for adjusting the swirl speed include the following. First, a swirl speed variable mechanism that varies the swirl speed is provided. Then, the control parameter adjusting means controls the swirl speed variable mechanism so that the swirl speed calculated by the swirl speed calculating means coincides with a preset target swirl speed.
  • examples of the swirl speed variable mechanism include a swirl control valve provided in the intake system or a valve timing variable mechanism of the intake valve.
  • the control parameter adjusting means performs the multi-stage injection so that the equivalence ratio in the overlapping region of the fuel sprays from the fuel injection valves that are multi-stage injected at intervals coincides with a preset target equivalent ratio.
  • the fuel injection interval is controlled.
  • the retarded side in the fuel injection period from the fuel injection valve is specified as the timing at which the swirl speed should be calculated as the load of the internal combustion engine increases.
  • the reason for specifying the representative timing in this way is described below.
  • the retard side in the fuel injection period that greatly affects the amount of smoke generated is specified as the timing at which the swirl speed should be calculated, and the swirl speed on the retard side in the fuel injection period is optimized so that the smoke Keep the amount generated within the limits of regulation.
  • the equivalence ratio in the combustion field becomes lean, so that the ignitability of the air-fuel mixture can be deteriorated, or the amount of HC generated can be increased at the beginning (advance side) of the combustion period.
  • the advance angle side in the fuel injection period that greatly affects the ignitability and the amount of HC generated is specified as the timing for calculating the swirl speed, and the optimization of the swirl speed on the advance angle side in this fuel injection period is performed.
  • the ignitability of the air-fuel mixture is improved and the amount of HC generated is kept within the range of regulation.
  • the higher the load of the internal combustion engine the more the center position side of the spray longitudinal direction farther from the tip in the spray length direction is specified as the in-cylinder position where the swirl speed should be calculated. I am doing so.
  • the reason for specifying the representative position in this way is described below.
  • the center position in the longitudinal direction of the spray that causes the equivalent ratio to become relatively rich and causes an increase in the amount of smoke generated is specified as the in-cylinder position where the swirl speed should be calculated.
  • the swirl speed should be calculated for the spray tip position that greatly affects the amount of HC generated.
  • the in-cylinder position is specified, the swirl speed at the spray tip position is optimized, and the amount of HC generated is kept within the regulation range.
  • the configuration of the swirl speed calculation means calculates the swirl speed by performing a correction operation in accordance with the in-cylinder state quantity with respect to the representative swirl speed at the specified representative timing and representative position. It is configured.
  • a correction operation according to the in-cylinder state quantity is performed with respect to the reference target swirl speed obtained according to the operation state of the internal combustion engine.
  • the in-cylinder state quantity include at least one of in-cylinder temperature, in-cylinder pressure, in-cylinder gas amount, and in-cylinder oxygen concentration.
  • the swirl speed and the target swirl speed are calculated by performing correction according to the in-cylinder state quantity in this way, this is a case where a rapid change in the operating state of the internal combustion engine or a change in the environment occurs.
  • appropriate swirl speed and target swirl speed can be calculated, and exhaust emission can be prevented from deteriorating.
  • the target equivalent ratio is obtained according to the operation state of the internal combustion engine.
  • the timing at which the swirl speed generated in the cylinder is to be calculated and its position are specified in accordance with the operating state of the internal combustion engine, and the control parameter (swirl speed) of the internal combustion engine is determined based on the specified swirl speed. And the fuel injection interval, etc.). For this reason, even if a rapid change in the operating state of the internal combustion engine or a change in the environment occurs, the appropriate swirl speed and the target swirl speed can be calculated, and deterioration of exhaust emission can be prevented.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an engine and a control system thereof according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral part.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of an intake / exhaust system and a combustion chamber for explaining the outline of the combustion mode in the combustion chamber.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the combustion chamber and its surroundings during fuel injection.
  • FIG. 6 is a plan view of the combustion chamber during fuel injection.
  • FIG. 7 is a flowchart showing a procedure of swirl speed control.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an engine and a control system thereof according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a combustion chamber of a diesel engine and its peripheral part.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a control system such
  • FIG. 8 is a diagram showing an injection timing representative crank angle specifying map for specifying the injection timing representative crank angle based on the engine speed and the fuel injection amount.
  • FIG. 9 is a diagram showing a spray representative position specifying map for specifying the spray representative position based on the engine speed and the fuel injection amount.
  • FIG. 10 is a diagram showing a swirl ratio map for obtaining a swirl ratio according to the representative injection angle crank angle.
  • FIG. 11 is a diagram showing an in-cylinder temperature correction map for correcting the temperature of the representative swirl speed.
  • FIG. 12 is a diagram showing a reference target swirl ratio map for obtaining a reference target swirl ratio based on the engine speed and the fuel injection amount.
  • FIG. 13 is a diagram showing a swirl control valve operation amount map showing the relationship between the target swirl amount and the swirl control valve operation amount.
  • FIG. 14 is a flowchart showing the procedure of injection interval control.
  • FIG. 15 is a schematic diagram of each spray for explaining the overlapping region of the spray in the pilot injection and the spray in the main injection, and FIG. 15 (a) shows the spray at the end of the pilot injection.
  • (B) is a diagram schematically showing each spray at the end of main injection.
  • FIG. 16 is a diagram showing a target equivalence ratio map for obtaining the target equivalence ratio based on the engine speed and the fuel injection amount.
  • FIG. 17 is a diagram showing the relationship between the injection interval and the amount of smoke generated during high-load operation of the engine.
  • FIG. 18 is a diagram showing the relationship between the injection interval and the amount of HC generated during low-load operation of the engine.
  • FIG. 19 is a flowchart showing a control procedure in a modification of the fuel injection
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine 1 and its control system according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is sectional drawing which shows the combustion chamber 3 of a diesel engine, and its peripheral part.
  • the engine 1 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 at which the exhaust A / F becomes the target A / F) by the addition control operation by the ECU 100.
  • the 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. Further, an air cleaner 65, an air flow meter 43, and a throttle valve (intake throttle valve) 62 are arranged in this intake passage in order 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 intake system 6 is provided with a swirl control valve (swirl speed variable mechanism) 66 for making the swirl flow (horizontal swirl flow) in the combustion chamber 3 variable (see FIG. 2).
  • a swirl control valve swirl speed variable mechanism
  • the intake port 15a two systems of a normal port and a swirl port are provided for each cylinder, and a normal valve 15a shown in FIG.
  • a swirl control valve 66 is disposed.
  • An actuator (not shown) is connected to the swirl control valve 66, and the flow rate of air passing through the normal port 15a can be changed according to the opening of the swirl control valve 66 adjusted by driving the actuator. Yes.
  • the larger the opening of the swirl control valve 66 the greater the amount of air taken into the cylinder from the normal port 15a.
  • the swirl generated by the swirl port becomes relatively weak, and the inside of the cylinder becomes low swirl (a state where the swirl speed is low).
  • the smaller the opening of the swirl control valve 66 the smaller the amount of air drawn into the cylinder from the normal port 15a. For this reason, the swirl generated by the swirl port is relatively strengthened, and the inside of the cylinder becomes a high swirl (a state where the swirl speed is high).
  • the exhaust system 7 includes an exhaust manifold 72 connected to the 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. Further, a maniverter (exhaust gas purification device) 77 provided with 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.
  • NSR catalyst NOx Storage Reduction catalyst
  • DPNR catalyst Diesel Particle-NOx Reduction catalyst
  • the NSR catalyst 75 is an NOx storage reduction catalyst.
  • alumina Al 2 O 3
  • Alkali metal such as barium (Ba), alkaline earth such as calcium (Ca), rare earth such as lanthanum (La) and yttrium (Y), and noble metal such as platinum (Pt) were supported. It has a configuration.
  • 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 having a relatively small volume at the center portion, and is directed toward the outer peripheral side. Thus, the space is gradually enlarged (expanded 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 the intake port 15a for introducing air into the combustion chamber 3 and the exhaust port 71 for exhausting exhaust gas from the combustion chamber 3, and intake air for opening and closing the intake port 15a.
  • An exhaust valve 17 that opens and closes the valve 16 and the exhaust port 71 is 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 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 wheel 53 that are connected via a turbine shaft 51.
  • the compressor wheel 53 is disposed facing the intake pipe 64, and the turbine wheel 52 is disposed facing the exhaust pipe 73.
  • the turbocharger 5 performs a so-called supercharging operation in which the compressor wheel 53 is rotated using the exhaust flow (exhaust pressure) received by the turbine wheel 52 to increase the intake pressure.
  • the turbocharger 5 in the present embodiment is a variable nozzle type turbocharger, and a variable nozzle vane mechanism (not shown) is provided on the turbine wheel 52 side. By adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism, the engine 1 supercharging pressure can be adjusted.
  • 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 provided further downstream than the intercooler 61 is an electronically controlled on-off valve whose opening degree can be adjusted steplessly. It has a function of narrowing down the area and adjusting (reducing) the supply amount of the intake air.
  • 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.
  • 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 supply interface 21, the injector 23, the fuel addition valve 26, the throttle valve 62, the swirl control valve 66, the EGR valve 81, and the like are connected to the output interface 106.
  • an actuator (not shown) provided in the variable nozzle vane mechanism of the turbocharger 5 is also connected to the output interface 106.
  • the ECU 100 executes various controls of the engine 1 based on outputs from the various sensors described above, calculated values obtained by arithmetic expressions using the output values, or various maps stored in the ROM 102. .
  • the ECU 100 executes pilot injection (sub-injection) and main injection (main injection) as the fuel injection control of the injector 23.
  • the pilot injection is an operation for injecting a small amount of fuel in advance prior to the main injection from the injector 23.
  • the pilot injection is an injection operation for suppressing the ignition delay of fuel due to the main injection and leading to stable diffusion combustion, and is also referred to as sub-injection.
  • the pilot injection in the present embodiment has not only a function of suppressing the initial combustion speed by the main injection described above but also a preheating function of increasing the in-cylinder temperature. That is, after the pilot injection is performed, the fuel injection is temporarily interrupted, and the compressed gas temperature (in-cylinder temperature) is sufficiently increased until the main injection is started to reach the fuel self-ignition temperature (for example, 1000 K). In this way, the ignitability of the fuel injected by the main injection is ensured satisfactorily.
  • the main injection is an injection operation (torque generation fuel supply operation) for generating torque of the engine 1.
  • the injection amount in the main injection is basically determined so as to obtain the required torque according to the operation state such as the engine speed, the accelerator operation amount, the coolant temperature, the intake air temperature, and the like. 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). As the accelerator opening becomes larger, the required torque value of the engine 1 is higher, and accordingly, the fuel injection amount in the main injection is also set higher.
  • After injection is an injection operation for increasing the exhaust gas temperature. Specifically, after injection is performed at a timing at which most of the combustion energy of the supplied fuel is obtained as thermal energy of the exhaust gas without being converted into torque of the engine 1.
  • the post-injection is an injection operation for directly introducing fuel into the exhaust system 7 to increase the temperature of the manipulator 77. For example, when the accumulated amount of PM trapped in the DPNR catalyst 76 exceeds a predetermined amount (for example, detected by detecting a differential pressure before and after the manipulator 77), post injection is performed. .
  • the ECU 100 controls the opening degree of the EGR valve 81 according to the operating state of the engine 1 and adjusts the exhaust gas recirculation amount (EGR amount) toward the intake manifold 63.
  • the EGR amount is set according to an EGR map stored in advance in the ROM 102.
  • this EGR map is a map for determining the EGR amount (EGR rate) using the engine speed and the engine load as parameters.
  • This EGR map is created in advance by experiments, simulations, or the like. That is, by applying the engine speed calculated based on the detection value of the crank position sensor 40 and the opening of the throttle valve 62 (corresponding to the engine load) detected by the throttle opening sensor 42 to the EGR map. An EGR amount (opening degree of the EGR valve 81) is obtained.
  • the ECU 100 executes the opening degree control of the swirl control valve 66.
  • the opening degree of the swirl control valve 66 In order to control the opening degree of the swirl control valve 66, the amount of movement of the fuel spray injected into the combustion chamber 3 per unit time (or per unit crank rotation angle) in the circumferential direction in the cylinder is changed. Is called. Details of the opening control of the swirl control valve 66 will be described later.
  • the fuel injection pressure when executing the fuel injection is determined by the internal pressure of the common rail 22.
  • 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 the engine speed (engine speed) increases. It will 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 fuel pressure is adjusted between 30 MPa and 200 MPa according to the engine load and the like.
  • the optimum values vary 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 and the fuel injection form based on the engine operating state. Specifically, the ECU 100 calculates the engine rotation speed based on the detection value of the crank position sensor 40, obtains the amount of depression of the accelerator pedal (accelerator opening) based on the detection value of the accelerator opening sensor 47, The total fuel injection amount (the sum of the injection amount in pilot injection and the injection amount in main injection) is determined based on the engine speed and the accelerator opening.
  • FIG. 4 gas (air) is sucked into one cylinder of the engine 1 through the intake manifold 63 and the intake port 15 a, and combustion is performed by fuel injection from the injector 23 into the combustion chamber 3.
  • FIG. 6 is a diagram schematically showing how the subsequent gas is discharged to the exhaust manifold 72 through the exhaust port 71.
  • the gas sucked into the cylinder includes fresh air sucked from the intake pipe 64 through the throttle valve 62 and from the EGR passage 8 when the EGR valve 81 is opened.
  • Inhaled EGR gas is included.
  • the ratio of the amount of EGR gas to the sum of the amount of fresh air (mass) to be sucked and the amount of mass of EGR (mass) to be sucked is appropriately controlled by the ECU 100 according to the operating state. It changes according to the opening degree of 81.
  • the fresh air and EGR gas sucked into the cylinder in this way are sucked into the cylinder as the piston 13 (not shown in FIG. 4) descends via the intake valve 16 which is opened in the intake stroke. It becomes in-cylinder gas.
  • This in-cylinder gas is sealed in the cylinder by closing the intake valve 16 when the valve is determined according to the operating state of the engine 1 (in-cylinder gas confinement state), and in the subsequent compression stroke
  • the piston 13 is compressed as the piston 13 moves up.
  • the injector 23 is opened for a predetermined time by the injection amount control by the ECU 100 described above, so that the fuel is directly injected into the combustion chamber 3.
  • the pilot injection is performed before the piston 13 reaches the top dead center, and after the fuel injection is temporarily stopped, the piston 13 reaches the vicinity of the top dead center after a predetermined interval. Main injection will be executed.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the combustion chamber 3 and its peripheral portion at the time of fuel injection
  • FIG. 6 is a plan view of the combustion chamber 3 at the time of fuel injection (a view showing the upper surface of the piston 13).
  • the injector 23 of the engine 1 according to the present embodiment is provided with eight injection holes at equal intervals in the circumferential direction, and fuel is injected equally from these injection holes. It has become so.
  • the number of nozzle holes is not limited to eight.
  • the fuel sprays A, A,... Injected from each nozzle hole diffuse in a substantially conical shape.
  • fuel injection from each nozzle hole (the pilot injection and main injection) is performed when the piston 13 reaches the vicinity of the compression top dead center, as shown in FIG. ,... Diffuses in the cavity 13b.
  • the fuel sprays A, A,... Injected from the respective injection holes formed in the injector 23 are mixed with the in-cylinder gas with the passage of time and become air-fuel mixtures in the cylinder. It diffuses in a conical shape and burns by self-ignition. That is, each of the fuel sprays A, A,... Forms a substantially conical combustion field together with the in-cylinder gas, and combustion is started in each of the combustion fields (eight combustion fields in this embodiment). It will be.
  • the energy generated by this combustion is kinetic energy for pushing down the piston 13 toward the bottom dead center (energy serving as engine output), thermal energy for raising the temperature in the combustion chamber 3, cylinder block 11 and cylinder head 15 It becomes the heat energy radiated to the outside (for example, cooling water) through.
  • the in-cylinder gas after combustion is exhausted to the exhaust port 71 and the exhaust manifold 72 as the piston 13 moves up through the exhaust valve 17 that opens in the exhaust stroke, and becomes exhaust gas.
  • the feature of the present invention is to expand the use range of the swirl flow whose speed is controlled by adjusting the opening degree of the swirl control valve 66.
  • a specific position in the spray at a predetermined timing (predetermined timing specified by the crank angle position: hereinafter referred to as “injection timing representative crank angle”).
  • Specific position a position in the in-cylinder radial direction, hereinafter referred to as a “spray representative position”) and a control parameter of the engine 1 after recognizing a swirl speed (hereinafter referred to as “representative swirl speed”). (Swirl speed and fuel injection interval) are controlled.
  • the first and second embodiments described below show specific examples of the swirl flow utilization range expanding operation.
  • the first embodiment is the above-described “injection timing representative crank angle” and “spray”.
  • the swirl speed is controlled (specifically, the swirl control valve 66 is controlled).
  • the second embodiment recognizes the “representative swirl speed” at the “injection representative crank angle” and “spray representative position” specified above, and then recognizes the fuel injection interval (specifically, the pilot injection Control of the fuel injection stop period from the end point to the start point of main injection) (control of the injector 23) is performed.
  • the fuel injection interval specifically, the pilot injection Control of the fuel injection stop period from the end point to the start point of main injection
  • the swirl speed is controlled after recognizing the “representative swirl speed” at the specified “injection timing representative crank angle” and “spray representative position”.
  • a “target representative swirl speed (a swirl speed including a correction amount corresponding to the transient operation, etc.)” that is a target based on the current operating state of the engine 1 is calculated, and the above “actual representative swirl speed” Is adjusted to match the “target representative swirl speed”.
  • FIG. 7 is a flowchart showing the procedure of the swirl speed control. This flowchart is repeatedly executed every predetermined time (for example, several msec) after the engine 1 is started.
  • step ST1 the “injection timing representative crank angle” is specified.
  • This “injection timing representative crank angle” is the timing (crank angle position) at which the “representative swirl speed” should be obtained, as described above, and is specified according to the engine speed and the fuel injection amount (corresponding to the engine load). (Specific operation of timing at which the swirl speed should be calculated by the representative timing specifying means).
  • FIG. 8 is a map (injection time representative crank angle specification map) for specifying this “injection time representative crank angle”, which is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • the “injection time representative crank angle” Is identified.
  • This “injection timing representative crank angle” is defined as the “injection timing representative crank angle” as the engine speed is lower and the fuel injection amount is smaller, the initial side of the fuel injection period (advance angle side of the fuel injection period).
  • the later stage of the fuel injection period is specified as the “injection timing representative crank angle”. ing.
  • “ainjm” in FIG. 8 indicates the crank angle position at the start of fuel injection
  • “ ⁇ ” indicates the fuel injection period (value converted to the crank angle).
  • the crank angle position corresponding to the initial stage of fuel injection is specified as the “injection timing representative crank angle”
  • the crank angle position corresponding to the latter half of the fuel injection period is specified as the “injection timing representative crank angle”.
  • the fuel injection start time (ainjm) is determined as “injection timing representative crank angle”
  • the fuel injection end time (ainjm + ⁇ ) is determined as “injection time representative crank angle”.
  • the equivalence ratio in the combustion field may be rich and the amount of smoke generated may increase in the later stage of the combustion period. Therefore, the latter part of the fuel injection period that greatly affects the amount of smoke generated is specified as the “injection timing representative crank angle”, and the swirl speed is optimized in the latter part of this fuel injection period (the swirl speed control by swirl speed control, which will be described later). This is for the purpose of reducing the amount of smoke generated within the regulation range.
  • this “spray representative position” is a predetermined position in the spray length direction (position in the in-cylinder radial direction) from which the “representative swirl speed” is to be obtained, and corresponds to the engine speed and fuel injection amount (corresponding to the engine load). ) (Specific operation of in-cylinder position where the swirl speed should be calculated by the representative position specifying means).
  • FIG. 9 is a map (spray representative position specifying map) for specifying this “spray representative position”, which is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • the “spray representative position” is specified by fitting the current engine speed and the current fuel injection amount (the fuel injection amount in the main injection with respect to the cylinder in the combustion stroke) to this spray representative position specifying map. .
  • This “spray representative position” specifies the position on the tip side in the spray length direction (position on the outer peripheral side in the spray longitudinal direction) as the “spray representative position” as the engine speed is lower and the fuel injection amount is smaller.
  • the position away from the tip end in the spray length direction is specified as the “spray representative position”. ing.
  • the spray tip position (peripheral side end position) is obtained as the “spray representative position”, and at point E, the central position in the spray length direction is obtained as the “spray representative position”.
  • the spray tip position that greatly affects the amount of HC generated is specified as the “spray representative position”, and the swirl speed at the spray tip position is optimized (the swirl speed control is described below to optimize the swirl speed). This is to suppress the amount of HC generated within the range of regulation.
  • the equivalence ratio tends to be relatively rich, and the central position in the spray length direction that causes an increase in the amount of smoke generated is indicated by “ Specified as “spray representative position”, and to optimize the swirl speed at the center position in the spray length direction (to optimize the swirl speed by swirl speed control, which will be described later), to suppress the amount of smoke generated within the regulation range It is to make it.
  • the particle size of the spray is relatively large, and an appropriate air-fuel mixture is generated.
  • a specific range as the “spray representative position” is not used because it is not possible to guarantee that the spray in this region flows in the circumferential direction at the same speed as the swirl speed. It is determined in the range from the spray tip position to the center position in the spray length direction.
  • equation (1) is a calculation formula of the spray length L sp until the elapsed time t from the start of fuel injection reaches the droplet splitting time t b
  • equation (2) indicates the elapsed time from the start of the fuel injection t is calculation formula of the spray length L sp in after a lapse of droplet splitting time t b.
  • the spray length Lsp is calculated by these formulas (1) and (2), and the “spray representative position” is specified by the distance from the injection hole of the injector 23. That is, when the spray tip position is specified as the “spray representative position”, the “spray representative position” is a position where the distance from the injection hole of the injector 23 is “L sp ”, and is the center in the spray length direction. When the position is specified as the “spray representative position”, the “spray representative position” is a position where the distance from the injection hole of the injector 23 is “L sp / 2.”
  • step ST3 the "representative swirl speed” at the above-specified “injection timing representative crank angle” and “spray representative position” is calculated.
  • the “representative swirl speed” is the swirl speed at the “injection timing representative crank angle” and the “spray representative position” as described above.
  • an instantaneous swirl ratio (a value representing the instantaneous swirl speed as a swirl ratio) in the “injection timing representative crank angle” is obtained from a map, and the obtained swirl is calculated.
  • the swirl speed at the “spray representative position”, that is, the “representative swirl speed” is calculated in consideration of the “spray representative position” from the ratio.
  • FIG. 10 is a swirl ratio map for obtaining the instantaneous (for each crank angle) swirl ratio according to the “injection time representative crank angle”.
  • the instantaneous swirl ratio is obtained as a value correlated with the angular velocity of the swirl at the “injection timing representative crank angle”, and is obtained as a uniform swirl ratio for each crank angle at any “spray representative position”.
  • the swirl speed in the cylinder changes according to the position of the piston 13. Specifically, the swirl speed becomes higher as the piston 13 is closer to the compression top dead center. Even if the swirl ratio is the same, the swirl speed is low at the center in the cylinder, and the swirl speed is higher at the outer peripheral side in the cylinder.
  • the swirl speed for each crank angle cannot be represented as a map unless the “spray representative position” is specified. For this reason, first, the swirl ratio for each crank angle is obtained from the swirl ratio map, and the swirl speed at the “spray representative position” in the state of the swirl ratio is calculated. "Is calculated.
  • the swirl ratio map is determined by engine specifications such as the inner diameter of the cylinder bore 12 of the engine 1, the stroke of the piston 13, the length of the connecting rod 18, the shape of the combustion chamber 3, and the like. It is created according to the type of engine by simulation. Further, since the swirl ratio for each crank angle can be calculated from the law of conservation of angular momentum, the above-described swirl ratio map can also be created.
  • the swirl ratio at the “injection time representative crank angle” is acquired by fitting the “injection time representative crank angle” specified in step ST1 to the swirl ratio map. Then, the “representative swirl speed” is calculated by substituting the acquired swirl ratio into the following equation (3).
  • the “representative swirl speed” at the “injection timing representative crank angle” and the “spray representative position” is calculated. For example, even if the swirl ratio is the same, the higher the “spray representative position” is on the tip side of the spray, the higher the “representative swirl speed” is calculated.
  • the “representative swirl speed” calculated as described above may still deviate from the “actual representative swirl speed”.
  • the spray droplets are insufficiently evaporated, resulting in a large particle size of the spray droplets.
  • the actual swirl speed (“actual representative swirl speed”) is lower than the “representative swirl speed” by the amount.
  • the in-cylinder temperature is high (for example, 1000 K or more)
  • the actual swirl speed (“actual representative swirl speed”) is caused by the disturbance. May be low.
  • the actual representative swirl speed is calculated by performing temperature correction (correction based on the in-cylinder state quantity) on the calculated representative swirl speed (step ST4).
  • actual representative swirl speed is calculated by the following equation (4) (a swirl speed calculating operation by the swirl speed calculating means).
  • FIG. 11 is an in-cylinder temperature correction map, and an in-cylinder temperature correction coefficient is obtained from the in-cylinder temperature correction map.
  • This in-cylinder temperature correction map is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • A1 is a map value at the in-cylinder reference temperature
  • A2 is a map value at the actual in-cylinder temperature.
  • the in-cylinder temperature correction coefficient is “A2 / A1”.
  • the reference temperature A1 is set as appropriate.
  • the in-cylinder temperature A2 is estimated from the sensing value of the intake air temperature sensor 49. Moreover, you may make it estimate from the driving
  • FIG. 11 is an in-cylinder temperature correction map, and an in-cylinder temperature correction coefficient is obtained from the in-cylinder temperature correction map.
  • This in-cylinder temperature correction map is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • A1 is a map value at the in-cylinder reference temperature
  • A2 is a map value at the actual in-cylinder
  • step ST5 the process proceeds to step ST5, where the “actual representative swirl speed” and the “target representative swirl speed” are compared.
  • target representative swirl speed is derived from the “reference target swirl ratio” obtained from the reference target swirl ratio map (FIG. 12) created according to the type of engine. It corresponds to the swirl speed) and the temperature correction is performed on the “reference representative swirl speed”.
  • FIG. 12 is a reference target swirl ratio map.
  • the reference target swirl ratio map shows the current engine speed and the current fuel injection amount (the fuel injection amount in the main injection with respect to the cylinder that has reached the combustion stroke).
  • the “reference target swirl ratio” is determined by fitting.
  • This reference target swirl ratio map is obtained in advance through experiments and simulations to obtain a swirl ratio to obtain operating conditions that allow various constraints and requirements such as exhaust emissions, engine performance, and combustion noise to be within the specified range. Is created as a map for this purpose and stored in the ROM 102 in advance.
  • the point ⁇ on the reference target swirl ratio map shown in FIG. 12 is “swirl ratio 3.0”, ⁇ is “swirl ratio 2.5”, and ⁇ is “swirl ratio 2.0”. These values are not limited to this.
  • the “reference representative swirl speed” is calculated from the “reference target swirl ratio” acquired from the reference target swirl ratio map. Specifically, the “reference representative swirl speed” is calculated by calculating the swirl speed at the “spray representative position” in the state where the “reference target swirl ratio” is achieved, using the above formula (3). Will be required.
  • the “target representative swirl speed” is calculated by performing the temperature correction similar to the above formula (4) on the “reference representative swirl speed” thus obtained.
  • the operation state X (reference target swirl ratio 2.2) in FIG. 12 is changed to the operation state Y (reference target swirl ratio 2.8) on the reference target swirl ratio map.
  • the “reference target swirl ratio” obtained from this reference target swirl ratio map is a value in the operating state Y, but the in-cylinder temperature is operating in the operating state X during such a transition. Therefore, the “target representative swirl speed” is calculated by this temperature correction. For example, the “target representative swirl speed” corresponding to the point Z (reference target swirl ratio 2.6) in FIG. 12 is calculated.
  • the target swirl speed is set according to the “reference target swirl ratio” obtained from the reference target swirl ratio map during such an operation transition of the engine 1 (the target swirl speed is set without temperature correction). If this happens, an error corresponding to the increase in the in-cylinder temperature may occur, and an appropriate target swirl speed may not be obtained. For this reason, the target swirl speed (target representative swirl speed) considering the transient operation is calculated by performing the temperature correction.
  • step ST6 If the “actual representative swirl speed” does not match the “target representative swirl speed” in step ST5 and the determination is NO, the process proceeds to step ST6, and the deviation (“actual representative swirl speed” and “target representative swirl speed” is determined).
  • the swirl speed control manipulated variable is determined according to the deviation from the “speed”, and in step ST7, the swirl control valve 66 is adjusted with the swirl speed control manipulated variable to control the swirl speed. That is, the larger the deviation is, the larger the amount of change in the swirl flow velocity is set (adjustment operation of the internal combustion engine control parameter by the control parameter adjusting means).
  • the opening degree of the swirl control valve 66 is decreased so that the increase amount of the swirl flow rate increases as the deviation increases. To do. Conversely, when the “actual representative swirl speed” is higher than the “target representative swirl speed”, the opening of the swirl control valve 66 is increased so that the amount of decrease in the swirl flow rate increases as the deviation increases.
  • FIG. 13 is a swirl control valve operation amount map.
  • This swirl control valve operation amount map defines the relationship between the required swirl amount (swirl speed) and the operation amount of the swirl control valve 66 to obtain the swirl amount. The amount of swirl required to match the “target representative swirl speed” is obtained, and the amount of operation of the swirl control valve 66 can be obtained by fitting it to the swirl control valve operation amount map.
  • the swirl speed control as described above is continuously performed while the engine 1 is operating.
  • the “representative representative swirl speed” is obtained by specifying the “injection timing representative crank angle” and the “spray representative position”, and the “real representative swirl speed” is determined as the “target representative swirl speed”. It is made to correspond to the “representative swirl speed”.
  • the “actual representative swirl speed” and the “target representative swirl speed” are obtained as values corresponding to changes in the combustion state quantity caused by environmental changes, operational transients, and the like. As a result, even if a rapid change in the operating state of the engine 1 or a change in the environment occurs, it is possible to prevent the exhaust emission from deteriorating and maintain good exhaust emission.
  • the “representative swirl speed” at the “spray representative position” at the identified “injection timing representative crank angle” is calculated.
  • the degree of overlap (overlap angle) between the spray in the main injection and the spray in the pilot injection performed in advance when the main injection is executed is calculated, and the main including the overlap portion is calculated.
  • the equivalent ratio in the spray during injection (hereinafter referred to as “equivalent ratio in spray”) is calculated.
  • the “equivalent ratio in spray” is compared with a “target equivalent ratio” set in advance, and the injection interval is controlled so that the “equivalent ratio in spray” matches the “target equivalent ratio”.
  • the “equivalent ratio in spray” is adjusted by changing the overlapping angle between the spray in the pilot injection and the spray in the main injection.
  • FIG. 14 is a flowchart showing a procedure of this injection interval control. This flowchart is repeatedly executed every predetermined time (for example, several msec) after the engine 1 is started.
  • steps ST1 to ST3 in the flowchart shown in FIG. 14 are performed in the same manner as the operations in steps ST1 to ST3 in the flowchart (FIG. 7) in the first embodiment described above, description thereof is omitted here. .
  • the “injection timing representative crank angle” is specified in step ST1
  • the “spray representative position” is specified in step ST2
  • the “representative swirl speed” is calculated in step ST3.
  • the swirl speed employed in the calculation formula (formula (6)) of the overlapping angle between pilot injection and main injection which will be described later, can be obtained as appropriate according to the engine load and the like.
  • the fuel injection amount is low (during low load operation)
  • ensuring the ignitability of the air-fuel mixture and reducing the amount of HC generated or when the engine speed is high and the fuel injection amount is large ( It is possible to reduce the amount of smoke generated during high-load operation.
  • step ST10 After calculating the “representative swirl speed” in step ST3, in step ST10, an overlapping angle between the spray in the main injection and the spray in the pilot injection is calculated.
  • FIG. 15 is a plan view schematically showing a state of partial spray (spray injected from two injection holes) in the cylinder when the pilot injection and the main injection are performed.
  • FIG. 15 (a) schematically shows the state of spray at the end of pilot injection
  • FIG. 15 (b) schematically shows the state of each spray at the end of main injection.
  • FIG. 15B the fuel spray injected by the main injection is shown by a solid line, and the fuel spray injected by the pilot injection executed immediately before the main injection (the pilot spray moved by the swirl flow) ) Is indicated by a broken line.
  • the fuel spray injected by the pilot injection is flowed in the circumferential direction by the swirl flow, and then sprayed by the main injection (an injection located downstream of the swirl flow). Partly overlaps with the main spray sprayed from the holes.
  • the overlap angle ( ⁇ overlap in FIG. 15B) of these sprays is the fuel injection stop period from the end of pilot injection to the start of main injection. It changes according to the injection interval. That is, the injection interval as the overlap angle theta overlap shown in FIG. 15 (b), the angle theta overlap overlap if we longer the injection interval becomes gradually larger, conversely, overlap angle theta If we shorten the injection interval The overlap gradually decreases.
  • step ST11 After calculating the spray overlap angle ⁇ overlap in this way, the process proceeds to step ST11, where “in-spray equivalent ratio ⁇ total ” is calculated.
  • Equation (7) This “in-spray equivalent ratio ⁇ total ” is calculated by the following equation (7).
  • ⁇ sp is the equivalent ratio of the fuel injected by the main injection
  • V sp is the volume of the air-fuel mixture generated by the fuel injected by the main injection
  • ⁇ overlap is the equivalent ratio of the spray overlap region
  • volume V overlap is the volume of the spray overlap region.
  • the denominator in this equation (7) is the spray volume in the main injection (partly including the overlapping area with the spray in the pilot injection)
  • the numerator is the amount of fuel (one Part of the fuel is injected by pilot injection).
  • Equation (8) is an equation for calculating the equivalent ratio ⁇ overlap of the spray overlap region
  • Equation (9) is an equation for calculating the volume V overlap of the spray overlap region.
  • step ST12 the “in-spray equivalent ratio” is compared with a preset “target equivalent ratio”.
  • target equivalent ratio is set so that the amount of smoke generated and the amount of HC generated are both within the limits of regulation during combustion in the combustion chamber 3.
  • FIG. 16 is a map (target equivalent ratio map) for setting this “target equivalent ratio”, which is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • the “target equivalent ratio” is acquired by fitting the current engine speed and the current fuel injection amount (the fuel injection amount in the main injection with respect to the cylinder in the combustion stroke) to this target equivalent ratio map.
  • This “target equivalence ratio” is set to be lower as the engine speed is lower and the fuel injection amount is smaller, and is set to be higher as the engine speed is higher and the fuel injection amount is larger. Yes.
  • step ST13 the process proceeds to step ST13, and the deviation (deviation between the equivalent ratio in spray and the target equivalent ratio). Accordingly, the injection interval is corrected, and the pilot injection and the main injection are executed at the corrected injection interval. That is, in the state shown in FIG. 15B, the correction amount of the injection interval is set to be larger as the deviation is larger. Specifically, when the “equivalent ratio in spray” is lower than the “target equivalent ratio”, the spray interval is increased and the spray overlap angle is increased as the deviation is larger. This suppresses the amount of HC generated. Conversely, when the “in-spray equivalent ratio” is higher than the “target equivalent ratio”, the larger the deviation, the shorter the injection interval and the smaller the spray overlap angle. This suppresses the amount of smoke generated.
  • FIG. 17 is a diagram showing the relationship between the injection interval and the amount of smoke generated during high-load operation of the engine 1.
  • the injection interval is at Ia in the figure and the “in-spray equivalent ratio” is higher than the “target equivalent ratio”
  • the amount of smoke generated is relatively large. Change to (shorten injection interval).
  • the spray overlap angle is reduced, the “equivalent ratio in spray” is made to coincide with the “target equivalent ratio”, and the amount of smoke generated is reduced.
  • the main spray is executed after the pilot spray moved by the swirl flow passes in front of the nozzle hole located downstream of the swirl flow, and the upstream of the spray swirl flow direction in this pilot injection is performed.
  • the side region overlaps with the spray in the main injection.
  • FIG. 18 is a diagram showing the relationship between the injection interval and the amount of HC generated during low-load operation of the engine 1.
  • the injection interval is set to Ie in the figure.
  • the spray overlap angle is increased, the “equivalent ratio in spray” is matched with the “target equivalent ratio”, and the HC generation amount is reduced.
  • the pilot spray moved by the swirl flow passes in front of the nozzle hole located downstream of the swirl flow (an adjacent nozzle hole on the downstream side), and is further injected from the nozzle hole positioned downstream of the swirl flow. It will be in the state which overlaps with the spray in the main injection made.
  • the reason why the smoke generation amount and the HC generation amount periodically change is that the upstream side in the swirl flow direction with respect to the spray in the main injection by changing the injection interval.
  • the sprays from the pilot injection injected from the first nozzle hole on the upstream side are overlapped, or the sprays from the pilot injection injected from the second nozzle hole on the upstream side are overlapped. This is because they overlap each other.
  • the “equivalent ratio in spray” can be made to coincide with the “target equivalent ratio”, and even when the combustion state quantity changes due to environmental changes, operational transients, etc.
  • An appropriate “equivalent ratio in spray” can be obtained, and even when a rapid change in the operating state of the engine 1 occurs, deterioration of exhaust emission can be prevented and good exhaust emission can be maintained. It becomes possible.
  • the control responsiveness for obtaining an appropriate equivalent ratio can be increased, and the equivalent ratio can be adjusted with high accuracy.
  • the equivalence ratio is feedback-controlled based on the output of the PM sensor or the like.
  • the pilot injection amount and the main injection amount are increased in order to avoid misfire at low temperatures, but the fuel consumption rate of the fuel consumption rate is increased because the overlapping angle between the sprays is not properly obtained.
  • the required minimum amount can be increased, and the fuel consumption rate and the exhaust emission can be improved.
  • the fuel injection interval (from the end point of pilot injection to the start point of main injection) is recognized after recognizing the “representative swirl speed” at the specified “injection timing representative crank angle” and “representative spray representative position”.
  • the injection stop period is controlled.
  • FIG. 19 is a flowchart showing the procedure of the injection interval control in this example. This flowchart is repeatedly executed every predetermined time (for example, several msec) after the engine 1 is started.
  • steps ST1 to ST3 and steps ST10 to ST13 in the flowchart shown in FIG. 19 are the same as the operations in steps ST1 to ST3 and steps ST10 to ST13 in the flowchart (FIG. 14) in the second embodiment described above. Therefore, the description is omitted here.
  • step ST11 After calculating the “in-spray equivalent ratio” in step ST11, the process proceeds to step ST20, and the spray overlap angle calculated in step ST10 is compared with a preset spray overlap angle upper limit.
  • This upper limit of the spray overlap angle is an allowable limit value for keeping the amount of smoke generated within the regulation range during combustion in the combustion chamber 3.
  • a spray overlap angle upper limit map (not shown) for acquiring the upper limit of the spray overlap angle according to the engine speed and the fuel injection amount is previously described.
  • the spray overlap angle upper limit is obtained from the spray overlap angle upper limit map.
  • step ST20 If the spray overlap angle is less than the upper limit of the spray overlap angle and a YES determination is made in step ST20, the process proceeds to step ST12 and the above-described comparison operation between the “equivalent ratio in spray” and the “target equivalent ratio” is performed.
  • step ST21 the injection interval is increased by a predetermined amount, and the process returns to step ST10. That is, the spray overlap angle is decreased by increasing the injection interval, and the process returns to step ST10. Note that the spray overlap angle may be reduced by reducing the injection interval.
  • the above-mentioned “equivalent ratio in spray” is made to coincide with the “target equivalent ratio” while keeping the spray overlap angle below the upper limit of the spray overlap angle and keeping the smoke generation amount within the regulation range. Even when the amount of combustion state changes due to changes, operation transients, etc., it is possible to obtain an appropriate “in-spray equivalent ratio”.
  • the intake valve 16 by a VVT (Variable Valve Timing) mechanism (swirl speed variable mechanism) is used.
  • the valve opening time may be adjusted. That is, when the “actual representative swirl speed” is lower than the “target representative swirl speed”, the intake flow rate is set higher by retarding the valve opening timing of the intake valve 16 as the deviation is larger.
  • the “representative swirl speed” is calculated by correcting the temperature of the “representative swirl speed”.
  • the overlap angle ⁇ overlap between the pilot injection and the main injection may be calculated from the “swirl speed” (by the above equation (6)).
  • the correction parameter for calculating the “representative swirl speed” by correcting the “representative swirl speed” is not limited to the temperature, and may be other correction parameters.
  • the “actual representative swirl speed” is calculated by correction according to the pressure in the cylinder, the amount of gas (air), the oxygen concentration, and the like. These in-cylinder state quantities are estimated from the sensing values of the various sensors described above. Moreover, you may make it estimate from the driving
  • the spray overlap angle of pilot injection and main injection shall be adjusted by control of an injection interval.
  • the present invention is not limited to this, and when the main injection (split main injection) is executed a plurality of times, the spray overlap angle between the main injections is adjusted by controlling the injection interval, or the main injection and the after
  • the present invention can also be applied to an apparatus that adjusts the spray overlap angle with the injection by controlling the injection interval.
  • the NSR catalyst 75 and the DPNR catalyst 76 are provided as the manipulator 77 in the above-described embodiment, the NSR catalyst 75 and a DPF (Diesel Particle Filter) may be provided.
  • DPF Diesel Particle Filter
  • the present invention can be applied to control for expanding the use range of the swirl flow in a common rail in-cylinder direct injection multi-cylinder diesel engine mounted on an automobile.

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Abstract

　エンジン運転状態に応じて「代表スワール速度」を求めるべきタイミングである「噴射時期代表クランク角度」を特定すると共に、「代表スワール速度」を求めるべき噴霧内の特定位置である「噴霧代表位置」を特定する。これら特定された「噴射時期代表クランク角度」における「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」、及び、この「代表スワール速度」を温度補正することにより得られる「実代表スワール速度」を算出する。エンジン運転状態に応じた「目標代表スワール速度」を算出し、「実代表スワール速度」が「目標代表スワール速度」に一致するようにスワールコントロールバルブの開度を調整する。

Description

内燃機関の制御装置
　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内燃機関の制御装置に係る。特に、本発明は、筒内で発生するスワール流の利用範囲の拡大を図るための対策に関する。
　従来から周知のように、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）からの燃料噴射量や燃料噴射タイミング等といった各種制御パラメータを制御することが行われている。これら制御パラメータは、排気エミッションの改善、高いエンジントルクの確保、燃焼音の低減等といった観点からその制御値が求められる。
　そして、上記制御パラメータの一つとして、気筒内で発生するスワール流（水平方向の旋回流）が挙げられる。つまり、このスワール流（スワール流速）を調整することにより燃焼室内での燃焼状態を制御することが提案されている。より具体的には吸気系に備えられたスワールコントロールバルブの開度を調整することによりスワール流速（以下、スワール速度と呼ぶ場合もある）を制御し、これによって燃焼室内における噴霧の状態を制御するようにしている。
　例えば、下記の特許文献１には、最適スワール比（クランクシャフトが１回転する期間中における吸気の筒内周方向の回転回数）を、「定数×インジェクタの噴孔間の角度／メイン噴射期間」として求め、各噴孔から噴射された噴霧同士の間の空間が最大限に利用可能となるように上記定数を実験的に決定することが開示されている。
　また、下記の特許文献２には、エンジンの運転状態に基づいて決定されたパイロット噴射時期がＰＭ排出量の許容上限値を超える状況にある場合には、スワール流を変更することにより、パイロット噴射時期を変更することなくＰＭ排出量が上記許容上限値を超えないようにすることが開示されている。
特開２００７－１７７７８３号公報 特開２００４－３６０５７２号公報
　ところで、近年、自動車の排気エミッション規制の強化（Ｅｕｒｏ６等）に伴い、環境変化や運転過渡等に起因して、筒内の圧力、温度、ガス（空気）量、酸素濃度等といった燃焼状態に影響を与えるパラメータ（燃焼状態量とも呼ばれる）が変化する状況になっても、混合気の燃焼状態を適正化して（例えば燃焼場での当量比を適正化して）スモークやＨＣ等の発生量を規制の範囲内に抑えることが要求されている。
　より具体的には、上記インジェクタの各噴孔から噴射される燃料の噴霧角は上記燃焼状態量によって変化する。例えば、筒内圧力が高いほど、また、筒内温度が高いほど噴霧角は大きくなる。また、筒内のガス量や酸素濃度が高いほど上記筒内温度が高くなるので、この場合にも噴霧角は大きくなる。このように噴霧角が大きくなるような環境変化や運転過渡等が生じた場合に、スワール速度の適正化が図れていないと、噴霧同士の重なり度合いが大きくなり過ぎてスモークの発生量が規制範囲を超えてしまう可能性がある。逆に、噴霧角が小さくなるような環境変化や運転過渡等が生じた場合に、スワール速度の適正化が図れていないと、噴霧同士の重なり度合いが小さくなり過ぎてＨＣの発生量が規制範囲を超えてしまう可能性がある。
　しかしながら、上述した各特許文献に開示されているスワール流の制御にあっては、これら環境変化や運転過渡等に起因して燃焼状態量が変化することを考慮したスワール流の制御については何ら考慮されておらず、スワール流の利用範囲が限定的であった。
　本発明の発明者は、この点に鑑み、上記スワール流の利用範囲を拡大することに着目し本発明に至った。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、筒内で発生するスワール流の利用範囲を拡大し、排気エミッションの改善に役立てることが可能な内燃機関の制御装置を提供することにある。
　－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、気筒内で発生しているスワール流の流速を算出または推定すべきタイミング及びその位置（筒内の位置）、言い換えると、筒内に噴射された燃料の噴霧中において上記スワール流によって周方向に流される速度を算出または推定すべきタイミング及びその位置（噴霧の長手方向で特定すべき位置）を内燃機関の運転状態に応じて特定し、その特定されたスワール速度に基づいて内燃機関の制御パラメータ（スワール速度や燃料噴射インターバル等）の制御を行うようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、スワール流の発生している筒内に向けて燃料噴射弁から燃料噴射を行い、その燃料の自着火による燃焼を行う圧縮自着火式内燃機関の制御装置を前提とする。この内燃機関の制御装置に対し、内燃機関運転状態に応じて、スワール速度の算出を行うべきタイミングを特定する代表タイミング特定手段と、内燃機関運転状態に応じて、スワール速度の算出を行うべき筒内位置を特定する代表位置特定手段と、上記特定された代表タイミング及び代表位置でのスワール速度を算出するスワール速度算出手段と、このスワール速度算出手段によって算出されたスワール速度に基づいて内燃機関制御パラメータの調整を行う制御パラメータ調整手段とを備えさせている。
　この特定事項により、内燃機関の運転状態に応じ、排気エミッション等を考慮すべき燃料噴射期間中のタイミング（代表タイミング）及び筒内位置（噴霧内の位置：代表位置）でのスワール速度の適正化を図ることができる。例えば、スモーク発生量を考慮すべき運転状態では、このスモーク発生原因となっているタイミング及び領域（筒内位置）でのスワール速度の適正化を図り、ＨＣ発生量を考慮すべき運転状態では、このＨＣ発生原因となっているタイミング及び領域（筒内位置）でのスワール速度の適正化を図るようにする。これにより、内燃機関の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても排気エミッションの悪化を防止することができ、良好な排気エミッションを維持することが可能となる。
　上記内燃機関制御パラメータとしてはスワール速度及び噴射インターバルが挙げられる。スワール速度を調整する場合の構成として以下のものが挙げられる。先ず、スワール速度を可変とするスワール速度可変機構を備えさせる。そして、上記スワール速度算出手段によって算出されたスワール速度が、予め設定された目標スワール速度に一致するように、上記制御パラメータ調整手段が上記スワール速度可変機構を制御する構成としている。
　この場合、上記スワール速度可変機構としては、吸気系に設けられたスワールコントロールバルブまたは吸気バルブのバルブタイミング可変機構が挙げられる。
　このようにして上記特定した代表タイミング及び代表位置でのスワール速度の適正化を図ることにより、運転状態に応じた噴霧流れ状態を得ることができ、内燃機関の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても排気エミッションの改善を図ることができる。
　噴射インターバルを調整する場合の構成として以下のものが挙げられる。インターバルを存して多段噴射される燃料噴射弁からの燃料の噴霧同士の重なり領域における当量比が、予め設定された目標当量比に一致するように、上記制御パラメータ調整手段が上記多段噴射される燃料の噴射インターバルを制御する構成としている。
　このようにして上記特定した代表タイミング及び代表位置でのスワール速度に基づいて噴射インターバルの適正化を図ることによっても、運転状態に応じた噴霧流れ状態を得ることができ、内燃機関の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても排気エミッションの改善を図ることができる。
　上記代表タイミング特定手段の構成として具体的には、内燃機関の負荷が高いほど、燃料噴射弁からの燃料噴射期間における遅角側をスワール速度の算出を行うべきタイミングとして特定するようにしている。
　このように代表タイミングを特定する理由を以下に述べる。内燃機関の高負荷運転時には、燃焼場での当量比がリッチとなって燃焼期間の後期（遅角側）でスモークの発生量が増大する可能性がある。このため、このスモーク発生量を大きく左右する燃料噴射期間における遅角側をスワール速度の算出を行うべきタイミングとして特定し、この燃料噴射期間における遅角側でのスワール速度の適正化を図ってスモーク発生量を規制の範囲内に抑えるようにする。一方、内燃機関の低負荷運転時には、燃焼場での当量比がリーンとなって混合気の着火性が悪化したり燃焼期間の初期（進角側）でＨＣの発生量が増大したりする可能性がある。このため、この着火性やＨＣ発生量を大きく左右する燃料噴射期間における進角側をスワール速度の算出を行うべきタイミングとして特定し、この燃料噴射期間における進角側でのスワール速度の適正化を図って混合気の着火性を良好にし且つＨＣの発生量を規制の範囲内に抑えるようにする。
　上記代表位置特定手段の構成として具体的には、内燃機関の負荷が高いほど、噴霧長さ方向の先端から離れた噴霧長手方向中央位置側をスワール速度の算出を行うべき筒内位置として特定するようにしている。
　このように代表位置を特定する理由を以下に述べる。内燃機関の高負荷運転時には、当量比が比較的リッチになりやすくスモーク発生量の増大の原因となる噴霧長手方向中央位置を、スワール速度の算出を行うべき筒内位置として特定し、この噴霧長手方向中央位置でのスワール速度の適正化を図ってスモーク発生量を規制の範囲内に抑えるようにする。一方、内燃機関の低負荷運転時には、燃料の壁面付着に起因するＨＣの発生量が増大する可能性があるため、このＨＣ発生量を大きく左右する噴霧先端位置を、スワール速度の算出を行うべき筒内位置として特定し、この噴霧先端位置でのスワール速度の適正化を図ってＨＣの発生量を規制の範囲内に抑えるようにする。
　上記スワール速度算出手段の構成としてより具体的には、上記特定された代表タイミング及び代表位置での代表スワール速度に対して、筒内状態量に応じた補正動作を行うことによりスワール速度を算出する構成としている。
　また、上記目標スワール速度の算出手法としては、内燃機関運転状態に応じて求められた基準目標スワール速度に対し、筒内状態量に応じた補正動作を行うようにしている。
　上記筒内状態量として、具体的には、筒内温度、筒内圧力、筒内ガス量、筒内酸素濃度のうちの少なくとも一つが挙げられる。
　このようにして筒内状態量に応じた補正を行うことでスワール速度や目標スワール速度を算出するようにしているため、内燃機関の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても適正なスワール速度及び目標スワール速度を算出することができ、排気エミッションの悪化を防止できる。
　また、上記目標当量比は、内燃機関運転状態に応じて求められる。
　本発明では、気筒内で発生しているスワール速度を算出すべきタイミング及びその位置を内燃機関の運転状態に応じて特定し、その特定されたスワール速度に基づいて内燃機関の制御パラメータ（スワール速度や燃料噴射インターバル等）の制御を行うようにしている。このため、内燃機関の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても適正なスワール速度及び目標スワール速度を算出することができ、排気エミッションの悪化を防止できる。
図１は、実施形態に係るエンジン及びその制御系統の概略構成を示す図である。 図２は、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。 図３は、ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。 図４は、燃焼室内での燃焼形態の概略を説明するための吸排気系及び燃焼室の模式図である。 図５は、燃料噴射時における燃焼室及びその周辺部を示す断面図である。 図６は、燃料噴射時における燃焼室の平面図である。 図７は、スワール速度制御の手順を示すフローチャート図である。 図８は、エンジン回転数及び燃料噴射量により噴射時期代表クランク角度を特定するための噴射時期代表クランク角度特定マップを示す図である。 図９は、エンジン回転数及び燃料噴射量により噴霧代表位置を特定するための噴霧代表位置特定マップを示す図である。 図１０は、噴射時期代表クランク角度に応じたスワール比を求めるためのスワール比マップを示す図である。 図１１は、代表スワール速度を温度補正するための筒内温度補正マップを示す図である。 図１２は、エンジン回転数及び燃料噴射量により基準目標スワール比を求めるための基準目標スワール比マップを示す図である。 図１３は、目標スワール量とスワールコントロールバルブ操作量との関係を示すスワールコントロールバルブ操作量マップを示す図である。 図１４は、噴射インターバル制御の手順を示すフローチャート図である。 図１５は、パイロット噴射での噴霧とメイン噴射での噴霧との重なり領域を説明するための各噴霧の模式図であって、図１５（ａ）はパイロット噴射終了時点での噴霧を、図１５（ｂ）はメイン噴射終了時点での各噴霧を模式的に示す図である。 図１６は、エンジン回転数及び燃料噴射量により目標当量比を求めるための目標当量比マップを示す図である。 図１７は、エンジンの高負荷運転時における噴射インターバルとスモーク発生量との関係を示す図である。 図１８は、エンジンの低負荷運転時における噴射インターバルとＨＣ発生量との関係を示す図である。 図１９は、燃料噴射インターバル制御の変形例における制御手順を示すフローチャート図である。
　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－
　先ず、本実施形態に係るディーゼルエンジン（以下、単にエンジンという）の概略構成について説明する。図１は本実施形態に係るエンジン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、本実施形態に係るエンジン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、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。上記エアフローメータ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。
　また、この吸気系６には、燃焼室３内でのスワール流（水平方向の旋回流）を可変とするためのスワールコントロールバルブ（スワール速度可変機構）６６が備えられている（図２参照）。具体的に、上記吸気ポート１５ａとしては、ノーマルポート及びスワールポートの２系統が各気筒毎に備えられており、そのうち図２に示されているノーマルポート１５ａに、開度調整可能なバタフライバルブで成るスワールコントロールバルブ６６が配置されている。このスワールコントロールバルブ６６には図示しないアクチュエータが連繋されており、このアクチュエータの駆動によって調整されるスワールコントロールバルブ６６の開度に応じてノーマルポート１５ａを通過する空気の流量が変更できるようになっている。そして、スワールコントロールバルブ６６の開度が大きいほど、ノーマルポート１５ａから気筒内に吸入される空気量が増加する。このため、スワールポート（図２では図示省略）により発生したスワールは相対的に弱まり、気筒内は低スワール（スワール速度が低い状態）となる。逆に、スワールコントロールバルブ６６の開度が小さいほど、ノーマルポート１５ａから気筒内に吸入される空気量が減少する。このため、スワールポートにより発生したスワールは相対的に強められ、気筒内は高スワール（スワール速度が高い状態）となる。
　排気系７は、シリンダヘッド１５に形成された上記排気ポート７１に接続される排気マニホールド７２を備え、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若しくは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。即ち、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成分の調整を上記燃料添加弁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。
　尚、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へ空気を導入する上記吸気ポート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共に、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、本エンジン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。
　更に、図１に示す如く、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及びコンプレッサホイール５３を備えている。コンプレッサホイール５３は吸気管６４内部に臨んで配置され、タービンホイール５２は排気管７３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ホイール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。本実施形態におけるターボチャージャ５は、可変ノズル式ターボチャージャであって、タービンホイール５２側に可変ノズルベーン機構（図示省略）が設けられており、この可変ノズルベーン機構の開度を調整することにより、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設けられた上記スロットルバルブ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、上記サプライポンプ２１、インジェクタ２３、燃料添加弁２６、スロットルバルブ６２、スワールコントロールバルブ６６、及び、ＥＧＲバルブ８１などが接続されている。また、出力インターフェース１０６には、その他に、上記ターボチャージャ５の可変ノズルベーン機構に備えられたアクチュエータ（図示省略）も接続されている。
　そして、ＥＣＵ１００は、上記した各種センサからの出力、その出力値を利用する演算式により求められた演算値、または、上記ＲＯＭ１０２に記憶された各種マップに基づいて、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の燃料噴射制御として、パイロット噴射（副噴射）とメイン噴射（主噴射）とを実行する。
　上記パイロット噴射は、インジェクタ２３からのメイン噴射に先立ち、予め少量の燃料を噴射する動作である。また、このパイロット噴射は、メイン噴射による燃料の着火遅れを抑制し、安定した拡散燃焼に導くための噴射動作であって、副噴射とも呼ばれる。また、本実施形態におけるパイロット噴射は、上述したメイン噴射による初期燃焼速度を抑制する機能ばかりでなく、気筒内温度を高める予熱機能をも有するものとなっている。つまり、このパイロット噴射の実行後、燃料噴射を一旦中断し、メイン噴射が開始されるまでの間に圧縮ガス温度（気筒内温度）を十分に高めて燃料の自着火温度（例えば１０００Ｋ）に到達させるようにし、これによってメイン噴射で噴射される燃料の着火性を良好に確保するようにしている。
　上記メイン噴射は、エンジン１のトルク発生のための噴射動作（トルク発生用燃料の供給動作）である。このメイン噴射での噴射量は、基本的には、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に応じ、要求トルクが得られるように決定される。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、それに応じてメイン噴射での燃料噴射量としても多く設定されることになる。
　尚、上述したパイロット噴射及びメイン噴射の他に、アフタ噴射やポスト噴射が必要に応じて行われる。アフタ噴射は、排気ガス温度を上昇させるための噴射動作である。具体的には、供給された燃料の燃焼エネルギがエンジン１のトルクに変換されることなく、その大部分が排気の熱エネルギとして得られるタイミングでアフタ噴射は実行される。また、ポスト噴射は、排気系７に燃料を直接的に導入して上記マニバータ７７の昇温を図るための噴射動作である。例えば、ＤＰＮＲ触媒７６に捕集されているＰＭの堆積量が所定量を超えた場合（例えばマニバータ７７の前後の差圧を検出することにより検知）、ポスト噴射が実行されるようになっている。
　また、ＥＣＵ１００は、エンジン１の運転状態に応じてＥＧＲバルブ８１の開度を制御し、吸気マニホールド６３に向けての排気還流量（ＥＧＲ量）を調整する。このＥＧＲ量は、上記ＲＯＭ１０２に予め記憶されたＥＧＲマップに従って設定される。具体的に、このＥＧＲマップは、エンジン回転数及びエンジン負荷をパラメータとしてＥＧＲ量（ＥＧＲ率）を決定するためのマップである。尚、このＥＧＲマップは、予め実験やシミュレーション等によって作成されたものとなっている。つまり、上記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たエンジン回転数及びスロットル開度センサ４２によって検出されたスロットルバルブ６２の開度（エンジン負荷に相当）とをＥＧＲマップに当て嵌めることでＥＧＲ量（ＥＧＲバルブ８１の開度）が得られるようになっている。
　更に、ＥＣＵ１００は、上記スワールコントロールバルブ６６の開度制御を実行する。このスワールコントロールバルブ６６の開度制御としては、燃焼室３内に噴射された燃料の噴霧の単位時間当たり（または単位クランク回転角度当たり）における気筒内の周方向の移動量を変更するように行われる。このスワールコントロールバルブ６６の開度制御の詳細については後述する。
　－燃料噴射圧－
　燃料噴射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、即ち目標レール圧は、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。即ち、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。尚、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。
　尚、本実施形態では、エンジン負荷等に応じて燃料圧力が３０ＭＰａ～２００ＭＰａの間で調整されるようになっている。
　上記パイロット噴射やメイン噴射などの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、即ち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及び燃料噴射形態を決定する。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、このエンジン回転速度及びアクセル開度に基づいて総燃料噴射量（パイロット噴射での噴射量とメイン噴射での噴射量との和）を決定する。
　－燃焼形態の概略説明－
　次に、本実施形態に係るエンジン１における燃焼室３内での燃焼形態の概略について説明する。
　図４は、エンジン１の一つの気筒に対して吸気マニホールド６３及び吸気ポート１５ａを経てガス（空気）が吸入され、燃焼室３内へインジェクタ２３からの燃料噴射によって燃焼が行われると共に、その燃焼後のガスが排気ポート７１を経て排気マニホールド７２へ排出される様子を模式的に示した図である。
　この図４に示すように、気筒内に吸入されるガスには、吸気管６４からスロットルバルブ６２を介して吸入された新気と、上記ＥＧＲバルブ８１が開弁された場合にＥＧＲ通路８から吸入されるＥＧＲガスとが含まれる。吸入される新気量（質量）と吸入されるＥＧＲガス量（質量）との和に対するＥＧＲガス量の割合（即ち、ＥＧＲ率）は、運転状態に応じて上記ＥＣＵ１００により適宜制御されるＥＧＲバルブ８１の開度に応じて変化する。
　このようにして気筒内に吸入された新気及びＥＧＲガスは、吸気行程において開弁している吸気バルブ１６を介し、ピストン１３（図４では図示省略）の下降に伴って気筒内に吸入されて筒内ガスとなる。この筒内ガスは、エンジン１の運転状態に応じて決定されるバルブ閉弁時にて吸気バルブ１６が閉弁することにより筒内に密閉され（筒内ガスの閉じ込め状態）、その後の圧縮行程においてピストン１３の上昇に伴って圧縮される。そして、ピストン１３が上死点近傍に達すると、上述したＥＣＵ１００による噴射量制御によって所定時間だけインジェクタ２３が開弁されることで燃料を燃焼室３内に直接噴射する。具体的には、ピストン１３が上死点に達する前に上記パイロット噴射が実行され、燃料噴射が一旦停止された後、所定のインターバルを経て、ピストン１３が上死点近傍に達した時点で上記メイン噴射が実行されることになる。
　図５は、この燃料噴射時における燃焼室３及びその周辺部を示す断面図であり、図６は、この燃料噴射時における燃焼室３の平面図（ピストン１３の上面を示す図）である。図６に示すように、本実施形態に係るエンジン１のインジェクタ２３には、周方向に亘って等間隔に８個の噴孔が設けられており、これら噴孔からそれぞれ均等に燃料が噴射されるようになっている。尚、この噴孔数としては８個に限るものではない。
　そして、この各噴孔から噴射された燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は略円錐状に拡散していく。また、各噴孔からの燃料噴射（上記パイロット噴射やメイン噴射）は、ピストン１３が圧縮上死点近傍に達した時点で行われるため、図５に示すように、各燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は上記キャビティ１３ｂ内で拡散していくことになる。
　このように、インジェクタ２３に形成されている各噴孔から噴射された燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は、時間の経過に伴って筒内ガスと混ざり合いながら混合気となって筒内においてそれぞれ円錐状に拡散していき、自己着火によって燃焼する。つまり、この各燃料の噴霧Ａ，Ａ，…は、それぞれ筒内ガスと共に略円錐状の燃焼場を形成し、その燃焼場（本実施形態では８箇所の燃焼場）でそれぞれ燃焼が開始されることになる。
　そして、この燃焼により発生したエネルギは、ピストン１３を下死点に向かって押し下げるための運動エネルギ（エンジン出力となるエネルギ）、燃焼室３内を温度上昇させる熱エネルギ、シリンダブロック１１やシリンダヘッド１５を経て外部（例えば冷却水）に放熱される熱エネルギとなる。
　そして、燃焼後の筒内ガスは、排気行程において開弁する排気バルブ１７を介し、ピストン１３の上昇に伴って排気ポート７１及び排気マニホールド７２へ排出されて排ガスとなる。
　－スワール流の利用範囲拡大動作－
　本発明の特徴は、上記スワールコントロールバルブ６６の開度調整によって速度制御されるスワール流の利用範囲を拡大することにある。具体的には、エンジン１の運転状態に応じて、所定タイミング（クランク角度位置で特定される所定タイミング：以下、「噴射時期代表クランク角度」と呼ぶ）における噴霧内の特定位置（噴霧長さ方向の特定位置：筒内半径方向の位置であって、以下、「噴霧代表位置」と呼ぶ）でのスワール速度（以下、「代表スワール速度」と呼ぶ）を認識した上で、エンジン１の制御パラメータ（スワール速度や燃料噴射インターバル）の制御を行うようにしている。
　以下に述べる第１及び第２の実施形態は、このスワール流の利用範囲拡大動作の具体例を示すものであって、第１実施形態は、上記特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を認識した上で、スワール速度の制御（具体的にはスワールコントロールバルブ６６の制御）を行うものである。また、第２実施形態は、上記特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を認識した上で、燃料噴射インターバル（具体的には、上記パイロット噴射の終了時点からメイン噴射の開始時点までの燃料噴射停止期間）の制御（インジェクタ２３の制御）を行うものである。以下、各実施形態について具体的に説明する。
　（第１実施形態）
　本実施形態は、上述した如く、特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を認識した上で、スワール速度の制御を行うものである。
　このスワール速度制御の概略としては、先ず、エンジン１の運転状態（エンジン負荷及びエンジン回転数）に応じて、上記「代表スワール速度」を求めるべきタイミングである上記「噴射時期代表クランク角度」を特定すると共に、上記「代表スワール速度」を求めるべき噴霧内（メイン噴射で噴射された燃料の噴霧内）の特定位置である上記「噴霧代表位置」を特定する。そして、これら特定された「噴射時期代表クランク角度」における「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」、及び、この「代表スワール速度」を温度補正することにより得られる実際のスワール速度（以下、「実代表スワール速度」と呼ぶ）を算出する。
　そして、現在のエンジン１の運転状態から目標とされる「目標代表スワール速度（過渡運転時等にあってはそれに応じた補正量を含むスワール速度）」を算出し、上記「実代表スワール速度」が上記「目標代表スワール速度」に一致するように上記スワールコントロールバルブ６６の開度を調整するようにしている。
　以下、本実施形態におけるスワール速度制御について具体的に説明する。図７は、このスワール速度制御の手順を示すフローチャートである。このフローチャートは、エンジン１の始動後、所定時間（例えば数ｍｓｅｃ）毎に繰り返して実行される。
　先ず、ステップＳＴ１で、上記「噴射時期代表クランク角度」を特定する。この「噴射時期代表クランク角度」は、上述した如く、「代表スワール速度」を求めるべきタイミング（クランク角度位置）であり、エンジン回転数及び燃料噴射量（エンジン負荷に相当）に応じて特定される（代表タイミング特定手段による、スワール速度の算出を行うべきタイミングの特定動作）。
　図８は、この「噴射時期代表クランク角度」を特定するためのマップ（噴射時期代表クランク角度特定マップ）であって、予め、実験やシミュレーションにより作成されて上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。この噴射時期代表クランク角度特定マップに、現在のエンジン回転数及び現在の燃料噴射量（燃焼行程を迎えている気筒に対するメイン噴射での燃料噴射量）を当て嵌めることにより「噴射時期代表クランク角度」が特定される。この「噴射時期代表クランク角度」は、エンジン回転数が低いほど、また、燃料噴射量が少ないほど燃料噴射期間の初期側（燃料噴射期間のうちの進角側）を「噴射時期代表クランク角度」として特定し、エンジン回転数が高いほど、また、燃料噴射量が多いほど燃料噴射期間の後期側（燃料噴射期間のうちの遅角側）を「噴射時期代表クランク角度」として特定するようになっている。
　具体的に、この図８における「ａｉｎｊｍ」は燃料噴射開始時点でのクランク角度位置を示し、「τ」は燃料噴射期間（クランク角度に換算した値）を示している。このようにして、エンジン回転数が低く且つ燃料噴射量が少ない場合には、燃料噴射開始初期時に対応するクランク角度位置を「噴射時期代表クランク角度」として特定することになり、エンジン回転数が高く且つ燃料噴射量が多い場合には、燃料噴射期間の後期に対応するクランク角度位置を「噴射時期代表クランク角度」として特定することになる。例えば図８における点Ｂでは燃料噴射開始時点（ａｉｎｊｍ）を「噴射時期代表クランク角度」として求め、点Ｃでは燃料噴射終了時点（ａｉｎｊｍ＋τ）を「噴射時期代表クランク角度」として求める。
　これは、エンジン回転数が低く且つ燃料噴射量が少ない場合（低負荷運転時）には、燃焼場での当量比（または酸素過剰率）がリーンとなって混合気の着火性が悪化したり燃焼期間の初期にＨＣの発生量が増大したりする可能性があるため、この着火性やＨＣ発生量を大きく左右する燃料噴射開始初期時を「噴射時期代表クランク角度」として特定し、この燃料噴射開始初期時でのスワール速度の適正化（後述するスワール速度制御によるスワール速度の適正化）を図って混合気の着火性を良好にし且つＨＣの発生量を規制の範囲内に抑えるようにするためである。一方、エンジン回転数が高く且つ燃料噴射量が多い場合（高負荷運転時）には、燃焼場での当量比がリッチとなって燃焼期間の後期にスモークの発生量が増大する可能性があるため、このスモーク発生量を大きく左右する燃料噴射期間の後期を「噴射時期代表クランク角度」として特定し、この燃料噴射期間の後期でのスワール速度の適正化（後述するスワール速度制御によるスワール速度の適正化）を図ってスモーク発生量を規制の範囲内に抑えるようにするためである。
　このようにして「噴射時期代表クランク角度」を求めた後、ステップＳＴ２に移り、「噴霧代表位置」を特定する。この「噴霧代表位置」は、上述した如く、「代表スワール速度」を求めるべき噴霧長さ方向の所定位置（筒内半径方向の位置）であり、エンジン回転数及び燃料噴射量（エンジン負荷に相当）に応じて特定される（代表位置特定手段による、スワール速度の算出を行うべき筒内位置の特定動作）。
　図９は、この「噴霧代表位置」を特定するためのマップ（噴霧代表位置特定マップ）であって、予め、実験やシミュレーションにより作成されて上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。この噴霧代表位置特定マップに、現在のエンジン回転数及び現在の燃料噴射量（燃焼行程を迎えている気筒に対するメイン噴射での燃料噴射量）を当て嵌めることにより「噴霧代表位置」が特定される。この「噴霧代表位置」は、エンジン回転数が低いほど、また、燃料噴射量が少ないほど噴霧長さ方向の先端側の位置（噴霧長手方向の外周側の位置）を「噴霧代表位置」として特定し、エンジン回転数が高いほど、また、燃料噴射量が多いほど噴霧長さ方向の先端側から離れた位置（噴霧長手方向の中央側の位置）を「噴霧代表位置」として特定するようになっている。
　具体的に、例えば図９における点Ｄでは噴霧先端位置（外周側端の位置）を「噴霧代表位置」として求め、点Ｅでは噴霧長さ方向の中央位置を「噴霧代表位置」として求める。
　これは、エンジン回転数が低く且つ燃料噴射量が少ない場合（低負荷運転時）には、燃料の壁面付着（シリンダボア１２の内壁面への燃料付着）に起因するＨＣの発生量が増大する可能性があるため、このＨＣ発生量を大きく左右する噴霧先端位置を「噴霧代表位置」として特定し、この噴霧先端位置でのスワール速度の適正化（後述するスワール速度制御によるスワール速度の適正化）を図ってＨＣの発生量を規制の範囲内に抑えるようにするためである。一方、エンジン回転数が高く且つ燃料噴射量が多い場合（高負荷運転時）には、当量比が比較的リッチになりやすくスモーク発生量の増大の原因となる噴霧長さ方向の中央位置を「噴霧代表位置」として特定し、この噴霧長さ方向の中央位置でのスワール速度の適正化（後述するスワール速度制御によるスワール速度の適正化）を図ってスモーク発生量を規制の範囲内に抑えるようにするためである。
　尚、この噴霧長さ方向の中央位置よりも更に噴霧長さ方向の内側の領域（インジェクタ２３に近い領域）では、噴霧の粒径が比較的大きくなっており、適正な混合気が生成されていない可能性があり、また、この領域での噴霧はスワール速度と同速度で気筒内を周方向に流れていることが保証できないため、本実施形態では、「噴霧代表位置」としての特定範囲を噴霧先端位置から噴霧長さ方向の中央位置までの範囲に定めている。
　上記「噴霧代表位置」を特定するにあたっての噴霧長さＬspの算出手法として具体的には、例えば以下の式（１）及び式（２）（広安の式）が使用可能である。尚、式（１）は燃料噴射開始からの経過時間ｔが液滴***時間ｔbに達するまでの噴霧長さＬspの算出式であって、式（２）は燃料噴射開始からの経過時間ｔが液滴***時間ｔbを経過した後における噴霧長さＬspの算出式である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　これら式（１）及び式（２）によって噴霧長さＬspを算出し、インジェクタ２３の噴孔からの距離によって上記「噴霧代表位置」を特定することになる。つまり、噴霧先端位置を「噴霧代表位置」として特定する場合には、その「噴霧代表位置」はインジェクタ２３の噴孔からの距離が「Ｌsp」となる位置であり、噴霧長さ方向の中央位置を「噴霧代表位置」として特定する場合には、その「噴霧代表位置」はインジェクタ２３の噴孔からの距離が「Ｌsp／２」となる位置である。
　次に、ステップＳＴ３に移り、上記特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を算出する。この「代表スワール速度」は、上述した如く、上記「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」におけるスワール速度である。
　この「代表スワール速度」の算出動作としては、先ず、上記「噴射時期代表クランク角度」における瞬間のスワール比（瞬間のスワール速度をスワール比として現した値）をマップより求め、この求められたスワール比から上記「噴霧代表位置」を考慮して、その「噴霧代表位置」でのスワール速度つまり「代表スワール速度」を算出することになる。
　図１０は、上記「噴射時期代表クランク角度」に応じた、瞬間（各クランク角度毎）のスワール比を求めるスワール比マップである。この瞬間のスワール比とは、上記「噴射時期代表クランク角度」におけるスワールの角速度に相関のある値として求められ、何れの「噴霧代表位置」においても一律なスワール比として各クランク角度毎に求められる。言い換えると、筒内でのスワール速度は、ピストン１３の位置に応じて変化していく。具体的には、ピストン１３が圧縮上死点に近い位置にあるほどスワール速度は高くなる。また、スワール比が同一であっても、筒内の中央部ではスワール速度は低く、筒内の外周側ほどスワール速度は高くなっている。このため、各クランク角度毎のスワール速度は、「噴霧代表位置」が特定されなければマップとして現すことができない。このため、先ず、スワール比マップによって各クランク角度毎のスワール比を求めるようにし、そのスワール比となっている状態での「噴霧代表位置」におけるスワール速度を算出することにより、上記「代表スワール速度」を算出するようにしている。
　尚、上記スワール比マップは、エンジン１のシリンダボア１２の内径、ピストン１３のストローク、コネクティングロッド１８の長さ、燃焼室３の形状等のエンジン諸元によって決定されるものであり、予め、実験やシミュレーションによりエンジンの種類に応じて作成されている。また、角運動量保存の法則からクランク角度毎のスワール比は計算可能であるため、これによっても上記スワール比マップは作成可能である。
　上記ステップＳＴ１で特定した「噴射時期代表クランク角度」を上記スワール比マップに当て嵌めることで、その「噴射時期代表クランク角度」でのスワール比を取得する。そして、下記の式（３）に、この取得したスワール比を代入することで、「代表スワール速度」を算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　これにより、上記「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」が算出される。例えば、同一スワール比であっても、「噴霧代表位置」が噴霧の先端側であるほど、高い「代表スワール速度」として算出されることになる。
　以上のようにして算出された「代表スワール速度」は、未だ「実代表スワール速度」から乖離している可能性がある。つまり、筒内温度が低い場合、噴霧の蒸発が不十分であることから噴霧の液滴の粒径が大きくなっており、その結果、スワール流に対する噴霧の抵抗（スワールの流れに対する抵抗）が大きい分だけ実際のスワール速度（「実代表スワール速度」）は上記「代表スワール速度」に対して低くなっている。また、筒内温度が高い場合（例えば１０００Ｋ以上である場合）、スワール流に乱れが発生する可能性があり、この乱れによって実際のスワール速度（「実代表スワール速度」）は上記「代表スワール速度」に対して低くなる可能性がある。
　このため、これらのことを考慮し、上記算出された「代表スワール速度」に対して温度補正（筒内状態量による補正）を行って「実代表スワール速度」を算出する（ステップＳＴ４）。具体的には、下記の式（４）によって「実代表スワール速度（補正後の代表スワール速度）」を算出する（スワール速度算出手段によるスワール速度の算出動作）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　図１１は、筒内温度補正マップであって、この筒内温度補正マップから筒内温度補正係数を求める。この筒内温度補正マップは、予め、実験やシミュレーションにより作成されて上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。図１１におけるＡ１は筒内基準温度でのマップ値であり、Ａ２は実際の筒内温度におけるマップ値である。この場合、筒内温度補正係数は「Ａ２／Ａ１」となる。尚、上記基準温度Ａ１は適宜設定される。また、筒内温度Ａ２は、上記吸気温センサ４９のセンシング値から推定する。また、エンジン１の運転状態から推定するようにしてもよい。
　次に、ステップＳＴ５に移り、上記「実代表スワール速度」と「目標代表スワール速度」との比較を行う。
　この「目標代表スワール速度」は、エンジンの種類に応じて作成された基準目標スワール比マップ（図１２）により求められた「基準目標スワール比」から「基準代表スワール速度（本発明でいう基準目標スワール速度に対応）」を算出し、この「基準代表スワール速度」に対して温度補正を行うことにより得られる。
　図１２は、上記基準目標スワール比マップであって、この基準目標スワール比マップに現在のエンジン回転数及び現在の燃料噴射量（燃焼行程を迎えている気筒に対するメイン噴射での燃料噴射量）を当て嵌めることにより「基準目標スワール比」が求められる。尚、この基準目標スワール比マップは、予め、実験やシミュレーションにより、排気エミッション、エンジン性能、燃焼音等の各種制約や要求が規定の範囲内となるような運転状態を得るためのスワール比を取得するためのマップとして作成され、予め上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。また、図１２に示す基準目標スワール比マップ上の点αは「スワール比３．０」、βは「スワール比２．５」、γは「スワール比２．０」となっている。これら値はこれに限定されるものではない。
　そして、この基準目標スワール比マップから取得された「基準目標スワール比」から「基準代表スワール速度」を算出する。具体的には、上記「基準目標スワール比」となっている状態での上記「噴霧代表位置」におけるスワール速度を上記式（３）を利用して算出することにより、上記「基準代表スワール速度」が求められることになる。
　このようにして求められた「基準代表スワール速度」に対し、上記式（４）と同様の温度補正を行うことによって「目標代表スワール速度」を算出する。
　例えば、アクセル開度の急速な踏み込み解除動作によって、上記基準目標スワール比マップ上で図１２における運転状態Ｘ（基準目標スワール比２．２）から運転状態Ｙ（基準目標スワール比２．８）に移行した場合、この基準目標スワール比マップから求められる「基準目標スワール比」は運転状態Ｙでの値となるが、このような過渡時にあっては筒内温度は上記運転状態Ｘで運転していた状態での温度付近にあるため、この温度補正によって「目標代表スワール速度」を算出する。例えば、図１２における点Ｚ（基準目標スワール比２．６）に相当する「目標代表スワール速度」が算出されることになる。つまり、このようなエンジン１の運転過渡時に、基準目標スワール比マップにより得られた「基準目標スワール比」に応じて目標スワール速度を設定してしまうと（温度補正することなく目標スワール速度を設定してしまうと）、筒内温度が高くなっている分の誤差を生じることになり、適切な目標スワール速度が得られなくなる可能性がある。このため、上記温度補正を行って過渡運転を考慮した目標スワール速度（目標代表スワール速度）を算出するようにしている。
　上記ステップＳＴ５において「実代表スワール速度」が「目標代表スワール速度」に一致しておらずＮＯ判定された場合には、ステップＳＴ６に移り、その偏差（「実代表スワール速度」と「目標代表スワール速度」との偏差）に応じてスワール速度制御操作量を決定し、ステップＳＴ７において、そのスワール速度制御操作量でスワールコントロールバルブ６６の開度を調整してスワール速度を制御する。つまり、上記偏差が大きいほどスワール流速の変化量を大きく設定することになる（制御パラメータ調整手段による内燃機関制御パラメータの調整動作）。
　具体的には、「実代表スワール速度」が「目標代表スワール速度」に対して低い場合には、その偏差が大きいほどスワール流速の増加量を大きくするようにスワールコントロールバルブ６６の開度を小さくする。逆に、「実代表スワール速度」が「目標代表スワール速度」に対して高い場合には、その偏差が大きいほどスワール流速の減少量を大きくするようにスワールコントロールバルブ６６の開度を大きくする。
　図１３は、スワールコントロールバルブ操作量マップである。このスワールコントロールバルブ操作量マップは、必要なスワール量（スワール速度）と、そのスワール量を得るためのスワールコントロールバルブ６６の操作量との関係を規定するものであり、「実代表スワール速度」を「目標代表スワール速度」に一致させるために必要なスワール量を求め、それをスワールコントロールバルブ操作量マップに当て嵌めることでスワールコントロールバルブ６６の操作量を求めることができる。
　以上のようなスワール速度制御が、エンジン１の運転中、継続して行われる。
　以上説明したように、本実施形態では、上記「噴射時期代表クランク角度」及び上記「噴霧代表位置」を特定して上記「実代表スワール速度」を求め、この「実代表スワール速度」を「目標代表スワール速度」に一致させるようにしている。そして、上記「実代表スワール速度」及び「目標代表スワール速度」を、環境変化や運転過渡等に起因する燃焼状態量の変化に対応した値として求めるようにしている。その結果、エンジン１の運転状態の急速な変化や環境の変化が生じた場合であっても排気エミッションの悪化を防止することができ、良好な排気エミッションを維持することが可能となる。
　（第２実施形態）
　次に、第２実施形態について説明する。本実施形態は、上述した如く、特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を認識した上で、燃料噴射インターバル（パイロット噴射の終了時点からメイン噴射の開始時点までの燃料噴射停止期間）の制御を行うものである。
　この燃料噴射インターバル制御の概略としては、先ず、エンジン１の運転状態（エンジン負荷及びエンジン回転数）に応じて、上記「代表スワール速度」を求めるべきタイミングである上記「噴射時期代表クランク角度」を特定すると共に、上記「代表スワール速度」を求めるべき噴霧内の特定位置である上記「噴霧代表位置」を特定する。そして、これら特定された「噴射時期代表クランク角度」における「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を算出する。
　そして、メイン噴射が実行された際における、そのメイン噴射での噴霧と、先行して行われているパイロット噴射での噴霧との重なり度合い（重なり角度）を算出して、その重なり部分を含むメイン噴射での噴霧内の当量比（以下、「噴霧内当量比」と呼ぶ）を算出する。そして、この「噴霧内当量比」と、予め設定された「目標当量比」とを比較し、「噴霧内当量比」が「目標当量比」に一致するように上記噴射インターバルを制御する。つまり、噴射インターバルを制御することで、上記パイロット噴射での噴霧とメイン噴射での噴霧との重なり角度を変更して「噴霧内当量比」を調整するようにしている。
　以下、本実施形態における噴射インターバル制御について具体的に説明する。図１４は、この噴射インターバル制御の手順を示すフローチャートである。このフローチャートは、エンジン１の始動後、所定時間（例えば数ｍｓｅｃ）毎に繰り返して実行される。
　この図１４に示すフローチャートのステップＳＴ１～ステップＳＴ３の動作は上述した第１実施形態におけるフローチャート（図７）におけるステップＳＴ１～ステップＳＴ３の動作と同様にして行われるため、ここでの説明は省略する。
　尚、本実施形態においても、ステップＳＴ１での「噴射時期代表クランク角度」の特定、ステップＳＴ２での「噴霧代表位置」の特定、ステップＳＴ３での「代表スワール速度」の算出を行っていることにより、後述するパイロット噴射とメイン噴射との重なり角度の算出式（式（６））において採用するスワール速度をエンジン負荷等に応じた適切なものとして得ることができる。つまり、エンジン回転数が低く且つ燃料噴射量が少ない場合（低負荷運転時）における混合気の着火性の確保及びＨＣの発生量の削減や、エンジン回転数が高く且つ燃料噴射量が多い場合（高負荷運転時）におけるスモーク発生量の削減を図ることが可能となる。
　ステップＳＴ３で「代表スワール速度」を算出した後、ステップＳＴ１０では、上記メイン噴射での噴霧とパイロット噴射での噴霧との重なり角度を算出する。
　図１５は、上記パイロット噴射及びメイン噴射が行われる際の気筒内における一部の噴霧（２つの噴孔から噴射された噴霧）の状態を模式的に示す平面図である。図１５（ａ）はパイロット噴射終了時点での噴霧の状態を、図１５（ｂ）はメイン噴射終了時点での各噴霧の状態を模式的に示している。また、この図１５（ｂ）では、メイン噴射で噴射された燃料の噴霧を実線で示し、このメイン噴射の直前に実行されたパイロット噴射で噴射された燃料の噴霧（スワール流により移動したパイロット噴霧）を破線で示している。
　この図１５（ｂ）に示すように、パイロット噴射で噴射された燃料の噴霧はスワール流によって周方向に流され、その後に噴射されるメイン噴射での噴霧（スワール流の下流側に位置する噴孔から噴射されたメイン噴射での噴霧）に一部が重なることになる。そして、これら各噴霧（パイロット噴射での噴霧とメイン噴射での噴霧）の重なり角度（図１５（ｂ）におけるθoverlap）は、パイロット噴射の終了時点からメイン噴射の開始時点までの燃料噴射停止期間である上記噴射インターバルに応じて変化する。つまり、図１５（ｂ）に示す重なり角度θoverlapとなる噴射インターバルから、噴射インターバルを長くしていけば重なり角度θoverlapは次第に大きくなり、逆に、噴射インターバルを短くしていけば重なり角度θoverlapは次第に小さくなる。
　以下、この噴霧の重なり角度θoverlapの算出手法について説明する。パイロット噴射が実行されてからメイン噴射が実行されるまでの期間中における噴霧の移動角度は以下の式（５）により算出され、また、パイロット噴射とメイン噴射との重なり角度θoverlapは以下の式（６）により算出される。この式（６）におけるθは噴霧角である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　このようにして噴霧の重なり角度θoverlapを算出した後、ステップＳＴ１１に移り、「噴霧内当量比φtotal」を算出する。
　この「噴霧内当量比φtotal」は、以下の式（７）によって算出される。この式（７）におけるφspはメイン噴射で噴射された燃料による当量比であり、Ｖspはメイン噴射で噴射された燃料により生成された混合気の体積である。また、φoverlapは噴霧の重なり領域の当量比であり、体積Ｖoverlapは噴霧の重なり領域の体積である。つまり、この式（７）における分母はメイン噴射での噴霧体積（一部にパイロット噴射での噴霧との重なり領域を含んでいる）であり、分子はその噴霧体積中に存在する燃料量（一部にパイロット噴射で噴射された燃料を含んでいる）となっている。尚、式（８）は上記噴霧の重なり領域の当量比φoverlapを算出する式であり、式（９）は上記噴霧の重なり領域の体積Ｖoverlapを算出する式である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　このようにして「噴霧内当量比φtotal」を算出した後、ステップＳＴ１２に移り、この「噴霧内当量比」と予め設定された「目標当量比」との比較を行う。この「目標当量比」は、燃焼室３内での燃焼時にスモーク発生量及びＨＣ発生量が共に規制の範囲内となるように設定される。
　図１６は、この「目標当量比」を設定するためのマップ（目標当量比マップ）であって、予め、実験やシミュレーションにより作成されて上記ＲＯＭ１０２に記憶されている。この目標当量比マップに、現在のエンジン回転数及び現在の燃料噴射量（燃焼行程を迎えている気筒に対するメイン噴射での燃料噴射量）を当て嵌めることにより「目標当量比」が取得される。この「目標当量比」は、エンジン回転数が低いほど、また、燃料噴射量が少ないほど低く設定され、エンジン回転数が高いほど、また、燃料噴射量が多いほど高く設定されるようになっている。
　上記ステップＳＴ１２において「噴霧内当量比」が「目標当量比」に一致しておらずＮＯ判定された場合には、ステップＳＴ１３に移り、その偏差（噴霧内当量比と目標当量比との偏差）に応じて噴射インターバルを補正し、その補正後の噴射インターバルでパイロット噴射及びメイン噴射を実行する。つまり、図１５（ｂ）に示す状態において、上記偏差が大きいほど噴射インターバルの補正量を大きく設定することになる。具体的には、「噴霧内当量比」が「目標当量比」に対して低い場合には、その偏差が大きいほど噴射インターバルを長くして噴霧重なり角度を大きくする。これによりＨＣ発生量を抑制する。逆に、「噴霧内当量比」が「目標当量比」に対して高い場合には、その偏差が大きいほど噴射インターバルを短くして噴霧重なり角度を小さくする。これによりスモーク発生量を抑制する。
　図１７は、エンジン１の高負荷運転時における噴射インターバルとスモーク発生量との関係を示す図である。例えば、噴射インターバルが図中のＩａにあって、「噴霧内当量比」が「目標当量比」に対して高いためにスモーク発生量が比較的多い場合には、例えば噴射インターバルを図中のＩｂに変更する（噴射インターバルを短くする）。これにより、噴霧重なり角度を小さくして「噴霧内当量比」を「目標当量比」に一致させ、スモーク発生量を低減させる。また、噴射インターバルを図中のＩｃに変更した場合（噴射インターバルを長くした場合）にもスモーク発生量を低減させることが可能である。この場合、スワール流により移動したパイロット噴霧が、スワール流の下流側に位置する噴孔の前を通過した後にメイン噴射が実行されることになり、このパイロット噴射での噴霧のスワール流れ方向の上流側領域がメイン噴射での噴霧と重なり合う状態となる。
　また、図１８は、エンジン１の低負荷運転時における噴射インターバルとＨＣ発生量との関係を示す図である。例えば、噴射インターバルが図中のＩｄにあって、「噴霧内当量比」が「目標当量比」に対して低いためにＨＣ発生量が比較的多い場合には、例えば噴射インターバルを図中のＩｅに変更する（噴射インターバルを長くする）ことにより、噴霧重なり角度を大きくして「噴霧内当量比」を「目標当量比」に一致させ、ＨＣ発生量を低減させる。また、噴射インターバルを図中のＩｆに変更した場合（噴射インターバルを更に長くした場合）にもＨＣ発生量を低減させることが可能である。この場合、スワール流により移動したパイロット噴霧が、スワール流の下流側に位置する噴孔（下流側で隣り合う噴孔）の前を通過し、更にスワール流の下流側に位置する噴孔から噴射されたメイン噴射での噴霧と重なり合う状態となる。
　尚、これら図１７及び図１８においてスモーク発生量やＨＣ発生量が周期的に変化する理由は、上記噴射インターバルを変化させることで、メイン噴射での噴霧に対して、スワール流れ方向の上流側に位置する噴孔のうち上流側の１つ目の噴孔から噴射されたパイロット噴射での噴霧が重なり合う状態となったり、上流側の２つ目の噴孔から噴射されたパイロット噴射での噴霧が重なり合う状態となったりするためである。
　以上のような噴射インターバル制御により、上記「噴霧内当量比」を「目標当量比」に一致させることができ、環境変化や運転過渡等に起因して燃焼状態量が変化した場合であっても適切な「噴霧内当量比」を得ることが可能となり、エンジン１の運転状態の急速な変化が生じた場合であっても排気エミッションの悪化を防止することができ、良好な排気エミッションを維持することが可能となる。
　また、本実施形態では、適正な当量比を得るための制御の応答性を高くすることができ、且つ高い精度で当量比を調整することができる。特に、従来例では、ＰＭセンサ等の出力に基づいて当量比をフィードバック制御していた。この場合、低温時には失火を回避するためにパイロット噴射量やメイン噴射量を増量することになるが、噴霧同士の重なり角度が適切に得られていない状態で増量しているため、燃料消費率の悪化や排気エミッションの悪化が懸念される状況となっていた。本実施形態では噴霧同士の重なり角度が適切に得られるため、必要最小限の増量で済み、燃料消費率の改善及び排気エミッションの改善を図ることができる。
　（第２実施形態の変形例）
　次に、第２実施形態の変形例について説明する。本例も、特定した「噴射時期代表クランク角度」及び「噴霧代表位置」での「代表スワール速度」を認識した上で、燃料噴射インターバル（パイロット噴射の終了時点からメイン噴射の開始時点までの燃料噴射停止期間）の制御を行うものである。
　図１９は、本例における噴射インターバル制御の手順を示すフローチャートである。このフローチャートは、エンジン１の始動後、所定時間（例えば数ｍｓｅｃ）毎に繰り返して実行される。
　この図１９に示すフローチャートのステップＳＴ１～ステップＳＴ３及びステップＳＴ１０～ステップＳＴ１３の動作は上述した第２実施形態におけるフローチャート（図１４）におけるステップＳＴ１～ステップＳＴ３及びステップＳＴ１０～ステップＳＴ１３の動作と同様にして行われるため、ここでの説明は省略する。
　上記ステップＳＴ１１において「噴霧内当量比」を算出した後、ステップＳＴ２０に移り、上記ステップＳＴ１０で算出された噴霧重なり角度と予め設定された噴霧重なり角度上限との比較を行う。この噴霧重なり角度上限は、燃焼室３内での燃焼時にスモーク発生量を規制の範囲内とするための許容限界値である。また、エンジン１の運転状態に応じて噴霧重なり角度上限を変更する場合には、エンジン回転数及び燃料噴射量に応じて噴霧重なり角度上限を取得する噴霧重なり角度上限マップ（図示省略）を予め上記ＲＯＭ１０２に記憶しておき、この噴霧重なり角度上限マップから噴霧重なり角度上限を取得するようにする。
　上記噴霧重なり角度が噴霧重なり角度上限未満であり、ステップＳＴ２０でＹＥＳ判定された場合には、ステップＳＴ１２に移り、上述した「噴霧内当量比」と「目標当量比」との比較動作に移行する一方、噴霧重なり角度が噴霧重なり角度上限以上であり、ステップＳＴ２０でＮＯ判定された場合にはステップＳＴ２１に移り、噴射インターバルを所定量だけ増大してステップＳＴ１０に戻る。つまり、噴射インターバルを大きくすることで噴霧重なり角度を小さくするようにしてステップＳＴ１０に戻る。尚、噴射インターバルを小さくすることで噴霧重なり角度を小さくするようにしてもよい。
　このような動作を繰り返すことにより、噴霧重なり角度を噴霧重なり角度上限未満にしてスモーク発生量を規制範囲内に抑えながら、上記「噴霧内当量比」を「目標当量比」に一致させて、環境変化や運転過渡等に起因して燃焼状態量が変化した場合であっても適切な「噴霧内当量比」を得ることを可能にしている。
　－他の実施形態－
　以上説明した実施形態では、自動車に搭載される直列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、自動車用に限らず、その他の用途に使用されるエンジンにも適用可能である。また、気筒数やエンジン形式（直列型エンジン、Ｖ型エンジン、水平対向型エンジン等の別）についても特に限定されるものではない。
　また、第１実施形態に係るスワール速度制御において、上述したスワールコントロールバルブ６６の開度調整に代えて、または、それに加えてＶＶＴ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｖａｌｖｅ　Ｔｉｍｉｎｇ）機構（スワール速度可変機構）による吸気バルブ１６の開弁時期の調整を行うようにしてもよい。つまり、「実代表スワール速度」が「目標代表スワール速度」に比べて低い場合には、その偏差が大きいほど吸気バルブ１６の開弁時期を遅角させて吸気流速を高く設定するものである。
　また、上記第２実施形態及びその変形例においても、上記第１実施形態の場合と同様に、「代表スワール速度」を温度補正することで「実代表スワール速度」を算出し、この「実代表スワール速度」に基づいて（上記式（６）により）からパイロット噴射とメイン噴射との重なり角度θoverlapを算出するようにしてもよい。
　また、上記「代表スワール速度」を補正して「実代表スワール速度」を算出する際の補正パラメータとしては温度に限らず、他の補正パラメータとしてもよい。例えば、筒内の圧力、ガス（空気）量、酸素濃度等に応じた補正により「実代表スワール速度」を算出するものである。これらの筒内状態量は、上述した各種センサのセンシング値から推定する。また、エンジン１の運転状態から推定するようにしてもよい。
　更に、上記第２実施形態及びその変形例では、パイロット噴射とメイン噴射との噴霧重なり角度を噴射インターバルの制御によって調整するものとした。本発明は、これに限らず、複数回に亘ってメイン噴射（分割メイン噴射）を実行する場合に、これらメイン噴射同士の噴霧重なり角度を噴射インターバルの制御によって調整するものや、メイン噴射とアフタ噴射との噴霧重なり角度を噴射インターバルの制御によって調整するものに対しても適用が可能である。
　また、上述した実施形態では、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。
　加えて、上記実施形態では、マニバータ７７として、ＮＳＲ触媒７５及びＤＰＮＲ触媒７６を備えたものとしたが、ＮＳＲ触媒７５及びＤＰＦ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ　Ｆｉｌｔｅｒ）を備えたものとしてもよい。
　本発明は、自動車に搭載されるコモンレール式筒内直噴型多気筒ディーゼルエンジンにおいてスワール流の利用範囲の拡大を図るための制御に適用可能である。
１　　　　エンジン（内燃機関）
１５ａ　   吸気ポート
３　　　　燃焼室
２３　　　インジェクタ（燃料噴射弁）
６６　　　スワールコントロールバルブ（スワール速度可変機構）

Claims (10)

  1. 　スワール流の発生している筒内に向けて燃料噴射弁から燃料噴射を行い、その燃料の自着火による燃焼を行う圧縮自着火式内燃機関の制御装置において、
    　内燃機関運転状態に応じて、スワール速度の算出を行うべきタイミングを特定する代表タイミング特定手段と、
    　内燃機関運転状態に応じて、スワール速度の算出を行うべき筒内位置を特定する代表位置特定手段と、
    　上記特定された代表タイミング及び代表位置でのスワール速度を算出するスワール速度算出手段と、
    　上記スワール速度算出手段によって算出されたスワール速度に基づいて内燃機関制御パラメータの調整を行う制御パラメータ調整手段とを備えていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記スワール速度を可変とするスワール速度可変機構が備えられ、
    　上記制御パラメータ調整手段は、上記スワール速度算出手段によって算出されたスワール速度が、予め設定された目標スワール速度に一致するように上記スワール速度可変機構を制御するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  3. 　請求項２記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記スワール速度可変機構は吸気系に設けられたスワールコントロールバルブまたは吸気バルブのバルブタイミング可変機構であることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  4. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記制御パラメータ調整手段は、インターバルを存して多段噴射される燃料噴射弁からの燃料の噴霧同士の重なり領域における当量比が、予め設定された目標当量比に一致するように上記多段噴射される燃料の噴射インターバルを制御するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  5. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記代表タイミング特定手段は、内燃機関の負荷が高いほど、燃料噴射弁からの燃料噴射期間における遅角側をスワール速度の算出を行うべきタイミングとして特定するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  6. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記代表位置特定手段は、内燃機関の負荷が高いほど、噴霧長さ方向の先端から離れた噴霧長手方向中央位置側をスワール速度の算出を行うべき筒内位置として特定するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  7. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記スワール速度算出手段は、上記特定された代表タイミング及び代表位置での代表スワール速度に対して、筒内状態量に応じた補正動作を行うことによりスワール速度を算出するよう構成されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  8. 　請求項２記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記目標スワール速度は、内燃機関運転状態に応じて求められた基準目標スワール速度に対し、筒内状態量に応じた補正動作が行われることで求められることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  9. 　請求項７または８記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記筒内状態量は、筒内温度、筒内圧力、筒内ガス量、筒内酸素濃度のうちの少なくとも一つであることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  10. 　請求項４記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記目標当量比は、内燃機関運転状態に応じて求められることを特徴とする内燃機関の制御装置。
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