WO2012046312A1 - 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置 - Google Patents

内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2012046312A1
WO2012046312A1 PCT/JP2010/067548 JP2010067548W WO2012046312A1 WO 2012046312 A1 WO2012046312 A1 WO 2012046312A1 JP 2010067548 W JP2010067548 W JP 2010067548W WO 2012046312 A1 WO2012046312 A1 WO 2012046312A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
delay period
ignition delay
fuel
spray
ignition
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/067548
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
長谷川　亮
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by トヨタ自動車株式会社 filed Critical トヨタ自動車株式会社
Priority to US13/878,130 priority Critical patent/US20130192561A1/en
Priority to JP2012537517A priority patent/JP5392418B2/ja
Priority to PCT/JP2010/067548 priority patent/WO2012046312A1/ja
Priority to CN201080069429.6A priority patent/CN103140661B/zh
Priority to EP10858120.8A priority patent/EP2626540A1/en
Publication of WO2012046312A1 publication Critical patent/WO2012046312A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/04—Introducing corrections for particular operating conditions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/04—Introducing corrections for particular operating conditions
    • F02D41/047—Taking into account fuel evaporation or wall wetting
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/402—Multiple injections
    • F02D41/403—Multiple injections with pilot injections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • F02D35/023—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining the cylinder pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • F02D35/025—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining temperatures inside the cylinder, e.g. combustion temperatures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • F02D35/028—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining the combustion timing or phasing
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to an apparatus for estimating an ignition delay period of a compression ignition type internal combustion engine represented by a diesel engine, and an apparatus for controlling an ignition timing by optimizing the ignition delay period.
  • the present invention relates to a measure for improving the estimation accuracy of the ignition delay period.
  • combustion of a diesel engine mounted on an automobile or the like is mainly formed by premixed combustion and diffusion combustion. Specifically, when fuel injection from the injector into the combustion chamber is started, first, a combustible mixture is generated by vaporization and diffusion of fuel (ignition delay period). Next, this combustible air-fuel mixture self-ignites almost simultaneously in several places in the combustion chamber, and the combustion proceeds rapidly (premixed combustion). Then, the fuel injection is continued into the combustion chamber whose temperature has been sufficiently raised by the premixed combustion, or the diffusion combustion is performed by starting the fuel injection after a predetermined interval (fuel injection stop period). Thereafter, since unburned fuel exists even after the fuel injection is completed, heat generation is continued for a while (afterburn period).
  • the ignition delay of the air-fuel mixture in a diesel engine includes physical ignition delay and chemical ignition delay.
  • the physical ignition delay is the time required for evaporation and mixing of fuel droplets.
  • chemical ignition delay is the time required for chemical bonding and decomposition of fuel vapor and oxidation heat generation.
  • an ignition delay period is estimated based on the compression end temperature and compression end pressure in the cylinder (combustion chamber temperature and pressure in the combustion chamber when the piston reaches compression top dead center), and this ignition delay is estimated. It is disclosed that the fuel injection period is controlled according to the period.
  • Patent Document 2 it is estimated that the ignition delay period of the pilot-injected fuel becomes long at extremely low temperatures, and the combustion timing of the pilot-injected fuel is determined by advancing the injection timing of the pilot injection. It is disclosed to optimize.
  • Patent Document 3 when the maximum heat generation rate is lower than that of the reference cetane number fuel, it is estimated that the ignition delay period of the main injection becomes longer, and the pilot injection amount is increased, It is disclosed that the ignitability of the main injection fuel is improved and the ignition delay period of the main injection is shortened.
  • the technologies disclosed in the above patent documents recognize environmental conditions around the combustion field (parameters that indirectly affect the combustion field) such as in-cylinder temperature, in-cylinder pressure, and outside air temperature. Since the ignition delay period was only estimated, the actual spray state in the combustion field (whether or not the conditions that can be ignited in the combustion field are satisfied) is not directly estimated. It could not be said that the estimation of the period was sufficiently reliable. For example, even if the in-cylinder temperature and in-cylinder pressure are recognized with high accuracy, the physical ignition delay period will change if the intake air volume, swirl speed, gas composition, etc. are different. It was difficult to estimate the period.
  • the present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to estimate the ignition delay period of the air-fuel mixture with high accuracy and to contribute to the optimization of the ignition delay period.
  • the object is to provide a period estimation device and an ignition timing control device that appropriately controls the ignition delay period estimated by the ignition delay period estimation device.
  • the solution principle of the present invention taken in order to achieve the above object is to estimate the ignition delay period of the air-fuel mixture based on the equivalence ratio in the fuel spray, so that the presence or absence of ignition of the air-fuel mixture in the combustion field
  • the ignition delay period is estimated by directly recognizing the conditions that affect the ignition, and the reliability of the estimation of the ignition delay period is improved. Further, the deviation from the target ignition timing is recognized with respect to this highly reliable ignition delay period, and the ignition timing of the air-fuel mixture is made to coincide with the target ignition timing by optimizing the ignition delay period.
  • the present invention is premised on an ignition delay period estimation device for an internal combustion engine that estimates an ignition delay period of fuel injected from a fuel injection valve into a combustion chamber.
  • the internal combustion engine ignition delay period estimation device is provided with physical ignition delay period calculation means, chemical ignition delay period calculation means, and total ignition delay period calculation means.
  • the physical ignition delay period calculating means calculates a physical ignition delay period based on an equivalence ratio during spraying of the fuel injected from the fuel injection valve.
  • the chemical ignition delay period calculating means calculates the chemical ignition delay period based on the environmental conditions in the combustion chamber when the equivalent ratio in the spray of the fuel injected from the fuel injection valve reaches a predetermined equivalent ratio. To do.
  • the total ignition delay period calculating means calculates a total ignition delay period of the fuel based on the calculated physical ignition delay period and the chemical ignition delay period.
  • the physical ignition delay period and the chemical ignition delay period are both calculated based on the equivalent ratio in the fuel spray or on the basis of the equivalent ratio in the spray.
  • the spray state an index indicating the ease of ignition
  • the ignition delay period is estimated.
  • the physical ignition delay period and the chemical ignition delay period can be estimated with high accuracy even when environmental changes or operation transients occur, and as a result, the total ignition delay period can be estimated with high accuracy. It is possible to estimate.
  • the physical ignition delay period calculation operation by the physical ignition delay period calculation means is based on the time when fuel is injected from the fuel injection valve, and the equivalence ratio during spraying of this fuel can be ignited.
  • the period from when the in-spray combustible equivalent ratio is exceeded to the time when the in-spray combustible equivalent ratio falls below the in-spray combustible equivalent ratio is calculated as the physical ignition delay period.
  • the calculation operation of the chemical ignition delay period by the chemical ignition delay period calculating means is specifically, fuel is injected from the fuel injection valve, and the equivalence ratio in the spray of the fuel can be ignited.
  • the chemical ignition delay period is calculated based on the temperature and pressure in the combustion chamber when the equivalence ratio is reached.
  • the total ignition delay period can be estimated with high accuracy, which can be used to optimize the ignition delay period.
  • the equivalent ratio in the spray of the fuel injected from the fuel injection valve has reached the in-spray combustible equivalent ratio and the fuel has ignited. Is not ignited, the amount of fuel injection is increased so that the equivalent ratio in the spray reaches the in-spray combustible equivalent ratio, and then the physical ignition delay is calculated by the physical ignition delay period calculating means. The period is calculated.
  • the fuel injection amount is corrected to increase so that the fuel vapor amount reaches the required minimum combustible vapor amount, and then the physical ignition delay period calculating means is used. The physical ignition delay period is calculated.
  • the fuel spray can be reliably ignited, and then the physical ignition delay period and the chemical ignition delay period are calculated. This makes it possible to reliably obtain a situation where the estimation operation of the physical ignition delay period and the estimation operation of the chemical ignition delay period according to the present invention can be performed.
  • the total ignition delay period is calculated for the internal combustion engine in which at least main injection and sub-injection performed prior to the main injection can be performed as fuel injection from the fuel injection valve into the combustion chamber.
  • the means calculates the total ignition delay period of fuel with respect to the execution of the sub-injection.
  • An ignition timing control device that controls the ignition timing based on the total ignition delay period estimated as described above is also within the scope of the technical idea of the present invention. That is, as the estimated total ignition delay period is longer than the target total ignition delay period, the combustion chamber temperature correction means for setting the temperature in the combustion chamber higher by controlling the control parameter capable of adjusting the temperature in the combustion chamber. It is set as the structure provided.
  • the control parameter capable of adjusting the temperature in the combustion chamber includes the temperature of exhaust gas recirculated from the exhaust system to the intake system, and the estimated total ignition delay period is longer than the target total ignition delay period.
  • the temperature of the exhaust gas recirculated from the exhaust system to the intake system is set higher.
  • the control parameter capable of adjusting the temperature in the combustion chamber also includes the closing timing of the intake valve.
  • the valve timing is shifted to the bottom dead center side of the piston to increase the actual compression ratio.
  • the oxygen concentration correction in the combustion chamber is set such that the oxygen concentration in the combustion chamber is set higher by controlling the control parameter capable of adjusting the oxygen concentration in the combustion chamber as the estimated total ignition delay period is longer than the target total ignition delay period. It is set as the structure provided with the means.
  • the control parameter capable of adjusting the oxygen concentration in the combustion chamber includes the recirculation amount of exhaust gas recirculated from the exhaust system to the intake system, and the estimated total ignition delay period is the target total ignition. The longer the delay period is, the smaller the recirculation amount of the exhaust gas recirculated from the exhaust system to the intake system is set.
  • the ignition delay period of the air-fuel mixture is estimated based on the equivalence ratio in the fuel spray, thereby directly recognizing the conditions that determine the presence or absence of ignition of the air-fuel mixture in the combustion field. It is possible to improve the reliability of the estimation of the ignition delay period. Further, by controlling the ignition timing based on the highly reliable estimation result of the ignition delay period, it is possible to optimize the ignition timing and improve exhaust emission.
  • 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 diagram showing an EGR mode map.
  • FIG. 5 is a schematic diagram of an intake / exhaust system and a combustion chamber for explaining an outline of combustion modes in the combustion chamber.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view showing the combustion chamber and its periphery during fuel injection.
  • FIG. 7 is a plan view of the combustion chamber during fuel injection.
  • FIG. 8 is a flowchart showing the procedure of the physical ignition delay period estimation operation.
  • FIG. 8 is a flowchart showing the procedure of the physical ignition delay period estimation operation.
  • FIG. 9 is a diagram showing a change in the equivalence ratio in the spray after the start of pilot injection.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating a necessary minimum combustible vapor amount map for obtaining the necessary minimum combustible vapor amount.
  • FIG. 11 is a diagram for explaining a period during which a combustible equivalent ratio is ensured after the start of pilot injection and a fuel evaporation amount.
  • FIG. 12 shows the change in the equivalence ratio in the spray after the start of the pilot injection, and shows the change in the equivalence ratio in the spray before the increase in the pilot injection amount and the change in the equivalence ratio in the spray after the increase in the pilot injection amount. It is.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating a necessary minimum combustible vapor amount map for obtaining the necessary minimum combustible vapor amount.
  • FIG. 11 is a diagram for explaining a period during which a combustible equivalent ratio is ensure
  • FIG. 13 is a flowchart showing a procedure of ignition timing control including a chemical ignition delay period estimation operation.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining a physical ignition delay period and a chemical ignition delay period after execution of pilot injection.
  • FIG. 15 is a diagram showing a reference target ignition delay period map for obtaining a reference target ignition delay period based on the engine speed and the fuel injection amount.
  • 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 connected to an intake system 6 and an exhaust system 7 to recirculate a part of the exhaust gas from the exhaust system 7 to the intake system 6, thereby reducing the combustion temperature, thereby reducing the amount of NOx generated.
  • An exhaust gas recirculation device 8 is provided for reduction.
  • the exhaust gas recirculation device 8 includes a low-pressure EGR passage 81 that connects an exhaust pipe 74 downstream of the maniverter 77, that is, downstream of the turbine wheel 52, and an intake pipe 64 upstream of the compressor wheel 53, and an exhaust passage upstream of the turbine wheel 52. (For example, an exhaust manifold 72) and a high-pressure EGR passage 82 connecting the intake pipe 64 downstream of the intercooler 61, that is, downstream of the compressor wheel 53.
  • the low-pressure EGR passage 81 has a flow rate of an EGR cooler 83 for cooling the exhaust gas and exhaust gas recirculated to the intake pipe 64 through the low-pressure EGR passage 81 (hereinafter also referred to as low-pressure EGR gas). And a low pressure EGR valve 84 for adjusting the pressure.
  • the high pressure EGR passage 82 is provided with a high pressure EGR valve 85 for adjusting the flow rate of exhaust gas recirculated to the intake pipe 64 through the high pressure EGR passage 82 (hereinafter also referred to as high pressure EGR gas). It has been.
  • EGR gas when it is not necessary to distinguish between the low pressure EGR gas and the high pressure EGR gas, they are simply referred to as EGR gas.
  • valve system of the engine 1 is provided with a VVT (Variable Valve Timing) mechanism, and the opening / closing timing of the intake valve 16 can be adjusted. Since the configuration of this VVT mechanism is well known (see, for example, JP 2010-116816 A and JP 2010-180748 A), description thereof is omitted here.
  • VVT Variable Valve Timing
  • 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 output interface 106 is connected to the supply pump 21, the injector 23, the fuel addition valve 26, the throttle valve 62, the swirl control valve 66, the low pressure EGR valve 84, the high pressure EGR valve 85, the VVT mechanism 67, and the like. Yes.
  • 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 each of the EGR valves 84 and 85 provided in the exhaust gas recirculation device 8 according to the operating state of the engine 1, and the exhaust gas recirculation amount (EGR gas amount) toward the intake system. adjust.
  • a plurality of types of EGR modes for returning the exhaust gas from the exhaust system to the intake system are set corresponding to the operating state of the engine 1.
  • the EGR mode includes a low pressure loop (LPL) mode as a low pressure EGR mode that recirculates exhaust gas to the intake pipe 64 only through the low pressure EGR passage 81, and exhaust gas to the intake pipe 64 only through the high pressure EGR passage 82.
  • LPL low pressure loop
  • a high pressure loop (HPL) mode as a high-pressure EGR mode that recirculates
  • an MPL mode as a mixed EGR mode that recirculates exhaust gas to the intake pipe 64 via both the low-pressure EGR passage 81 and the high-pressure EGR passage 82 Is set.
  • FIG. 4 is an EGR mode map showing an example of a correspondence relationship between each EGR mode and the operating state of the engine 1.
  • the ECU 100 refers to this EGR mode map and selects any one of the EGR mode of the LPL mode, the MPL mode, or the HPL mode according to the engine speed and the engine load. To do. Further, the EGR mode is switched according to a change in the operating state of the engine 1.
  • the LPL mode is executed by maintaining the high pressure EGR valve 85 in a fully closed state and adjusting the opening of the low pressure EGR valve 84.
  • the HPL mode is executed by keeping the low pressure EGR valve 84 fully closed and adjusting the opening of the high pressure EGR valve 85.
  • the MPL mode is executed by adjusting the opening degrees of both the low pressure EGR valve 84 and the high pressure EGR valve 85.
  • the opening degree of each of the low pressure EGR valve 84 and the high pressure EGR valve 85 in each EGR mode is adjusted to an appropriate value by the ECU 100 according to the operating state of the engine 1.
  • the EGR mode map is created in advance by experiments, simulations, or the like.
  • the ECU 100 executes the opening degree control of the swirl control valve 66.
  • 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.
  • 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. 5 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 the EGR valve (in FIG. 5, only the high-pressure EGR valve 85 is shown).
  • EGR gas sucked from the EGR passage (only the high-pressure EGR passage 82 is shown in FIG. 5) when the valve is opened.
  • 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 (that is, the EGR rate) is appropriately controlled by the ECU 100 according to the operating state. It changes according to the opening degree (for example, high pressure EGR valve 85).
  • 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. 5) is lowered through 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. 6 is a cross-sectional view showing the combustion chamber 3 and its peripheral part at the time of this fuel injection, and FIG.
  • 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. Further, since fuel injection from each nozzle hole (the pilot injection and the 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 this embodiment is to optimize the ignition delay period based on the operation for estimating the ignition delay period of the mixture generated by the fuel injected by the pilot injection and the estimated ignition delay period.
  • the operation is to control the ignition timing.
  • the ignition delay of the air-fuel mixture includes a physical ignition delay and a chemical ignition delay.
  • the physical ignition delay is the time required for evaporation and mixing of fuel droplets.
  • chemical ignition delay is the time required for chemical bonding and decomposition of fuel vapor and oxidation heat generation.
  • the physical ignition delay period and the chemical ignition delay period are calculated with high accuracy, respectively, and the “total ignition delay period” obtained based on these ignition delay periods is an appropriate ignition delay period (hereinafter referred to as “target ignition delay period”).
  • the control parameter of the engine 1 is controlled so that it may be referred to as “ignition delay period” (a method for setting this “target ignition delay period” will be described later).
  • the physical ignition delay is a value (hereinafter, referred to as “equivalent ratio in spray”) that can be ignited from the time when the pilot injection is started in the spray of fuel injected by the pilot injection. (Referred to as “combustible equivalent ratio in spray”), and the amount of combustible steam in the spray (hereinafter referred to as “combustible steam amount in spray”) can be ignited (hereinafter referred to as “minimum required combustible steam amount”).
  • the “amount of combustible vapor in spray” refers to the volume of a region in which an equivalent ratio exceeding the “combustible equivalent ratio in spray” is obtained during fuel spraying.
  • FIG. 8 is a flowchart showing the procedure of the operation for estimating the physical ignition delay period. This flowchart is repeatedly executed every predetermined time (for example, several msec) after the engine 1 is started.
  • step ST1 extraction of the equivalence ratio in the spray for each crank angle in the previous cycle is performed. This is for each crank angle in a predetermined period (for example, a period from the start of the pilot injection to the start of the main injection) after the execution of the pilot injection of the cylinder that has reached the combustion stroke just before the cylinder that reaches the current combustion stroke. This is done by extracting the equivalence ratio in the spray which has been calculated and stored in the RAM 103. It should be noted that the equivalence ratio in the spray for each crank angle in a predetermined period after the execution of the pilot injection in the previous combustion stroke of the cylinder that reaches the current combustion stroke (at the previous combustion stroke of the same cylinder) may be extracted.
  • a predetermined period for example, a period from the start of the pilot injection to the start of the main injection
  • Equation (1) and (2) is a calculation formula of the spray length L sp of fuel injected in the pilot injection, is well known, called "Formula Guangan".
  • Equation (3) is a formula for calculating the spray angle ⁇ sp of fuel injected by pilot injection.
  • Formula (4) is a formula for calculating the spray volume Vsp .
  • step ST1 data of the equivalence ratio in the spray for each crank angle is extracted.
  • step ST2 After extracting the equivalent ratio in the spray for each crank angle in the previous cycle in this way, the process proceeds to step ST2, and the value of the in-spray equivalent ratio information exceeds the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg . Determine if something exists.
  • This in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg is the ratio of the fuel mixture injected in the pilot injection when the equivalent ratio in the spray of fuel injected in the pilot injection exceeds the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg . It is set as a value that enables ignition, for example, “0.7”. This value is not limited to this, and is experimentally set according to the fuel property (for example, cetane number).
  • FIG. 9 is a diagram showing a change in the equivalence ratio in the spray after the start of pilot injection.
  • the fuel spray diffuses in the combustion chamber 3, and the fuel droplets present in the spray gradually evaporate.
  • the fuel droplets that have not contributed to the in-spray equivalent ratio evaporate, so that the in-spray equivalent ratio increases rapidly.
  • the equivalence ratio in the spray decreases as the fuel evaporation rate decreases and the spray volume increases (spray diffusion). For this reason, this equivalence ratio in spray becomes the highest at the timing when the value turns from increase to decrease.
  • a waveform A indicated by a broken line in FIG. 9 shows an example of a change in the equivalence ratio in the spray when there is no equivalence ratio in the spray exceeding the combustible equivalence ratio ⁇ trg in the spray for each crank angle in the previous cycle.
  • a waveform B indicated by a solid line in FIG. 9 is an example of a change in the equivalent ratio in the spray when the equivalent ratio in the spray exceeds the combustible equivalent ratio ⁇ trg in the spray for each crank angle in the previous cycle. Is shown.
  • step ST2 Move on to ST4.
  • step ST3 the pilot injection amount increase correction is performed in the fuel injection in this cycle.
  • the pilot injection period is extended.
  • the increase correction amount is the highest in-spray equivalent ratio value (hereinafter referred to as the “maximum in-spray equivalent ratio”) among the in-spray equivalent ratio for each crank angle in the previous cycle.
  • step ST4 the fuel evaporation amount (combustible vapor amount in spray) in the previous cycle is extracted. This is calculated in a predetermined period (for example, a period from the start of the pilot injection to the start of the main injection) after the execution of the pilot injection of the cylinder that has reached the combustion stroke immediately before the cylinder that reaches the current combustion stroke. This is performed by extracting the fuel evaporation amount stored in the RAM 103. It should be noted that the fuel evaporation amount in a predetermined period after the execution of pilot injection in the previous combustion stroke of the cylinder that reaches the current combustion stroke (during the previous combustion stroke of the same cylinder) may be extracted.
  • a predetermined period for example, a period from the start of the pilot injection to the start of the main injection
  • fuel is obtained by the following equations (5) to (7) for each crank angle of the engine 1 (for example, every time the crank angle advances by 1 ° CA) in the combustion stroke, based on an experiment in the performance experiment apparatus for the engine 1.
  • Evaporation rate (dm v / dt) is calculated.
  • a fuel evaporation rate steady map is created by mapping the calculated fuel evaporation rate for each crank angle, and according to the environmental conditions, operating conditions, etc. of the engine 1 with respect to this fuel evaporation rate steady map
  • the evaporation rate for each crank angle may be calculated by multiplying the correction coefficient (the correction coefficient corresponding to the actually measured or estimated in-cylinder pressure and the correction coefficient corresponding to the actually measured or estimated in-cylinder temperature). Good.
  • the swirl speed V sw and the squish speed V sq in the above formula (6) are values determined according to the engine shape (particularly the shape of the combustion chamber 3) and the engine speed. Further, the swirl speed V sw in this case is, for example, a swirl speed around the outer peripheral edge in the combustion chamber 3.
  • the constant A is a value determined in advance for each type of engine 1 through experiments or the like.
  • the kinematic viscosity coefficient of the air-fuel mixture is a value that depends on temperature.
  • step ST5 it is determined whether or not the fuel evaporation amount exceeds the necessary minimum combustible vapor amount M.
  • the required minimum combustible vapor amount M is a value that enables ignition of the air-fuel mixture when the amount of combustible vapor in the spray during the spraying of fuel injected by pilot injection exceeds the required minimum combustible vapor amount M.
  • FIG. 10 is a necessary minimum combustible vapor amount map which is referred to when setting the necessary minimum combustible vapor amount M. The map is created in advance by experiments and simulations and stored in the ROM 102.
  • the necessary minimum combustible vapor amount M is obtained. To be acquired.
  • the necessary minimum combustible vapor amount M is set to a smaller value as the engine speed is lower and as the fuel injection amount is smaller.
  • FIG. 11 is a diagram showing a change in the equivalence ratio in the spray after the start of pilot injection, and the hatched area corresponds to the amount of combustible steam in the spray during the spraying of the fuel. If the in-spray combustible vapor amount exceeds the necessary minimum combustible vapor amount M and it is determined YES in step ST5, the process proceeds to step ST7.
  • step ST6 the process proceeds to step ST6, and the pilot injection amount increase correction is performed in the fuel injection in this cycle.
  • the pilot injection period is extended as a specific operation for correcting the increase in the pilot injection amount.
  • the increase correction amount extension period of the pilot injection period
  • the calculated in-spray combustible steam amount and the required minimum combustible steam amount M are compared, and the increase correction amount is set according to the deviation. .
  • the larger the deviation the smaller the actual in-spray combustible steam amount relative to the necessary minimum combustible steam amount M
  • the larger the increase correction amount is set.
  • step ST7 where the physical ignition delay is calculated.
  • this physical ignition delay is performed until the equivalence ratio in the spray reaches the combustible equivalent ratio ⁇ trg after the pilot injection is started, and thereafter, until the equivalence ratio in the spray decreases to the combustible equivalent ratio ⁇ trg. It is calculated as the sum of the periods. For example, in the case of the change in the equivalence ratio in the spray as shown in FIG. 11, the period from when the pilot injection is started until the equivalence ratio in the spray reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg is ta in the figure.
  • the period until the in-spray equivalent ratio falls to the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg is tb in the figure, and the sum (ta + tb) of these is calculated as the physical ignition delay period. .
  • an increase correction of the pilot injection amount in the above-described step ST3 an increase correction associated with the fact that there is no in-spray equivalence ratio exceeding the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg in each crank angle
  • step The physical ignition delay period in FIG. 12 when the increase correction of the pilot injection amount in ST6 increase correction when the combustible vapor amount in the spray does not exceed the required minimum combustible vapor amount M) is performed together. If it demonstrates using the change of an equivalence ratio, first, the equivalence ratio in a spray will change as shown by the broken line in a figure by the increase correction of the pilot injection quantity in step ST3.
  • the physical ignition delay period is the sum of the period ta and the period tb ′ in the figure (ta + tb ′).
  • the amount of combustible vapor in the spray does not exceed the necessary minimum combustible vapor amount M, it is actually Is not ignited. Thereafter, the in-spray equivalence ratio changes as indicated by the solid line in the figure by increasing the pilot injection amount in step ST6.
  • the period from when the pilot injection is started until the above-mentioned equivalent ratio in spray reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg is ta in the figure, and then the in-spray equivalent ratio becomes the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ .
  • the period until it falls to trg is tc in the figure, and the sum (ta + tc) of these is calculated as the physical ignition delay period. That is, the physical ignition delay period is calculated as a period extended to the retard side by the increase correction of the pilot injection amount in step ST6.
  • an upper limit is set in advance for the in-spray equivalence ratio and the in-spray combustible vapor amount that have increased as the pilot injection amount is corrected to increase in steps ST3 and ST6.
  • the pilot injection amount is corrected to decrease (the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg and the minimum required combustible The amount of steam M is corrected to decrease with the lower limit).
  • This chemical ignition delay is caused by the temperature and pressure in the combustion chamber 3 at the time when the in-spray equivalent ratio of the fuel injected in the pilot injection reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg after the pilot injection is started. (Calculation operation of chemical ignition delay period by chemical ignition delay period calculation means). Then, a total ignition delay period is calculated from the calculated chemical ignition delay and the above-mentioned physical ignition delay (total ignition delay period calculation operation by the total ignition delay period calculating means), and this total ignition delay period is the target.
  • the control parameters of the engine 1 are controlled so as to coincide with the ignition delay period.
  • FIG. 13 is a flowchart showing a procedure of ignition timing control including the chemical ignition delay period estimation operation and the total ignition delay period calculation operation. This flowchart is repeatedly executed every predetermined time (for example, several msec) after the engine 1 is started.
  • step ST11 the temperature in the combustion chamber and the pressure in the combustion chamber when the in-spray equivalent ratio reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg are calculated. Specifically, according to the following formulas (9) to (11), the combustion chamber temperature and the combustion chamber at the time when the in-spray equivalent ratio reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg (for example, “0.7”). Calculate the pressure.
  • Formula (9) is a formula for calculating the combustion chamber temperature Tequ when the in-spray equivalent ratio reaches the in-spray combustible equivalent ratio ⁇ trg
  • the formula (10) is the in-spray equivalent ratio ⁇ in the spray combustible equivalent ratio ⁇ .
  • This is a calculation formula for the pressure P equ in the combustion chamber when trg is reached.
  • “n” in the equations (9) and (10) is a polytropic index and is calculated by the equation (11).
  • the polytropic index n is a function having “gas composition” and “temperature” as variables.
  • Q in this equation (11) is the fuel injection amount
  • A is a correction coefficient obtained experimentally.
  • step ST12 the chemical formula is expressed by the following equation (12).
  • An ignition delay period ⁇ c is calculated. This equation (12) is called the “Arrhenius equation”.
  • step ST13 the process proceeds to step ST13 to calculate the total ignition delay period.
  • the calculation operation of the total ignition delay period is based on the sum of the physical ignition delay period ⁇ p estimated by the above-described physical ignition delay period estimation operation and the chemical ignition delay period ⁇ c.
  • the total ignition delay period is calculated by subtracting ( ⁇ p + ⁇ c ⁇ x ) the period ⁇ x in which the physical ignition delay period ⁇ p and the chemical ignition delay period ⁇ c coexist. That is, as shown in FIG.
  • the physical ignition delay period ⁇ p and the chemical ignition delay period ⁇ is calculated by subtracting the simultaneous parallel period ⁇ x from the sum of c .
  • step ST14 the ignition timing is controlled by adjusting the control parameters of the engine 1 so that the total ignition delay period coincides with the target ignition delay period. Specifically, temperature control and oxygen concentration control in the combustion chamber 3 are performed.
  • FIG. 15 is a map (reference target ignition delay period map) for setting a “reference target ignition delay period”, which is a reference value of the target ignition delay period, and is prepared in advance by experiments and simulations and is the ROM 102 described above. Is remembered.
  • the “reference target ignition delay period” is obtained by fitting the current engine speed and the current fuel injection amount (the pilot injection amount for the cylinder that is in the combustion stroke) to this reference target ignition delay period map. This “reference target ignition delay period” 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. It has become.
  • the target ignition delay period is set by correcting the reference target ignition delay period acquired by the reference target ignition delay period map with various parameters such as the operating state and the environmental state of the engine 1.
  • Various parameters for performing this correction include intake air temperature, oxygen concentration in the intake air, cooling water temperature, outside air pressure, outside air temperature, supercharging pressure, engine transient state, and the like.
  • Examples of temperature control in the combustion chamber 3 include control of the exhaust gas recirculation device 8 and control of the VVT mechanism 67 (combustion chamber temperature correcting operation by the combustion chamber temperature correcting means).
  • the EGR mode is changed to the MPL mode in which the exhaust gas is recirculated to the intake pipe 64 through both the low pressure EGR passage 81 and the high pressure EGR passage 82.
  • the flow rate of the relatively low temperature exhaust gas recirculated from the EGR passage 81 and the flow rate of the relatively high temperature exhaust gas recirculated from the high pressure EGR passage 82 are adjusted by the EGR valves 84 and 85, respectively. Adjust intake gas temperature.
  • the intake gas temperature is increased (the flow rate of the exhaust gas recirculated from the high pressure EGR passage 82 is relatively increased: for example, the total EGR gas amount is The ratio of the flow rate of the exhaust gas recirculated from the high pressure EGR passage 82 in a constant state is increased).
  • the intake gas temperature is lowered (the flow rate of the exhaust gas recirculated from the low pressure EGR passage 81 is relatively increased: for example, the total EGR gas amount
  • the flow rate of the exhaust gas recirculated from the low pressure EGR passage 81 is increased in a state where the pressure is kept constant).
  • the intake gas temperature is adjusted so that the total ignition delay period matches the target ignition delay period.
  • the valve closing timing of the intake valve 16 is adjusted. That is, when the total ignition delay period is longer than the target ignition delay period, the valve closing timing of the intake valve 16 is shifted to the advance side (the bottom dead center side of the piston 13) to increase the actual compression ratio. Increase the compression end temperature. Conversely, when the total ignition delay period is shorter than the target ignition delay period, the closing timing of the intake valve 16 is shifted to the retard side (the top dead center side of the piston 13), and the actual compression ratio is lowered. This lowers the compression end temperature. Thus, the intake gas temperature is adjusted so that the total ignition delay period matches the target ignition delay period.
  • the oxygen concentration control in the combustion chamber 3 includes the control of the exhaust gas recirculation device 8 (operation for correcting the oxygen concentration in the combustion chamber by the combustion chamber oxygen concentration correcting means).
  • the oxygen concentration in the combustion chamber 3 is increased by reducing the opening of each EGR valve 84, 85, and conversely, the target ignition delay period is reached.
  • the oxygen concentration in the combustion chamber 3 is lowered by increasing the opening degree of each EGR valve 84, 85, whereby the total ignition delay period matches the target ignition delay period.
  • the oxygen concentration in the combustion chamber 3 is controlled.
  • adjustment of each control parameter mentioned above may be performed only in any one, and may be combined.
  • the present embodiment by directly estimating the spray state in the actual combustion field (whether or not the conditions that can be ignited in the combustion field are satisfied), environmental changes, operational transients, etc. Even if this occurs, the physical ignition delay period and the chemical ignition delay period can be estimated with high accuracy. For this reason, it is possible to optimize the ignition timing of the air-fuel mixture, improve exhaust emission, and prevent combustion fluctuations and misfires.
  • the state of spray in the combustion chamber 3 (equivalent ratio or the like) is obtained by calculation or map, means for directly detecting the pressure in the combustion chamber 3 is not necessary. That is, an expensive in-cylinder pressure sensor can be eliminated, and the ignition delay period can be estimated with low cost and high accuracy.
  • the present invention is applied in estimating the ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection and optimizing the ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection has been described.
  • the present invention is not limited to this, and can also be applied to the case where the ignition delay period of the fuel injected by the main injection is estimated and the ignition delay period of the fuel injected by the main injection is optimized.
  • the VVT mechanism 67 of the engine 1 in the above embodiment can adjust the opening / closing timing of only the intake valve 16, but it can adjust the opening / closing timing of both the intake valve 16 and the exhaust valve 17. There may be.
  • temperature control and oxygen concentration control in the combustion chamber 3 are performed as control for making the total ignition delay period coincide with the target ignition delay period.
  • the present invention is not limited to this, and the fuel injection pressure (rail pressure) may be corrected. Specifically, when the total ignition delay period is longer than the target ignition delay period, the fuel injection pressure is set high to promote atomization of the fuel injected from the injector 23 to increase the physical ignition delay period. shorten. Conversely, when the total ignition delay period is shorter than the target ignition delay period, the fuel injection pressure is set low, the particle size of the fuel injected from the injector 23 is increased, and the physical ignition delay period is lengthened. .
  • the engine 1 to which the piezo injector 23 that changes the fuel injection rate by being in a fully opened valve state only during the energization period is described.
  • the present invention applies a variable injection rate injector.
  • Application to engines is also possible.
  • 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 combustion control for optimizing the ignition delay period of an air-fuel mixture in a common rail in-cylinder direct injection multi-cylinder diesel engine mounted on an automobile.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Abstract

　パイロット噴射の実行時点から、燃料噴霧内の当量比が可燃当量比を超え、その後、再び可燃当量比を下回る時点までの期間を物理的着火遅れ期間として算出する。燃料噴霧内の当量比が可燃当量比に達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力から化学的着火遅れ期間を算出する。これら算出された着火遅れ期間から総着火遅れ期間を算出する。この総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するように、燃焼室内の酸素濃度及び燃焼室内温度を調整する。

Description

内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される圧縮自着火式の内燃機関の着火遅れ期間を推定する装置、及び、その着火遅れ期間の適正化を図ることにより着火時期を制御する装置に係る。特に、本発明は、着火遅れ期間の推定精度を高めるための対策に関する。
　自動車等に搭載されるディーゼルエンジンの燃焼は、主として予混合燃焼及び拡散燃焼により成り立つことが知られている。具体的には、インジェクタから燃焼室内への燃料噴射が開始されると、先ず、燃料の気化拡散により可燃混合気が生成される（着火遅れ期間）。次に、この可燃混合気が燃焼室の数ヶ所でほぼ同時に自己着火し、急速に燃焼が進む（予混合燃焼）。そして、この予混合燃焼によって十分に温度上昇した燃焼室内に対し、燃料噴射が継続され、または、所定のインターバル（燃料噴射停止期間）を経て燃料噴射が開始されることで拡散燃焼が行われる。その後、燃料噴射が終了した後にも未燃燃料が存在するため、しばらくの間、熱発生が続けられる（後燃え期間）。
　ところで、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混合気の着火時期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、混合気の着火時期を適正化し、これによって排気エミッションを改善すると共に、燃焼変動や失火を防止することが要求されている。
　尚、ディーゼルエンジンにおける着火遅れの発生原因としては、混合気の着火時期を左右する各種条件（環境条件等）が一般的な標準状態とは異なる状況となった場合が掲げられる。具体的には、標高が高い高地での走行時、燃料性状（例えばセタン価）が標準的なものよりも劣悪な場合（低セタン価燃料を使用した場合）、低外気温時、エンジン負荷の急速な変化時（運転過渡時）などといった条件下では混合気の着火遅れが大きくなってしまう可能性がある。
　また、ディーゼルエンジンにおける混合気の着火遅れとしては、物理的着火遅れと化学的着火遅れとがある。物理的着火遅れは、燃料液滴の蒸発・混合に要する時間である。一方、化学的着火遅れは、燃料蒸気の化学的結合・分解かつ酸化発熱に要する時間である。
　上記混合気の着火時期を適正化するための手法として、混合気の着火遅れ期間を推定し、この着火遅れ期間が所定の適正期間に一致するように燃料噴射形態等を制御することが考えられる。この点に鑑みられたものとして下記の特許文献１～３が提案されている。
　特許文献１には、筒内の圧縮端温度や圧縮端圧力（ピストンが圧縮上死点に達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力）に基づいて着火遅れ期間を推定し、この着火遅れ期間に応じて燃料噴射期間を制御することが開示されている。
　また、特許文献２には、極低温時にあってはパイロット噴射された燃料の着火遅れ期間が長くなると推定し、パイロット噴射の噴射時期を進角させることで、パイロット噴射された燃料の燃焼タイミングを最適化することが開示されている。
　更に、特許文献３には、熱発生率最大値が基準セタン価燃料のものより低い場合には、メイン噴射の着火遅れ期間が長くなると推定し、パイロット噴射量を増加させて、パイロット噴射燃料及びメイン噴射燃料の着火性を向上させ、メイン噴射の着火遅れ期間を短縮化することが開示されている。
特開平１１－１４８４１２号公報 特開平１１－９３７３５号公報 特開２００６－１８３４６６号公報
　しかしながら、従来技術においては、混合気の着火遅れ期間の推定精度を十分に高く得ることが可能な技術については未だ提案されておらず、特に、物理的着火遅れの推定精度を高める技術については殆ど開発されていなかったのが現状である。
　つまり、上記各特許文献に開示されている技術では、筒内温度、筒内圧力、外気温度等といった燃焼場周辺の環境条件（燃焼場に対して間接的に影響を与えるパラメータ）を認識して着火遅れ期間を推定しているに過ぎなかったため、実際の燃焼場内での噴霧状態（燃焼場内で着火可能な条件が成立しているか否か）を直接的に推定するものではなく、その着火遅れ期間の推定の信頼性が十分に得られているとは言えなかった。例えば、筒内温度や筒内圧力を高い精度で認識しても、吸入空気量、スワール速度、ガス組成等が異なれば物理的着火遅れ期間が変化することになるため、信頼性の高い着火遅れ期間を推定することは困難であった。
　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、混合気の着火遅れ期間を高い精度で推定し、この着火遅れ期間の適正化に寄与できる内燃機関の着火遅れ期間推定装置、及び、この着火遅れ期間推定装置によって推定された着火遅れ期間を適正に制御する着火時期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、燃料噴霧内における当量比に基づいて混合気の着火遅れ期間を推定することで、この混合気の燃焼場内での着火の有無を左右する条件を直接的に認識して着火遅れ期間を推定し、その着火遅れ期間の推定の信頼性を高めている。また、この信頼性の高い着火遅れ期間に対し、目標とする着火時期との偏差を認識し、着火遅れ期間の適正化によって混合気の着火時期を目標着火時期に一致させるようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、燃料噴射弁から燃焼室内に向けて噴射された燃料の着火遅れ期間を推定する内燃機関の着火遅れ期間推定装置を前提とする。この内燃機関の着火遅れ期間推定装置に対し、物理的着火遅れ期間算出手段、化学的着火遅れ期間算出手段、総着火遅れ期間算出手段を備えさせている。上記物理的着火遅れ期間算出手段は、上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比に基づいて物理的着火遅れ期間を算出する。上記化学的着火遅れ期間算出手段は、上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が所定当量比に達した時点での燃焼室内の環境条件に基づいて化学的着火遅れ期間を算出する。上記総着火遅れ期間算出手段は、上記算出された物理的着火遅れ期間と化学的着火遅れ期間とに基づいて燃料の総着火遅れ期間を算出する。
　この特定事項により、上記物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間は、共に燃料の噴霧中における当量比に基づいて、または、この噴霧中における当量比を基準として算出されたものとなる。つまり、燃焼場に対して間接的に影響を与えるパラメータを認識して着火遅れ期間を推定するのではなく、実際の燃焼場内での噴霧状態（着火のし易さを現す指標）を直接的に認識することで着火遅れ期間を推定するようにしている。このため、環境変化や運転過渡等が生じている場合であっても物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間を高い精度で推定することができ、その結果、総着火遅れ期間も高い精度で推定することが可能である。
　上記物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出動作として具体的には、上記燃料噴射弁から燃料が噴射された時を基点とし、この燃料の噴霧中における当量比が、着火可能な噴霧内可燃当量比を超えた後、この噴霧内可燃当量比を下回った時点までの期間を物理的着火遅れ期間として算出するようにしている。
　一方、上記化学的着火遅れ期間算出手段による化学的着火遅れ期間の算出動作として具体的には、上記燃料噴射弁から燃料が噴射され、その燃料の噴霧中における当量比が着火可能な噴霧内可燃当量比に達した時点での燃焼室内の温度及び圧力に基づいて化学的着火遅れ期間を算出するようにしている。
　このようにして物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間を算出することにより、総着火遅れ期間を高い精度で推定することができ、着火遅れ期間の適正化に役立てることが可能になる。
　また、上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達して燃料が着火したか否かを判定し、上記噴霧内可燃当量比に達しておらず燃料が着火していない場合には、その噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達するように燃料噴射量の増量補正を行った上で上記物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出を行う構成としている。
　同様に、上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達している領域の燃料蒸気量が所定の必要最少可燃蒸気量に達しているか否かを判定し、この必要最少可燃蒸気量に達していない場合には、その燃料蒸気量が必要最少可燃蒸気量に達するように燃料噴射量の増量補正を行った上で上記物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出を行う構成としている。
　このように燃料噴射量の増量補正を行うことによって燃料の噴霧の着火を確実に行えるようにした上で物理的着火遅れ期間の算出及び化学的着火遅れ期間の算出を行うことになる。これにより、本発明に係る物理的着火遅れ期間の推定動作及び化学的着火遅れ期間の推定動作を実行可能な状況を確実に得ることが可能になる。
　本発明が適用される燃料噴射形態としては主噴射に先立って行われる副噴射が挙げられる。つまり、燃料噴射弁から燃焼室内に向けての燃料噴射として、少なくとも、主噴射と、この主噴射に先立って行われる副噴射とが実行可能とされた内燃機関に対し、上記総着火遅れ期間算出手段が、この副噴射の実行に対して燃料の総着火遅れ期間を算出する構成としている。
　このように副噴射で噴射された燃料の総着火遅れ期間を算出することにより、この副噴射の着火時期の適正化に役立てることができ、この副噴射の着火時期の適正化に伴って、その後に行われる主噴射の着火時期の適正化も図ることが可能になる。その結果、主噴射で噴射された燃料の燃焼時における排気エミッションの改善、燃焼変動や失火の防止を図ることができる。
　上述の如く推定された総着火遅れ期間に基づいて着火時期を制御する着火時期制御装置も本発明の技術的思想の範疇である。つまり、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど、燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータの制御により燃焼室内の温度を高く設定する燃焼室内温度補正手段を備えさせた構成とするものである。
　上記燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータとしては、排気系から吸気系へ還流される排気ガスの温度が挙げられ、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど排気系から吸気系へ還流される排気ガスの温度を高く設定する構成としている。
　また、上記燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータとしては、吸気バルブの閉弁タイミングも挙げられ、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど吸気バルブの閉弁タイミングをピストンの下死点側に移行させて実圧縮比を高くする構成としている。
　また、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど燃焼室内の酸素濃度を調整可能な制御パラメータの制御により燃焼室内の酸素濃度を高く設定する燃焼室内酸素濃度補正手段を備えさせた構成とする。
　この場合、上記燃焼室内の酸素濃度を調整可能な制御パラメータとしては、排気系から吸気系へ還流される排気ガスの還流量が挙げられ、上記推定される総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど排気系から吸気系へ還流される排気ガスの還流量を少なく設定する構成としている。
　本発明では、燃料噴霧内における当量比に基づいて混合気の着火遅れ期間を推定することで、この混合気の燃焼場内での着火の有無を左右する条件を直接的に認識して着火遅れ期間を推定し、その着火遅れ期間の推定の信頼性を高めることが可能である。また、この信頼性の高い着火遅れ期間の推定結果に基づいて着火時期を制御することにより、着火時期の適正化が図れ、排気エミッションの改善等を図ることが可能である。
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、ＥＧＲモードマップを示す図である。 図５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６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７は、燃料噴射時における燃焼室の平面図である。 図８は、物理的着火遅れ期間推定動作の手順を示すフローチャート図である。 図９は、パイロット噴射開始後における噴霧内当量比の変化を示す図である。 図１０は、必要最少可燃蒸気量を求めるための必要最少可燃蒸気量マップを示す図である。 図１１は、パイロット噴射開始後における可燃当量比が確保されている期間及び燃料蒸発量を説明するための図である。 図１２は、パイロット噴射開始後における噴霧内当量比の変化を示し、パイロット噴射量の増量前の噴霧内当量比の変化と、パイロット噴射量の増量後の噴霧内当量比の変化とを示す図である。 図１３は、化学的着火遅れ期間推定動作を含む着火時期制御の手順を示すフローチャート図である。 図１４は、パイロット噴射実行後における物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間を説明するための図である。 図１５は、エンジン回転数及び燃料噴射量により基準目標着火遅れ期間を求めるための基準目標着火遅れ期間マップを示す図である。
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態は、自動車に搭載されたコモンレール式筒内直噴型多気筒（例えば直列４気筒）ディーゼルエンジン（圧縮自着火式内燃機関）に本発明を適用した場合について説明する。
　－エンジンの構成－
　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とを接続して排気系７から排気ガスの一部を吸気系６に還流させることにより、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ための排気還流装置８が備えられている。この排気還流装置８は、マニバータ７７より下流、すなわちタービンホイール５２より下流の排気管７４とコンプレッサホイール５３より上流の吸気管６４とを接続する低圧ＥＧＲ通路８１と、タービンホイール５２より上流の排気通路（例えば排気マニホールド７２）とインタークーラ６１より下流、即ちコンプレッサホイール５３より下流の吸気管６４とを接続する高圧ＥＧＲ通路８２とを備えている。上記低圧ＥＧＲ通路８１には、排気ガスを冷却するためのＥＧＲクーラ８３と、低圧ＥＧＲ通路８１を介して吸気管６４に還流される排気ガス（以下、低圧ＥＧＲガスと呼ぶ場合もある）の流量を調整するための低圧ＥＧＲバルブ８４とが設けられている。一方、高圧ＥＧＲ通路８２には、高圧ＥＧＲ通路８２を介して吸気管６４に還流される排気ガス（以下、高圧ＥＧＲガスと呼ぶ場合もある）の流量を調整するための高圧ＥＧＲバルブ８５が設けられている。なお、以下では低圧ＥＧＲガスと高圧ＥＧＲガスを特に区別する必要がない場合は、単にＥＧＲガスと呼ぶ。
　また、エンジン１の動弁系にはＶＶＴ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｖａｌｖｅ　Ｔｉｍｉｎｇ）機構が備えられており、吸気バルブ１６の開閉タイミングの調整が可能となっている。このＶＶＴ機構の構成については周知であるため（例えば特開２０１０－１１６８１６号公報や特開２０１０－１８０７４８号公報を参照）、ここでの説明は省略する。
　－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、低圧ＥＧＲバルブ８４、高圧ＥＧＲバルブ８５、及び、ＶＶＴ機構６７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、排気還流装置８に備えられた各ＥＧＲバルブ８４，８５の開度を制御し、吸気系に向けての排気還流量（ＥＧＲガス量）を調整する。具体的に、本実施形態に係るエンジン１では、排気系から吸気系へ排気ガスを還流させるための複数種類のＥＧＲモードがエンジン１の運転状態に対応して設定されている。ＥＧＲモードとしては、低圧ＥＧＲ通路８１のみを介して排気ガスを吸気管６４に還流する低圧ＥＧＲモードとしてのロープレッシャーループ（ＬＰＬ）モード、高圧ＥＧＲ通路８２のみを介して排気ガスを吸気管６４に還流する高圧ＥＧＲモードとしてのハイプレッシャーループ（ＨＰＬ）モード、及び、低圧ＥＧＲ通路８１及び高圧ＥＧＲ通路８２の両方のＥＧＲ通路を介して排気ガスを吸気管６４に還流する混合ＥＧＲモードとしてのＭＰＬモードが設定されている。
　図４は、これら各ＥＧＲモードとエンジン１の運転状態との対応関係の一例を示すＥＧＲモードマップである。ＥＣＵ１００は、吸気管６４への排気ガスの還流を行う場合、このＥＧＲモードマップを参照し、エンジン回転数及びエンジン負荷に応じてＬＰＬモード、ＭＰＬモード、又はＨＰＬモードのいずれかのＥＧＲモードを選択する。また、エンジン１の運転状態の変化に応じてＥＧＲモードを切り替える。尚、ＬＰＬモードは、高圧ＥＧＲバルブ８５が全閉に維持されるとともに低圧ＥＧＲバルブ８４が開度調整されることにより実行される。ＨＰＬモードは、低圧ＥＧＲバルブ８４が全閉に維持されるとともに高圧ＥＧＲバルブ８５が開度調整されることにより実行される。ＭＰＬモードは、低圧ＥＧＲバルブ８４及び高圧ＥＧＲバルブ８５の両方が開度調整されることにより実行される。これら各ＥＧＲモードにおける低圧ＥＧＲバルブ８４及び高圧ＥＧＲバルブ８５のそれぞれの開度は、エンジン１の運転状態に応じてＥＣＵ１００が適切な値に調整する。尚、上記ＥＧＲモードマップは、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である。
　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。
　－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５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５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（図５では高圧ＥＧＲバルブ８５のみを示している）が開弁された場合にＥＧＲ通路（図５では高圧ＥＧＲ通路８２のみを示している）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（例えば高圧ＥＧＲバルブ８５）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５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６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７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７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６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。
　－着火遅れ期間の推定及び着火時期の制御－
　本実施形態の特徴は、上記パイロット噴射で噴射された燃料により生成される混合気の着火遅れ期間を推定する動作、及び、その推定された着火遅れ期間に基づき着火遅れ期間の適正化を図って着火時期を制御する動作にある。具体的に、混合気の着火遅れとしては、物理的着火遅れと化学的着火遅れとがある。物理的着火遅れは、燃料液滴の蒸発・混合に要する時間である。一方、化学的着火遅れは、燃料蒸気の化学的結合・分解かつ酸化発熱に要する時間である。本実施形態ではこれら物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間をそれぞれ高い精度で算出し、これら着火遅れ期間に基づいて求められる「総着火遅れ期間」が適正な着火遅れ期間（以下、「目標着火遅れ期間」と呼ぶ場合もある）となるように、エンジン１の制御パラメータを制御するようにしている（この「目標着火遅れ期間」の設定手法については後述する）。
　以下の説明では、物理的着火遅れ期間の推定動作、化学的着火遅れ期間の推定動作、総着火遅れ期間の算出動作、この総着火遅れ期間を目標着火遅れ期間に一致させるための制御パラメータの制御動作について順に説明する。
　－物理的着火遅れ期間の推定動作－
　先ず、物理的着火遅れ期間の推定動作の概略について説明する。この物理的着火遅れは、パイロット噴射が開始された時点から、そのパイロット噴射で噴射された燃料の噴霧中における当量比（以下、「噴霧内当量比」と呼ぶ）が着火可能な値（以下、「噴霧内可燃当量比」と呼ぶ）に達すると共に、その噴霧中の可燃蒸気量（以下、「噴霧内可燃蒸気量」と呼ぶ）が着火可能な値（以下、「必要最少可燃蒸気量」と呼ぶ）に達して着火が開始した後、上記噴霧内当量比が上記噴霧内可燃当量比以下に低下する時点までの期間生じている。つまり、パイロット噴射の開始時点から噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比以下に低下するまでの期間が物理的着火遅れ期間であるとして求めるようにしている（物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出動作）。
　尚、上記「噴霧内可燃蒸気量」とは、燃料の噴霧中に上記「噴霧内可燃当量比」を超える当量比が得られている領域の体積をいう。
　以下、本実施形態における物理的着火遅れ期間の推定動作について具体的に説明する。図８は、この物理的着火遅れ期間の推定動作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において、前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比の抽出を行う。これは、今回燃焼行程を迎える気筒の直前に燃焼行程を迎えていた気筒のパイロット噴射実行後の所定期間（例えばパイロット噴射が開始されてからメイン噴射が開始されるまでの期間）においてクランク角度毎に算出されて上記ＲＡＭ１０３に記憶されていた噴霧内当量比を抽出することにより行われる。尚、今回燃焼行程を迎える気筒の前回の燃焼行程時（同一気筒の前回燃焼行程時）におけるパイロット噴射実行後の所定期間でのクランク角度毎の噴霧内当量比を抽出するようにしてもよい。
　この噴霧内当量比の具体的な算出動作としては、各噴霧中の燃料量をその噴霧の体積で除することにより求められるが、各噴霧の体積は以下の式（１）～（４）によって所定のクランク回転角度毎（例えばクランク回転角度で１°ＣＡ毎）に算出される。この噴霧体積の算出間隔の値はこれに限定されるものではない。式（１）及び式（２）は、パイロット噴射で噴射された燃料の噴霧長さＬspの算出式であり、「広安の式」と呼ばれる周知のものである。尚、式（１）は燃料噴射開始からの経過時間ｔが液滴***時間ｔeに達するまでの噴霧長さＬspの算出式であり、式（２）は燃料噴射開始からの経過時間ｔが液滴***時間ｔeを経過した後における噴霧長さＬspの算出式である。また、式（３）は、パイロット噴射で噴射された燃料の噴霧角度θspの算出式である。また、式（４）は、噴霧体積Ｖspの算出式である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　このようにしてクランク角度毎に算出された噴霧の体積Ｖsp（１つの噴孔から噴射された燃料の体積）によって噴霧中の燃料量（１つの噴孔から噴射された燃料量：総パイロット噴射量を噴孔数で除した値）を除することによりクランク角度毎の噴霧内当量比（噴霧内当量比が均一であると仮定した場合の当量比）が算出され、これら値が上記ＲＡＭ１０３に記憶されており、ステップＳＴ１では、このクランク角度毎の噴霧内当量比のデータを抽出することになる。
　このようにして前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比の抽出を行った後、ステップＳＴ２に移り、これら噴霧内当量比情報のうち、その値が上記噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在するか否かを判定する。この噴霧内可燃当量比φtrgは、パイロット噴射で噴射された燃料の噴霧中における当量比がこの噴霧内可燃当量比φtrgを超えた場合に、そのパイロット噴射で噴射された燃料の混合気の着火が可能となる値として設定され、例えば「０．７」となっている。この値はこれに限定されるものではなく、燃料性状（例えばセタン価）等に応じて実験的に設定される。
　図９は、パイロット噴射開始後における噴霧内当量比の変化を示す図である。この図９に示すように、パイロット噴射の開始後、燃料の噴霧は燃焼室３内を拡散していき、且つその噴霧内部に存在する燃料液滴は次第に蒸発していく。燃料の噴射直後は、噴霧内当量比に寄与していなかった燃料液滴が蒸発していくことによって噴霧内当量比は急速に増加していく。その後、この噴霧内当量比は、燃料蒸発速度が減少していくと共に噴霧体積が拡大（噴霧の拡散）していくことに伴って減少していく。このため、この噴霧内当量比は、その値が増加から減少に転じるタイミングで最も高くなる。
　図９に破線で示す波形Ａは、前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在していない場合における噴霧内当量比の変化の一例を示している。また、図９に実線で示す波形Ｂは、前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在している場合における噴霧内当量比の変化の一例を示している。
　前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在しており（図９における波形Ｂを参照）、ステップＳＴ２でＹＥＳ判定された場合には、ステップＳＴ４に移る。
　一方、前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比の全てが噴霧内可燃当量比φtrg以下であり（図９における波形Ａを参照）、ステップＳＴ２でＮＯ判定された場合には、ステップＳＴ３に移り、今回サイクルでの燃料噴射においてパイロット噴射量の増量補正を行う。このパイロット噴射量の増量補正の具体的な動作としては、パイロット噴射期間の延長が行われる。この場合の増量補正量（パイロット噴射期間の延長期間）としては、上記前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比のうち最も高い噴霧内当量比の値（以下、「最高噴霧内当量比」と呼ぶ：図９におけるφmax）と上記噴霧内可燃当量比φtrgとを比較し、その偏差に応じて増量補正量が設定される。つまり、この偏差が大きいほど（噴霧内可燃当量比φtrgに対して最高噴霧内当量比φmaxが低いほど）増量補正量が大きな値として設定される。このようにしてパイロット噴射量の増量補正が行われると、クランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在することになり（例えば図９における波形Ｂに示す噴霧内当量比の変化となり）、ステップＳＴ２でＹＥＳ判定されることになる。
　ステップＳＴ４では、前回サイクルにおける燃料蒸発量（噴霧内可燃蒸気量）の抽出を行う。これは、今回燃焼行程を迎える気筒の直前に燃焼行程を迎えていた気筒のパイロット噴射実行後の所定期間（例えばパイロット噴射が開始されてからメイン噴射が開始されるまでの期間）において算出されて上記ＲＡＭ１０３に記憶されていた燃料蒸発量を抽出することにより行われる。尚、今回燃焼行程を迎える気筒の前回の燃焼行程時（同一気筒の前回燃焼行程時）におけるパイロット噴射実行後の所定期間での燃料蒸発量を抽出するようにしてもよい。
　この燃料蒸発量（燃料の蒸気量）の具体的な算出動作としては、以下の式（５）～（８）によって算出される。
　具体的には、エンジン１の性能実験装置での実験によって、燃焼行程においてエンジン１のクランク角度毎（例えばクランク角度が１°ＣＡ進む毎）に下記の式（５）～式（７）によって燃料蒸発速度（ｄｍv／ｄｔ）を算出する。
　または、その算出された各クランク角度毎の燃料蒸発速度をマップ化することで燃料蒸発速度定常マップを作成し、この燃料蒸発速度定常マップに対して、エンジン１の環境条件や運転条件等に応じた補正係数（実測または推定された筒内圧力に応じた補正係数及び実測または推定された筒内温度に応じた補正係数）を乗算することでクランク角度毎の蒸発速度を算出するようにしてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　上記式（６）におけるスワール速度Ｖswやスキッシュ速度Ｖsqは、エンジン形状（特に燃焼室３の形状）及びエンジン回転数に応じて決定される値である。また、この場合のスワール速度Ｖswは、例えば燃焼室３内における外周縁部周辺でのスワール速度である。また、定数Ａはエンジン１の種類毎に予め実験等によって決定された値である。更に、混合気の動粘性係数は温度に依存する値である。
　そして、上記算出したクランク角度毎の蒸発速度に対し、上記クランク角度毎の噴霧内当量比が可燃当量比φtrgを超えている期間ｔｂ（図１１に示す噴霧内当量比変化の波形を参照）を乗算すること（式（８））で燃料蒸発量が算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　このようにして前回サイクルにおける燃料蒸発量の抽出を行った後、ステップＳＴ５に移り、この燃料蒸発量が上記必要最少可燃蒸気量Ｍを超えているか否かを判定する。この必要最少可燃蒸気量Ｍは、パイロット噴射で噴射された燃料の噴霧中における噴霧内可燃蒸気量がこの必要最少可燃蒸気量Ｍを超えている場合には混合気の着火が可能となる値として設定され、例えばマップによって設定される。図１０は上記必要最少可燃蒸気量Ｍを設定する際に参照される必要最少可燃蒸気量マップであって、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。この必要最少可燃蒸気量マップに、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パイロット噴射での燃料噴射量）を当て嵌めることにより上記必要最少可燃蒸気量Ｍが取得される。この必要最少可燃蒸気量Ｍ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小さな値として設定される。
　図１１は、パイロット噴射開始後における噴霧内当量比の変化を示す図であって、斜線を付した領域が上記燃料の噴霧中における噴霧内可燃蒸気量に相当する。この噴霧内可燃蒸気量が上記必要最少可燃蒸気量Ｍを超えており、ステップＳＴ５でＹＥＳ判定された場合には、ステップＳＴ７に移る。
　一方、噴霧内可燃蒸気量が必要最少可燃蒸気量Ｍを超えておらず、ステップＳＴ５でＮＯ判定された場合には、ステップＳＴ６に移り、今回サイクルでの燃料噴射においてパイロット噴射量の増量補正を行う。この場合のパイロット噴射量の増量補正の具体的な動作としてもパイロット噴射期間の延長が行われる。この場合の増量補正量（パイロット噴射期間の延長期間）としては、上記算出された噴霧内可燃蒸気量と必要最少可燃蒸気量Ｍとを比較し、その偏差に応じて増量補正量が設定される。つまり、この偏差が大きいほど（必要最少可燃蒸気量Ｍに対して実際の噴霧内可燃蒸気量が少ないほど）増量補正量が大きな値として設定される。このようにしてパイロット噴射量の増量補正が行われると、燃料蒸発量（噴霧内可燃蒸気量）が必要最少可燃蒸気量Ｍを超えることになり、ステップＳＴ５でＹＥＳ判定されることになる。
　以上の動作によって、前回サイクルにおけるクランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在し、且つ燃料蒸発量（噴霧内可燃蒸気量）が必要最少可燃蒸気量Ｍを超える状態とした後、ステップＳＴ７に移り、物理的着火遅れの算出を行う。
　この物理的着火遅れの算出は、パイロット噴射が開始されてから上記噴霧内当量比が可燃当量比φtrgに達するまでの期間と、その後、噴霧内当量比が可燃当量比φtrgまで低下するまでの期間の和として算出される。例えば図１１に示すような噴霧内当量比の変化の場合には、パイロット噴射が開始されてから上記噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達するまでの期間が図中のｔａであり、その後に、噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgまで低下するまでの期間が図中のｔｂであって、これらの和（ｔａ＋ｔｂ）が物理的着火遅れ期間として算出されることになる。
　より具体的に、上記ステップＳＴ３でのパイロット噴射量の増量補正（クランク角度毎の噴霧内当量比に噴霧内可燃当量比φtrgを超えたものが存在していないことに伴う増量補正）及びステップＳＴ６でのパイロット噴射量の増量補正（噴霧内可燃蒸気量が必要最少可燃蒸気量Ｍを超えていないことに伴う増量補正）が共に行われた場合の物理的着火遅れ期間について図１２の噴霧内当量比の変化を用いて説明すると、先ず、ステップＳＴ３でのパイロット噴射量の増量補正によって図中破線で示すように噴霧内当量比が変化する。この場合、物理的着火遅れ期間としては図中の期間ｔａと期間ｔｂ’との和（ｔａ＋ｔｂ’）となるが、噴霧内可燃蒸気量が必要最少可燃蒸気量Ｍを超えていないために実際には着火は行われない。その後、ステップＳＴ６でのパイロット噴射量の増量補正によって図中実線で示すように噴霧内当量比が変化する。この場合、パイロット噴射が開始されてから上記噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達するまでの期間が図中のｔａであり、その後に、噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgまで低下するまでの期間が図中のｔｃであって、これらの和（ｔａ＋ｔｃ）が物理的着火遅れ期間として算出されることになる。つまり、ステップＳＴ６でのパイロット噴射量の増量補正によって遅角側に延長された期間として物理的着火遅れ期間が算出されることになる。
　尚、ステップＳＴ３及びステップＳＴ６においてパイロット噴射量を増量補正することに伴って上昇した噴霧内当量比及び噴霧内可燃蒸気量には予め上限値が設定されている。例えば、筒内温度の上昇に伴って噴霧内当量比や噴霧内可燃蒸気量が上限値に達した場合には、パイロット噴射量を減量補正する（上記噴霧内可燃当量比φtrg及び必要最少可燃蒸気量Ｍを下限値として減量補正する）。これにより、必要以上に噴霧内当量比や噴霧内可燃蒸気量が上昇して燃焼変動が生じてしまうといったことを防止すると共に、燃料消費量の削減が図れるようにしている。
　－着火時期制御動作－
　次に、化学的着火遅れ期間推定動作及び総着火遅れ期間算出動作を含む着火時期制御について説明する。
　この化学的着火遅れは、パイロット噴射が開始されてから、そのパイロット噴射で噴射された燃料の噴霧内当量比が上記噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点における燃焼室３内の温度及び圧力に基づいて算出される（化学的着火遅れ期間算出手段による化学的着火遅れ期間の算出動作）。そして、この算出された化学的着火遅れと上述した物理的着火遅れとから総着火遅れ期間を算出し（総着火遅れ期間算出手段による総着火遅れ期間の算出動作）、この総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するようにエンジン１の制御パラメータを制御するようにしている。
　以下、具体的な動作について説明する。図１３は、この化学的着火遅れ期間推定動作及び総着火遅れ期間算出動作を含む着火時期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ＳＴ１１において、噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力を算出する。具体的には、下記の式（９）～（１１）によって、噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrg（例えば、「０．７」）に達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力を算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　式（９）は噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点での燃焼室内温度Ｔequの算出式であり、式（１０）は噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点での燃焼室内圧力Ｐequの算出式である。また、これら式の（９），（１０）における「ｎ」はポリトロープ指数であって式（１１）により算出される。このポリトロープ指数ｎは「ガス組成」及び「温度」を変数とする関数である。また、この式（１１）におけるＱは燃料噴射量であり、Ａは実験的に求めた補正係数である。
　尚、噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力を算出する手法としては、上述したものに限らず、周知の気体の状態方程式（ＰＶ＝ｎＲＴ）より求めることも可能である。
　このようにして噴霧内当量比が噴霧内可燃当量比φtrgに達した時点での燃焼室内温度及び燃焼室内圧力が算出された後、ステップＳＴ１２に移り、下記の式（１２）によって、化学的着火遅れ期間τcが算出される。この式（１２）は「アレニウスの式」と呼ばれるものである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　以上のようにして化学的着火遅れ期間τcを算出した後、ステップＳＴ１３に移り、総着火遅れ期間の算出を行う。この総着火遅れ期間の算出動作として具体的には、上述した物理的着火遅れ期間の推定動作により推定された物理的着火遅れ期間τpと上記化学的着火遅れ期間τcとの和から、これら物理的着火遅れ期間τpと上記化学的着火遅れ期間τcとが併存する期間τxを減算（τp＋τc－τx）することで総着火遅れ期間が算出される。つまり、図１４に示すように物理的着火遅れと化学的着火遅れとが同時並行している期間τxが存在しているため、上記物理的着火遅れ期間τpと上記化学的着火遅れ期間τcとの和から、この同時並行期間τxを減算することで総着火遅れ期間が算出されることになる。
　このようにして総着火遅れ期間を算出した後、ステップＳＴ１４に移り、エンジン１の制御パラメータの調整により総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するように着火時期の制御を行う。具体的には、燃焼室３内の温度制御及び酸素濃度制御が行われる。
　これら温度制御及び酸素濃度制御について説明する前に、目標着火遅れ期間の設定手法について説明する。
　図１５は、この目標着火遅れ期間の基準値である「基準目標着火遅れ期間」を設定するためのマップ（基準目標着火遅れ期間マップ）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。この基準目標着火遅れ期間マップに、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パイロット噴射量）を当て嵌めることにより「基準目標着火遅れ期間」が取得される。この「基準目標着火遅れ期間」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。
　そして、この基準目標着火遅れ期間マップによって取得された基準目標着火遅れ期間に対し、エンジン１の運転状態や環境状態等の各種パラメータによる補正を行って目標着火遅れ期間が設定される。この補正を行うための各種パラメータとしては、吸気温度、吸気中の酸素濃度、冷却水温度、外気圧力、外気温度、過給圧、エンジンの過渡状態等が挙げられる。
　以下、総着火遅れ期間を目標着火遅れ期間に一致させるために行われる燃焼室３内の温度制御及び酸素濃度制御について説明する。
　燃焼室３内の温度制御としては、上記排気還流装置８の制御やＶＶＴ機構６７の制御が挙げられる（燃焼室内温度補正手段による燃焼室内温度の補正動作）。
　排気還流装置８による燃焼室３内の温度制御としては、ＥＧＲモードを、低圧ＥＧＲ通路８１及び高圧ＥＧＲ通路８２の両方のＥＧＲ通路を介して排気ガスを吸気管６４に還流するＭＰＬモードとし、低圧ＥＧＲ通路８１から還流される比較的低温度の排気ガスの流量と、高圧ＥＧＲ通路８２から還流される比較的高温度の排気ガスの流量とを各ＥＧＲバルブ８４，８５によって調整し、吸気系における吸入ガス温度を調整する。つまり、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が長い場合には吸入ガス温度を高くする（高圧ＥＧＲ通路８２から還流される排気ガスの流量を相対的に多くする：例えば総ＥＧＲガス量を一定にした状態で高圧ＥＧＲ通路８２から還流される排気ガスの流量の割合を多くする）。逆に、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が短い場合には吸入ガス温度を低くする（低圧ＥＧＲ通路８１から還流される排気ガスの流量を相対的に多くする：例えば総ＥＧＲガス量を一定にした状態で低圧ＥＧＲ通路８１から還流される排気ガスの流量の割合を多くする）。これによって総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するように吸入ガス温度を調整する。
　また、ＶＶＴ機構６７による燃焼室３内の温度制御としては、吸気バルブ１６の閉弁タイミングを調整する。つまり、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が長い場合には、吸気バルブ１６の閉弁タイミングを進角側（ピストン１３の下死点側）に移行させ、実圧縮比を高めることで圧縮端温度を高くする。逆に、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が短い場合には、吸気バルブ１６の閉弁タイミングを遅角側（ピストン１３の上死点側）に移行させ、実圧縮比を低くすることで圧縮端温度を低くする。これによって総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するように吸入ガス温度を調整する。
　一方、燃焼室３内の酸素濃度制御としては、上記排気還流装置８の制御が挙げられる（燃焼室内酸素濃度補正手段による燃焼室内酸素濃度の補正動作）。つまり、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が長い場合には各ＥＧＲバルブ８４，８５の開度を小さくすることで燃焼室３内の酸素濃度を高め、逆に、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が短い場合には各ＥＧＲバルブ８４，８５の開度を大きくすることで燃焼室３内の酸素濃度を低くし、これによって総着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に一致するように燃焼室３内の酸素濃度を制御する。
　尚、上述した各制御パラメータの調整は、何れか一つのみを実行するようにしてもよいし、複数を組み合わせるようにしてもよい。
　以上説明したように、本実施形態では、実際の燃焼場内での噴霧状態（燃焼場内で着火可能な条件が成立しているか否か）を直接的に推定することにより、環境変化や運転過渡等が生じている場合であっても物理的着火遅れ期間及び化学的着火遅れ期間を高い精度で推定することができる。このため、混合気の着火時期の適正化が図れ、排気エミッションの改善が図れると共に、燃焼変動や失火を防止することが可能である。
　また、本実施形態によれば、燃焼室３内での噴霧の状態（当量比等）を演算やマップにより求めているため、燃焼室３内の圧力を直接的に検出する手段が必要ない。つまり、高価な筒内圧センサを不要とすることができ、低コストで高精度の着火遅れ期間の推定が可能である。
　－他の実施形態－
　以上説明した実施形態は、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、上記実施形態では、パイロット噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間を推定し、このパイロット噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間の適正化を図るに際して本発明を適用した場合について説明した。本発明はこれに限らず、メイン噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間を推定し、このメイン噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間の適正化を図る場合にも適用が可能である。
　また、上記実施形態におけるエンジン１のＶＶＴ機構６７は吸気バルブ１６のみの開閉タイミングを調整可能とするものであったが、吸気バルブ１６及び排気バルブ１７の両方の開閉タイミングを調整可能とするものであってもよい。
　また、上記実施形態では、総着火遅れ期間を目標着火遅れ期間に一致させるための制御として燃焼室３内の温度制御や酸素濃度制御を行っていた。本発明はこれに限らず、燃料噴射圧力（レール圧力）を補正するようにしてもよい。具体的には、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が長い場合には、燃料噴射圧力を高く設定してインジェクタ２３から噴射される燃料の微粒化を促進して物理的着火遅れ期間を短くする。逆に、目標着火遅れ期間に対して総着火遅れ期間が短い場合には、燃料噴射圧力を低く設定してインジェクタ２３から噴射される燃料の粒径を大きくして物理的着火遅れ期間を長くする。
　また、上記実施形態では、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１について説明したが、本発明は、可変噴射率インジェクタを適用したエンジンへの適用も可能である。
　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、混合気の着火遅れ期間の適正化を図る燃焼制御に適用可能である。
１　　　　エンジン（内燃機関）
２３　　　インジェクタ（燃料噴射弁）
３　　　　燃焼室
６７　　　ＶＶＴ機構（燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータ）
８　　　　排気還流装置（燃焼室内の温度及び酸素濃度を調整可能な制御パラメータ）
８１　　　低圧ＥＧＲ通路
８２　　　高圧ＥＧＲ通路
８４　　　低圧ＥＧＲバルブ
８５　　　高圧ＥＧＲバルブ

Claims (11)

  1. 　燃料噴射弁から燃焼室内に向けて噴射された燃料の着火遅れ期間を推定する内燃機関の着火遅れ期間推定装置であって、
    　上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比に基づいて物理的着火遅れ期間を算出する物理的着火遅れ期間算出手段と、
    　上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が所定当量比に達した時点での燃焼室内の環境条件に基づいて化学的着火遅れ期間を算出する化学的着火遅れ期間算出手段と、
    　上記算出された物理的着火遅れ期間と化学的着火遅れ期間とに基づいて燃料の総着火遅れ期間を算出する総着火遅れ期間算出手段とを備えていることを特徴とする内燃機関の着火遅れ期間推定装置。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置において、
    　上記物理的着火遅れ期間算出手段は、上記燃料噴射弁から燃料が噴射された時を基点とし、この燃料の噴霧中における当量比が、着火可能な噴霧内可燃当量比を超えた後、この噴霧内可燃当量比を下回った時点までの期間を物理的着火遅れ期間として算出する構成とされていることを特徴とする内燃機関の着火遅れ期間推定装置。
  3. 　請求項１記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置において、
    　化学的着火遅れ期間算出手段は、上記燃料噴射弁から燃料が噴射され、その燃料の噴霧中における当量比が着火可能な噴霧内可燃当量比に達した時点での燃焼室内の温度及び圧力に基づいて化学的着火遅れ期間を算出する構成とされていることを特徴とする内燃機関の着火遅れ期間推定装置。
  4. 　請求項２記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置において、
    　上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達して燃料が着火したか否かを判定し、上記噴霧内可燃当量比に達しておらず燃料が着火していない場合には、その噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達するように燃料噴射量の増量補正を行った上で上記物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出を行う構成とされていることを特徴とする内燃機関の着火遅れ期間推定装置。
  5. 　請求項２記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置において、
    　上記燃料噴射弁から噴射された燃料の噴霧中における当量比が上記噴霧内可燃当量比に達している領域の燃料蒸気量が所定の必要最少可燃蒸気量に達しているか否かを判定し、この必要最少可燃蒸気量に達していない場合には、その燃料蒸気量が必要最少可燃蒸気量に達するように燃料噴射量の増量補正を行った上で上記物理的着火遅れ期間算出手段による物理的着火遅れ期間の算出を行う構成とされていることを特徴とする内燃機関の着火遅れ期間推定装置。
  6. 　請求項１記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置において、
    　燃料噴射弁から燃焼室内に向けての燃料噴射として、少なくとも、主噴射と、この主噴射に先立って行われる副噴射とが実行可能とされ、上記総着火遅れ期間算出手段は、この副噴射の実行に対して燃料の総着火遅れ期間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着火遅れ期間推定装置。
  7. 　請求項１～６のうち何れか一つに記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置によって推定された総着火遅れ期間に基づいて着火時期を制御する着火時期制御装置であって、
    　上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど、燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータの制御により燃焼室内の温度を高く設定する燃焼室内温度補正手段を備えていることを特徴とする内燃機関の着火時期制御装置。
  8. 　請求項７記載の内燃機関の着火時期制御装置において、
    　上記燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータは、排気系から吸気系へ還流される排気ガスの温度であって、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど排気系から吸気系へ還流される排気ガスの温度を高く設定する構成となっていることを特徴とする内燃機関の着火時期制御装置。
  9. 　請求項７記載の内燃機関の着火時期制御装置において、
    　上記燃焼室内の温度を調整可能な制御パラメータは、吸気バルブの閉弁タイミングであって、上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど吸気バルブの閉弁タイミングをピストンの下死点側に移行させて実圧縮比を高くする構成となっていることを特徴とする内燃機関の着火時期制御装置。
  10. 　請求項１～６のうち何れか一つに記載の内燃機関の着火遅れ期間推定装置によって推定された総着火遅れ期間に基づいて着火時期を制御する着火時期制御装置であって、
    　上記推定された総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど、燃焼室内の酸素濃度を調整可能な制御パラメータの制御により燃焼室内の酸素濃度を高く設定する燃焼室内酸素濃度補正手段を備えていることを特徴とする内燃機関の着火時期制御装置。
  11. 　請求項１０記載の内燃機関の着火時期制御装置において、
    　上記燃焼室内の酸素濃度を調整可能な制御パラメータは、排気系から吸気系へ還流される排気ガスの還流量であって、上記推定される総着火遅れ期間が目標とする総着火遅れ期間よりも長いほど排気系から吸気系へ還流される排気ガスの還流量を少なく設定する構成となっていることを特徴とする内燃機関の着火時期制御装置。
PCT/JP2010/067548 2010-10-06 2010-10-06 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置 WO2012046312A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/878,130 US20130192561A1 (en) 2010-10-06 2010-10-06 Ignition delay period estimation apparatus and ignition time control apparatus for internal combustion engine
JP2012537517A JP5392418B2 (ja) 2010-10-06 2010-10-06 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置
PCT/JP2010/067548 WO2012046312A1 (ja) 2010-10-06 2010-10-06 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置
CN201080069429.6A CN103140661B (zh) 2010-10-06 2010-10-06 内燃机的发火延迟期间推定装置以及发火正时控制装置
EP10858120.8A EP2626540A1 (en) 2010-10-06 2010-10-06 Apparatus for estimating ignition delay period of internal combustion engine and apparatus for controlling ignition period

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2010/067548 WO2012046312A1 (ja) 2010-10-06 2010-10-06 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012046312A1 true WO2012046312A1 (ja) 2012-04-12

Family

ID=45927330

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/067548 WO2012046312A1 (ja) 2010-10-06 2010-10-06 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20130192561A1 (ja)
EP (1) EP2626540A1 (ja)
JP (1) JP5392418B2 (ja)
CN (1) CN103140661B (ja)
WO (1) WO2012046312A1 (ja)

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014234727A (ja) * 2013-05-31 2014-12-15 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の熱発生率波形作成装置及び燃焼状態診断装置
JP2016003589A (ja) * 2014-06-16 2016-01-12 スズキ株式会社 予混合圧縮自着火式内燃機関の燃焼時期推定装置および燃焼時期推定方法
JP2016070193A (ja) * 2014-09-30 2016-05-09 マツダ株式会社 エンジンの燃料制御装置
JP2017082799A (ja) * 2016-12-16 2017-05-18 スズキ株式会社 予混合圧縮自着火式内燃機関の制御装置
CN113217211A (zh) * 2021-04-20 2021-08-06 潍柴动力股份有限公司 柴油机、柴油机启动的控制***及方法

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5561430B2 (ja) * 2011-05-02 2014-07-30 トヨタ自動車株式会社 火花点火内燃機関
US9556845B2 (en) * 2013-03-12 2017-01-31 Ecomotors, Inc. Enhanced engine performance with fuel temperature control
JP6083360B2 (ja) * 2013-09-02 2017-02-22 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US9845763B2 (en) * 2015-05-06 2017-12-19 GM Global Technology Operations LLC Method for controlling an internal combustion engine
DE102015219133A1 (de) * 2015-10-02 2017-04-06 Continental Automotive Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine für ein Kraftfahrzeug und System für eine Brennkraftmaschine
CN111094731B (zh) * 2017-09-06 2022-04-26 株式会社 Ihi 发动机控制***
CN114491838A (zh) * 2021-12-31 2022-05-13 北京理工大学 一种低温环境下燃油喷雾着火滞燃期的计算方法

Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH1193735A (ja) 1997-09-18 1999-04-06 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの制御装置
JPH11148412A (ja) 1997-11-19 1999-06-02 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの制御装置
JP2003097329A (ja) * 2001-09-21 2003-04-03 Toyota Motor Corp 圧縮着火式内燃機関
JP2006183466A (ja) 2004-12-24 2006-07-13 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の燃焼制御装置
JP2008101591A (ja) * 2006-10-20 2008-05-01 Toyota Motor Corp 内燃機関の着火時期制御装置
JP2009299490A (ja) * 2008-06-10 2009-12-24 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2010116816A (ja) 2008-11-12 2010-05-27 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2010180748A (ja) 2009-02-04 2010-08-19 Toyota Motor Corp 可変動弁装置の制御装置
JP2010190119A (ja) * 2009-02-18 2010-09-02 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの燃焼制御装置

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4205647A (en) * 1978-12-29 1980-06-03 Firey Joseph C Engine intake fuel fractionator and stratifier
US4425892A (en) * 1979-08-24 1984-01-17 Firey Joseph C Further improved engine intake stratifier for continuously variable stratified mixtures
US4883032A (en) * 1989-01-23 1989-11-28 Ford Motor Company In-cylinder control of particulates and nitric oxide for diesel engine
US5967100A (en) * 1997-04-09 1999-10-19 Firey; Joseph C. Combustion process for compression ignition engines

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH1193735A (ja) 1997-09-18 1999-04-06 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの制御装置
JPH11148412A (ja) 1997-11-19 1999-06-02 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの制御装置
JP2003097329A (ja) * 2001-09-21 2003-04-03 Toyota Motor Corp 圧縮着火式内燃機関
JP2006183466A (ja) 2004-12-24 2006-07-13 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の燃焼制御装置
JP2008101591A (ja) * 2006-10-20 2008-05-01 Toyota Motor Corp 内燃機関の着火時期制御装置
JP2009299490A (ja) * 2008-06-10 2009-12-24 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2010116816A (ja) 2008-11-12 2010-05-27 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2010180748A (ja) 2009-02-04 2010-08-19 Toyota Motor Corp 可変動弁装置の制御装置
JP2010190119A (ja) * 2009-02-18 2010-09-02 Nissan Motor Co Ltd ディーゼルエンジンの燃焼制御装置

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014234727A (ja) * 2013-05-31 2014-12-15 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の熱発生率波形作成装置及び燃焼状態診断装置
JP2016003589A (ja) * 2014-06-16 2016-01-12 スズキ株式会社 予混合圧縮自着火式内燃機関の燃焼時期推定装置および燃焼時期推定方法
JP2016070193A (ja) * 2014-09-30 2016-05-09 マツダ株式会社 エンジンの燃料制御装置
JP2017082799A (ja) * 2016-12-16 2017-05-18 スズキ株式会社 予混合圧縮自着火式内燃機関の制御装置
CN113217211A (zh) * 2021-04-20 2021-08-06 潍柴动力股份有限公司 柴油机、柴油机启动的控制***及方法

Also Published As

Publication number Publication date
CN103140661B (zh) 2015-09-09
CN103140661A (zh) 2013-06-05
EP2626540A1 (en) 2013-08-14
JP5392418B2 (ja) 2014-01-22
US20130192561A1 (en) 2013-08-01
JPWO2012046312A1 (ja) 2014-02-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5392418B2 (ja) 内燃機関の着火遅れ期間推定装置及び着火時期制御装置
WO2010035341A1 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2009167821A (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
WO2011118031A1 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
JPWO2012127569A1 (ja) 内燃機関の制御装置
JP5110208B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
WO2010035342A1 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP5218461B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
JP5177326B2 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
EP2757238B1 (en) Control device for an internal combustion engine
JP5267746B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
JP5105004B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP5257519B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP2012092748A (ja) 内燃機関のＮＯｘ発生量推定装置及び制御装置
JP5240417B2 (ja) 内燃機関の拡散燃焼開始時期推定装置及び拡散燃焼開始時期制御装置
JP5077491B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP5093407B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
JP5257520B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP5278622B2 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP5672897B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御装置
JP5170317B2 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置
JP5196028B2 (ja) 内燃機関の燃料噴射制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080069429.6

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10858120

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2012537517

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2010858120

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010858120

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13878130

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE