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WO2013051109A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

内燃機関の制御装置 Download PDF

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Publication number
WO2013051109A1
WO2013051109A1 PCT/JP2011/072850 JP2011072850W WO2013051109A1 WO 2013051109 A1 WO2013051109 A1 WO 2013051109A1 JP 2011072850 W JP2011072850 W JP 2011072850W WO 2013051109 A1 WO2013051109 A1 WO 2013051109A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
delay period
ignition delay
internal combustion
combustion engine
injection
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/072850
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
翔太 長野
尚幸 都築
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 PCT/JP2011/072850 priority Critical patent/WO2013051109A1/ja
Priority to EP11826156.9A priority patent/EP2778377B1/en
Priority to JP2012518640A priority patent/JP5229428B1/ja
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • 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
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • 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
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a compression self-ignition internal combustion engine represented by a diesel engine.
  • the present invention relates to a measure for optimizing the ignition delay period.
  • the combustion of a diesel engine mounted on an automobile or the like mainly includes 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 period As a means for optimizing the ignition timing of the air-fuel mixture, it is known to optimize the ignition delay period. Specifically, it is possible to make the supercharging pressure of intake air constant or make the gas amount (air amount) supplied into the cylinder constant. For example, in an engine equipped with a variable displacement supercharger, the intake supercharging pressure is made constant by adjusting a variable displacement mechanism (for example, a nozzle vane mechanism), or the amount of gas supplied into the cylinder is made constant. .
  • a variable displacement mechanism for example, a nozzle vane mechanism
  • FIG. 10A shows the change in the intake gas amount with respect to the change in the outside air temperature
  • FIG. 10B shows the change in the supercharging pressure with respect to the change in the outside air temperature
  • FIG. 10C shows the ignition delay period with respect to the change in the outside air temperature.
  • the solid line in the figure shows the case where the supercharging pressure is made constant
  • the broken line in the figure shows the case where the intake gas amount is made constant.
  • pilot injection and main injection are performed as fuel injection
  • the ignition delay period of pilot injection fluctuates
  • the preheating effect on the fuel injected by main injection fluctuates.
  • the ignition timing of the injected fuel will vary greatly.
  • misfires may be caused in the cylinder, or combustion noise increases due to changes in the premixing ratio (increases in combustion noise as the premixing ratio increases) and black smoke generation increases (the premixing ratio decreases). This may lead to an increase in the amount of black smoke generated due to the decrease in size.
  • the present invention has been made in view of such a point, and an object thereof is to provide a control device for an internal combustion engine capable of optimizing an ignition delay period.
  • the outline of the present invention taken in order to achieve the above object is to adjust the fuel ignition delay period by controlling the variable capacity mechanism of the variable capacity supercharger. Is set to be an ignition delay period (an ignition delay period for causing ideal combustion).
  • the present invention is premised on a control device for a compression self-ignition internal combustion engine including a variable displacement supercharger having a variable displacement mechanism.
  • the control device for the compression self-ignition internal combustion engine is provided with control means for controlling the variable capacity mechanism so that the actual ignition delay period of the fuel injected from the fuel injection valve into the cylinder approaches the target ignition delay period. ing.
  • variable capacity mechanism is controlled so that this actual ignition delay period becomes longer, and conversely, the actual ignition delay period becomes the target ignition delay period.
  • the variable capacity mechanism is controlled so that the actual ignition delay period is shortened.
  • the variable ignition mechanism can be controlled by reflecting the influence of environmental changes, operational transients, etc., so that the actual fuel ignition delay period can be brought close to the target ignition delay period. Along with the optimization of the delay period, a premix ratio can be obtained appropriately, preventing misfire and improving exhaust emission.
  • control means include the following.
  • the deviation of the ignition delay period is obtained by subtracting the actual ignition delay period from the target ignition delay period, and the variable capacity mechanism is controlled so that the actual ignition delay period becomes longer as the deviation of the ignition delay period increases. Is.
  • the actual ignition delay period is preferably estimated based on at least one of the supercharging pressure in the intake system, the intake gas amount, the intake gas temperature, the internal combustion engine coolant temperature, the fuel injection timing, and the fuel injection amount.
  • the target ignition delay period is set according to the operating state of the internal combustion engine.
  • the ignition delay period can be adjusted with high accuracy.
  • variable displacement mechanism is constituted by a variable nozzle vane mechanism that adjusts the opening degree of a plurality of nozzle vanes that makes the flow area of the exhaust gas flow path inside the supercharger variable.
  • control means opens the nozzle vane so that the larger the deviation of the ignition delay period obtained by subtracting the actual ignition delay period from the target ignition delay period, the longer the actual fuel ignition delay period. Is supposed to increase.
  • the control means is configured to control the variable capacity mechanism so that the actual ignition delay period of the fuel injected by the sub-injection approaches the target ignition delay period.
  • the control means controls the ignition delay period by adjusting the opening in an opening region where the opening of the nozzle vane is relatively large. Compared to the case where the ignition delay period is controlled by adjusting the opening in the opening range where the nozzle vane opening is smaller than the opening range, the change amount of the nozzle vane opening relative to the unit ignition delay period change amount is set larger. It is configured.
  • the ignition delay period of the fuel is adjusted by controlling the variable displacement mechanism of the variable displacement supercharger. For this reason, with the optimization of the ignition delay period, a premixing ratio can be appropriately obtained, and misfire prevention and exhaust emission improvement can be achieved.
  • 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 view of the variable nozzle vane mechanism as viewed from the outside of the turbocharger.
  • FIG. 4 is a view of the variable nozzle vane mechanism as viewed from the inside of the turbocharger.
  • FIG. 5 is a block diagram illustrating a configuration of a control system such as an ECU.
  • FIG. 6 shows changes in the heat generation rate (heat generation amount per unit rotation angle of the crankshaft) and fuel injection rate (fuel injection per unit rotation angle of the crankshaft) when ideal combustion is performed in the combustion stroke.
  • FIG. 7 is a flowchart showing the procedure of ignition delay control.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating a relationship between the outside air temperature and the ignition delay period when the ignition delay control according to the embodiment is performed.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the VN opening degree and the ignition delay period.
  • FIG. 10 shows a prior art
  • FIG. 10 (a) shows a change in the amount of intake gas with respect to a change in outside air temperature
  • FIG. 10 (b) shows a change in supercharging pressure with respect to a change in outside air temperature
  • FIG. 10 (c) These are figures which show the change of the ignition delay period with respect to the change of outside temperature, respectively.
  • 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, an engine fuel passage 27, 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) high pressure fuel at a predetermined pressure, and distributes the accumulated fuel to the injectors 23, 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.
  • 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 exhaust system 7 includes an exhaust manifold 72 connected to an exhaust port 71 formed in the cylinder head 15, and an exhaust pipe 73 constituting an exhaust passage is connected to the exhaust manifold 72.
  • An exhaust purification device 77 is disposed in the exhaust passage.
  • the exhaust gas purification device 77 includes a catalyst (NOx storage catalyst or oxidation catalyst) and a DPF (Diesel Particle Filter). Further, as the exhaust purification device 77, a DPNR catalyst (Diesel Particle-NOx Reduction catalyst) may be employed.
  • 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 portion of the cylinder block 11, 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 piston 13 is connected to a crankshaft that is an engine output shaft by a connecting rod 18.
  • a connecting rod 18 As a result, the reciprocating movement of the piston 13 in the cylinder bore 12 is transmitted to the crankshaft via the connecting rod 18, and the engine output is obtained by rotating the crankshaft.
  • 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 and the exhaust port 71, respectively, and an intake valve 16 for opening and closing the intake port 15a and an exhaust valve 17 for opening and closing the exhaust port 71 are disposed.
  • 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.
  • 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 in the present embodiment is a variable nozzle type (variable capacity type) turbocharger, and a variable nozzle vane mechanism (variable capacity mechanism) 54 (see FIGS. 3 and 4) is provided on the turbine wheel 52 side.
  • the supercharging pressure of the engine 1 can be adjusted by adjusting the opening degree of the nozzle vane 59 provided in the variable nozzle vane mechanism 54.
  • a specific configuration of the variable nozzle vane mechanism 54 will be described later.
  • 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 engine 1 is provided with an exhaust gas recirculation passage (EGR passage) 8 that connects the intake system 6 and the exhaust system 7.
  • the EGR passage 8 is configured to reduce the combustion temperature by recirculating a part of the exhaust gas to the intake system 6 and supplying it again to the combustion chamber 3, thereby reducing the amount of NOx generated.
  • the EGR passage 8 is opened and closed steplessly by electronic control, and the exhaust gas passing through the EGR passage 8 (recirculating) is cooled by an EGR valve 81 that can freely adjust the exhaust flow rate flowing through the passage.
  • An EGR cooler 82 is provided.
  • the EGR passage 8, the EGR valve 81, the EGR cooler 82, and the like constitute an EGR device (exhaust gas recirculation device).
  • variable nozzle vane mechanism 54 -Configuration of variable nozzle vane mechanism 54-
  • the configuration of the variable nozzle vane mechanism 54 provided in the turbocharger (variable capacity turbocharger) 5 will be described with reference to FIGS.
  • FIG. 3 is a front view of the variable nozzle vane mechanism 54 viewed from the outside of the turbocharger 5 (view of the variable nozzle vane mechanism 54 viewed from the compressor side).
  • FIG. 4 is a view of the variable nozzle vane mechanism 54 as viewed from the inside of the turbocharger 5 (from the accommodation space (inside the turbine housing) side of the turbine wheel 52).
  • the variable nozzle vane mechanism 54 includes a unison ring 56 (see FIG. 3) and a plurality of arms 57, 57,... That are located on the inner peripheral side of the unison ring 56 and engaged with the recesses 56a of the unison ring 56.
  • a nozzle plate (NV plate) 58 (see FIG. 4) disposed so as to face the unison ring 56 in the axial direction of the turbocharger, and a main for driving the plurality of arms 57, 57,.
  • An arm 57 a and a vane shaft 59 a that is connected to the arm 57 and drives the nozzle vane 59 are provided.
  • the vane shaft 59a is rotatably supported by the nozzle plate 58, and connects each arm 57 and each nozzle vane 59 in an integral manner.
  • a housing plate (not shown) and the nozzle plate 58 are arranged to face each other, and an arrangement space for the nozzle vane 59 is formed between them. That is, the exhaust gas flow path is formed between the nozzle plate 58 and the housing plate, and the nozzle vane 59 is disposed in the flow path.
  • the variable nozzle vane mechanism 54 is a mechanism for adjusting the rotation angle (rotation posture) of the plurality of (for example, twelve) nozzle vanes 59, 59,... Disposed at equal intervals on the outer peripheral side of the turbine wheel 52.
  • the drive link 57b connected to the main arm 57a By rotating the drive link 57b connected to the main arm 57a by a predetermined angle, the turning force is applied to the drive shaft 57c, the main arm 57a, the unison ring 56, the arms 57, 57,.
  • 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 downstream of the exhaust purification device 77 of the exhaust system 7.
  • the exhaust temperature sensor 45 outputs a detection signal corresponding to the temperature of exhaust gas (exhaust temperature) downstream of the exhaust purification device 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 microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like (not shown) and an input / output circuit.
  • the input circuit of the ECU 100 includes 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. Is connected.
  • the input circuit 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 an output shaft (crank) of the engine 1.
  • a crank position sensor 40 that outputs a detection signal (pulse) each time the shaft rotates a certain angle is connected.
  • the supply circuit 21, the injector 23, the throttle valve 62, the EGR valve 81, and the variable nozzle vane mechanism (actuator for adjusting the opening degree of the nozzle vane 59) 54 of the turbocharger 5 are connected to the output circuit of the ECU 100. ing.
  • 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. .
  • 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.
  • the pilot injection fuel injection from a plurality of injection holes formed in the injector 23
  • the fuel injection is temporarily stopped.
  • the main injection is executed when the piston 13 reaches the vicinity of the compression top dead center after a predetermined interval.
  • the fuel is combusted by self-ignition, and energy generated by this combustion is kinetic energy for pushing the piston 13 toward the bottom dead center (energy serving as engine output), and heat energy for raising the temperature in the combustion chamber 3.
  • the heat energy is radiated to the outside (for example, cooling water) through the cylinder block 11 and the cylinder head 15.
  • the waveform shown in the upper part of FIG. 6 is an ideal heat generation rate waveform related to combustion of fuel injected by pilot injection and main injection, with the horizontal axis representing the crank angle and the vertical axis representing the heat generation rate.
  • TDC in the figure indicates the crank angle position corresponding to the compression top dead center of the piston 13.
  • the waveform shown in the lower part of FIG. 6 shows a waveform of the injection rate of fuel injected from the injector 23 (fuel injection amount per unit rotation angle of the crankshaft).
  • the heat release rate waveform for example, combustion of fuel injected by main injection is started from the vicinity of the compression top dead center (TDC) of the piston 13, and a predetermined piston position after the compression top dead center of the piston 13 (for example, The heat generation rate reaches a maximum value (peak value) at 10 degrees after compression top dead center (ATDC 10 °), and a predetermined piston position after compression top dead center (for example, 25 degrees after compression top dead center ( At the time of ATDC 25 °), the combustion of the fuel injected in the main injection ends.
  • the combustion center of gravity is 10 degrees after compression top dead center (ATDC 10 °)
  • about 50% of the total heat generation amount in the expansion stroke is generated by ATDC 10 °, and the engine 1 is operated with high thermal efficiency. Is possible.
  • the cylinder is sufficiently preheated by pilot injection, and the fuel injected in the main injection is immediately self-ignited by this preheating.
  • the thermal decomposition proceeds due to exposure to a temperature environment higher than the temperature, and combustion starts immediately after injection.
  • the ECU 100 controls the opening degree of the EGR valve 81 according to the operating state of the engine 1 and adjusts the exhaust gas recirculation amount (EGR amount) toward the intake manifold 63.
  • This EGR amount is set in accordance with an EGR map that is created in advance by experiments, simulations, or the like and stored in the ROM.
  • This EGR map is a map for determining the EGR amount (EGR rate) using the engine speed and the engine load as parameters.
  • the fuel injection pressure when executing 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.
  • This target rail pressure is set according to a fuel pressure setting map stored in the ROM, for example. In this embodiment, the fuel pressure is adjusted between 30 MPa and 200 MPa according to the engine load and the like.
  • 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.
  • a feature of the present embodiment is ignition delay control for optimizing the ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection.
  • this ignition delay control will be described.
  • a target ignition delay period calculated based on the operating state of the engine 1 is compared with an actual ignition delay period (hereinafter referred to as an “estimated ignition delay period”), and the deviation is calculated. Accordingly, the nozzle vane opening degree of the variable nozzle vane mechanism 54 is adjusted. As the nozzle vane opening, when the estimated ignition delay period is shorter than the target ignition delay period (ignition delay is small), the larger the deviation, the larger the nozzle vane opening and lower the supercharging pressure to ignite. If the estimated ignition delay period is longer than the target ignition delay period (ignition delay is large) while the delay period is lengthened, ignition increases by increasing the supercharging pressure by reducing the nozzle vane opening as the deviation increases. Shorten the delay period.
  • This ignition delay control will be specifically described with reference to the flowchart of FIG. This flowchart is repeatedly executed every several milliseconds after the engine 1 is started or every time a combustion stroke is performed.
  • step ST1 the coolant temperature THW of the engine 1 is read. This cooling water temperature THW is detected by the water temperature sensor 46.
  • step ST2 the process proceeds to step ST2, and the engine speed NE and the engine load QFIN are read.
  • the engine speed NE is calculated based on the output signal of the crank position sensor 40. Further, the engine load QFIN is obtained based on the output signal of the accelerator opening sensor 47 and the like.
  • This calculation formula is for obtaining the ignition delay period in the pilot injection necessary for performing ideal combustion as shown in FIG. 6 as the target ignition delay period Dtrg, and is obtained by experiments and simulations in advance. Has been obtained.
  • step ST4 the supercharging pressure PIM and the intake gas temperature TIM are read.
  • the supercharging pressure PIM is detected by the intake pressure sensor 48.
  • the intake gas temperature TIM is detected by the intake temperature sensor 49.
  • step ST8 the estimated ignition delay period Dest is calculated by a predetermined arithmetic expression using the supercharging pressure PIM, the intake gas amount GCYL, the coolant temperature THW, the intake gas temperature TIM, the pilot injection timing AINJP, and the pilot injection amount qpl.
  • Dest j (PIM, GCYL, THW, TIM, AINJP, qpl)). This calculation formula is for calculating the actual ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection, and is obtained in advance by experiments and simulations.
  • the process proceeds to step ST9, and the deviation Ddif of these ignition delay periods is calculated.
  • the deviation Ddif is calculated as a large value.
  • the deviation Ddif is calculated as a small value.
  • the arithmetic expressions for obtaining the proportional term Pvnp and the integral term Pvni are also obtained in advance by experiments and simulations.
  • the control value PVN of the VN opening is obtained, and in step ST11, the VN opening is corrected according to this control value. Specifically, when the deviation Ddif is calculated as a large value (when the estimated ignition delay period Dest is shorter than the target ignition delay period Dtrg), the VN opening is set so as to lengthen the ignition delay period. The variable nozzle vane mechanism 54 is controlled so as to increase. On the other hand, when the deviation Ddif is calculated as a small value (when the estimated ignition delay period Dest is longer than the target ignition delay period Dtrg), the VN opening becomes small so as to shorten the ignition delay period. Thus, the variable nozzle vane mechanism 54 is controlled.
  • the ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection can be optimized, thereby injecting the main injection. It is possible to obtain the combustion state of the obtained fuel as an ideal combustion state (for example, a combustion state in which a heat release rate waveform as shown in FIG. 6 is obtained). As a result, it is possible to simultaneously satisfy various requirements such as improvement of exhaust emission by reducing the NOx generation amount and smoke generation amount, reduction of combustion noise during the combustion stroke, and sufficient securing of engine torque.
  • FIG. 8 is a diagram showing a change in the ignition delay period with respect to a change in the outside air temperature when the ignition delay control of the present embodiment is performed.
  • FIG. 8 shows a case where A in the figure is set as the target ignition delay period.
  • the ignition delay period is the target ignition delay period, and an ideal combustion state is obtained. ing.
  • the proportional term Pvnp and the integral term Pvni for obtaining the control value PVN for correcting the VN opening are calculated using the calculated deviation Ddif.
  • the control of the VN opening is performed in consideration of the change rate of the ignition delay period with respect to the change amount of the VN opening depending on the opening region of the VN opening. It is a thing. This will be specifically described below.
  • FIG. 9 is a diagram showing a tendency of change in the ignition delay period according to the opening range of the VN opening.
  • the change rate of the ignition delay period with respect to the change amount of the VN opening is relatively large.
  • the degree of influence of the change in the VN opening with respect to the change in the ignition delay period is large, and the amount of change in the VN opening required to change the ignition delay period by the unit ignition delay period is small.
  • the change rate of the ignition delay period with respect to the change amount of the VN opening is relatively small.
  • the degree of influence of the change in the VN opening relative to the change in the ignition delay period is small, and the amount of change in the VN opening required to change the ignition delay period by the unit ignition delay period is large.
  • the change in the VN opening is considered in accordance with the current VN opening in consideration of the degree of influence on the change in the ignition delay period.
  • the amount is calculated. Specifically, the control value PVN obtained in step ST10 in the flowchart described in the above embodiment is multiplied by a correction coefficient corresponding to the current VN opening, thereby controlling the VN opening. The value PVN is corrected, and the VN opening is corrected according to the corrected control value PVN.
  • the correction operation of the control value PVN is set so that the correction amount for the control value PVN (the correction amount that increases the change in the VN opening) increases as the current VN opening increases.
  • the case where the ignition delay period of the fuel injected by the pilot injection is optimized 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 in the main injection is optimized when the main injection is executed without executing the pilot injection.
  • variable displacement mechanism is not limited to the variable nozzle vane mechanism, and the present invention can be applied to those equipped with various known variable displacement mechanisms.
  • the present invention is applicable to control for optimizing the fuel ignition delay period in a common rail in-cylinder direct injection multi-cylinder diesel engine mounted on an automobile.

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Abstract

　可変ノズルベーン機構を有するターボチャージャを備えたディーゼルエンジンにおいて、過給圧ＰＩＭ、吸入ガス量ＧＣＹＬ、吸入ガス温度ＴＩＭ、冷却水温度ＴＨＷ、パイロット噴射時期ＡＩＮＪＰ、パイロット噴射量ｑｐｌからパイロット噴射での推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔを算出すると共に、エンジン回転数ＮＥ及びエンジン負荷ＱＦＩＮからパイロット噴射での目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇを算出する。目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇから推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔを減算して偏差Ｄｄｉｆを求め、この偏差ＤｄｉｆからＶＮ開度制御値ＰＶＮを算出し、推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔが目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇに一致するように可変ノズルベーン機構のＶＮ開度を制御する。

Description

内燃機関の制御装置
　本発明は、ディーゼルエンジンに代表される圧縮自着火式内燃機関の制御装置に係る。特に、本発明は、着火遅れ期間の適正化を図るための対策に関する。
　例えば下記の特許文献１や特許文献２に開示されているように、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。
　そして、この混合気の着火時期を適正化するための手段として、着火遅れ期間の適正化を図ることが知られている。具体的には、吸気の過給圧を一定にしたり、筒内へ供給されるガス量（空気量）を一定にすることが挙げられる。例えば可変容量型の過給機を備えたエンジンにおいて、可変容量機構（例えばノズルベーン機構）の調整によって吸気の過給圧を一定にしたり、筒内へ供給されるガス量を一定にするものである。
特開２００９－７９６６号公報 特開２００９－８５１１８号公報
　ところが、上述した如く吸気の過給圧を一定にしたり筒内へ供給されるガス量を一定にしたとしても、着火遅れ期間の適正化を図るには限界がある。その理由を以下に述べる。仮に吸気の過給圧を一定にしたとしても、外気温度や、過給後のガス温度や、ＥＧＲ率等が異なれば筒内へ供給されるガスの温度が異なることになり、それに起因して気筒内への吸入ガス量が変化し、気筒内での圧縮端温度が変化してしまうことになる。このため、この温度の変化によって燃料の着火タイミングが変動し、その結果、着火遅れ期間が適正な値からずれてしまうことになる。また、仮に筒内へ供給されるガス量を一定にしたとしても、上述したように吸気温度に関連するパラメータ（上記外気温度等）が異なれば、燃料噴射時期におけるガス温度や筒内圧が変化してしまうことになる。その結果、この場合にも着火遅れ期間が適正な値からずれてしまうことになる。
　具体例として外気温度が変化する場合について説明する。図１０（ａ）は外気温度の変化に対する吸入ガス量の変化を、図１０（ｂ）は外気温度の変化に対する過給圧の変化を、図１０（ｃ）は外気温度の変化に対する着火遅れ期間の変化をそれぞれ示す図であって、図中の実線は過給圧を一定にした場合を、図中の破線は吸入ガス量を一定にした場合をそれぞれ示している。過給圧を一定にした場合、外気温度の変化に伴って吸入ガス量が変化する（外気温度が高くなるほど吸入ガス量が少なくなる；図１０（ａ）の実線を参照）。そして、外気温度が高くなるほど着火遅れ期間は短くなる（図１０（ｃ）の実線を参照）。一方、ガス量を一定にした場合、外気温度の変化に伴って過給圧が変化する（外気温度が高くなるほど過給圧が高くなる；図１０（ｂ）の破線を参照）。このため、外気温度が高くなるほど着火遅れ期間は短くなる（図１０（ｃ）の破線を参照）。このように外気温度の変化によって着火遅れ期間が変動するため、着火遅れ期間の適正化を図ることが困難であった。
　特に、燃料噴射としてパイロット噴射とメイン噴射とを行う場合、パイロット噴射の着火遅れ期間が変動してしまうと、メイン噴射で噴射される燃料に対する予熱効果が変動し、それに伴って、このメイン噴射で噴射される燃料の着火タイミングが大きく変動することになる。その結果、筒内で失火を招いてしまったり、予混合割合の変化によって燃焼音の増大（予混合割合が大きくなることに伴う燃焼音の増大）や黒煙発生量の増大（予混合割合が小さくなることに伴う黒煙発生量の増大）を招いてしまう可能性がある。
　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、着火遅れ期間の適正化を図ることができる内燃機関の制御装置を提供することにある。
　－発明の概要－
　上記の目的を達成するために講じられた本発明の概要は、可変容量型過給機の可変容量機構を制御することで、燃料の着火遅れ期間を調整し、実際の着火遅れ期間が、目標とする着火遅れ期間（理想的な燃焼を行わせるための着火遅れ期間）となるようにしている。
　－解決手段－
　具体的に、本発明は、可変容量機構を有する可変容量型過給機を備えた圧縮自着火式内燃機関の制御装置を前提とする。この圧縮自着火式内燃機関の制御装置に対し、燃料噴射弁から気筒内に噴射された燃料の実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に近付くように上記可変容量機構を制御する制御手段を備えさせている。
　この特定事項により、実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に対して短い場合には、この実着火遅れ期間が長くなるように可変容量機構が制御され、逆に、実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に対して長い場合には、この実着火遅れ期間が短くなるように可変容量機構が制御される。従来技術では、吸気の過給圧を一定にしたり筒内へ供給されるガス量を一定にしたとしても、環境変化や運転過渡等に起因して着火遅れ期間を適正化することが困難であった。これに対し、本解決手段によれば、環境変化や運転過渡等の影響も反映した上で可変容量機構を制御して燃料の実着火遅れ期間を目標着火遅れ期間に近付けることができるため、着火遅れ期間の適正化に伴って、予混合割合が適切に得られ、失火の防止や排気エミッションの改善を図ることができる。
　上記制御手段の構成として具体的には以下のものが挙げられる。つまり、上記目標着火遅れ期間から実着火遅れ期間を減算することにより着火遅れ期間の偏差を求め、この着火遅れ期間の偏差が大きいほど実着火遅れ期間を長くするように上記可変容量機構を制御するものである。
　この場合、上記実着火遅れ期間として、好ましくは、吸気系における過給圧、吸入ガス量、吸入ガス温度、内燃機関冷却水温度、燃料噴射時期、燃料噴射量のうち少なくとも一つに基づいて推定する一方、目標着火遅れ期間は、内燃機関運転状態に応じて設定する。
　このようにして実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に近付くように可変容量機構を制御することにより、着火遅れ期間を高い精度で調整することが可能になる。
　上記可変容量機構として具体的には、過給機内部の排気ガス流路の流路面積を可変とする複数のノズルベーンの開度を調整する可変ノズルベーン機構により構成されている。この場合、上記制御手段は、上記目標着火遅れ期間から実着火遅れ期間を減算することにより得られた着火遅れ期間の偏差が大きいほど燃料の実着火遅れ期間を長くするように上記ノズルベーンの開度を大きくするようになっている。
　また、上記燃料噴射弁から気筒内への燃料噴射動作として、少なくとも、主噴射と、この主噴射に先立って行われ且つ気筒内の予熱に寄与する副噴射とが実行可能となっている場合、上記制御手段は、上記副噴射で噴射された燃料の実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に近付くように上記可変容量機構を制御する構成となっている。
　これにより、主噴射で噴射された燃料の燃焼状態を理想的な燃焼状態として得ることが可能となり、その結果、ＮＯｘ発生量やスモーク発生量を削減することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが可能となる。
　また、上述した如く可変容量機構を可変ノズルベーン機構により構成した場合、上記制御手段は、上記ノズルベーンの開度が比較的大きい開度領域でその開度調整によって着火遅れ期間を制御する場合には、その開度領域よりもノズルベーンの開度が小さい開度領域でその開度調整によって着火遅れ期間を制御する場合に比べて、単位着火遅れ期間変更量に対するノズルベーンの開度の変化量を大きく設定する構成としている。
　これにより、ノズルベーンの開度領域に応じて、ノズルベーン開度の変化量に対する着火遅れ期間の変化割合が異なっているといった特性を考慮した高い精度での着火遅れ期間の適正化を図ることが可能となる。
　本発明では、可変容量型過給機の可変容量機構を制御することで、燃料の着火遅れ期間を調整するようにしている。このため、着火遅れ期間の適正化に伴って、予混合割合が適切に得られ、失火の防止や排気エミッションの改善を図ることができる。
図１は、実施形態に係るエンジン及びその制御系統の概略構成を示す図である。 図２は、ディーゼルエンジンの燃焼室及びその周辺部を示す断面図である。 図３は、可変ノズルベーン機構をターボチャージャの外側から見た図である。 図４は、可変ノズルベーン機構をターボチャージャの内側から見た図である。 図５は、ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。 図６は、燃焼行程において理想的な燃焼が行われた場合の熱発生率（クランク軸の単位回転角度当たりの熱発生量）の変化及び燃料噴射率（クランク軸の単位回転角度当たりの燃料噴射量）の変化を示す波形図である。 図７は、着火遅れ制御の手順を示すフローチャート図である。 図８は、実施形態に係る着火遅れ制御が行われた場合における外気温度と着火遅れ期間との関係を示す図である。 図９は、ＶＮ開度と着火遅れ期間との関係を示す図である。 図１０は、従来技術を示し、図１０（ａ）は外気温度の変化に対する吸入ガス量の変化を、図１０（ｂ）は外気温度の変化に対する過給圧の変化を、図１０（ｃ）は外気温度の変化に対する着火遅れ期間の変化をそれぞれ示す図である。
　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、機関燃料通路２７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、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２３，２３，…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。
　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。
　排気系７は、シリンダヘッド１５に形成された排気ポート７１に接続される排気マニホールド７２を備え、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が接続されている。また、この排気通路には排気浄化装置７７が配設されている。この排気浄化装置７７には、触媒（ＮＯｘ吸蔵触媒または酸化触媒）及びＤＰＦ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ　Ｆｉｌｔｅｒ）が備えられている。また、排気浄化装置７７としてはＤＰＮＲ触媒（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｔｉｃｕｌａｔｅ－ＮＯｘ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ触媒）が採用されていてもよい。
　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。
　上記ピストン１３は、コネクティングロッド１８によって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、上記吸気ポート１５ａ及び上記排気ポート７１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。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。
　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。
　また、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（可変容量型）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（可変容量機構）５４（図３及び図４を参照）が設けられており、この可変ノズルベーン機構５４に備えられたノズルベーン５９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ようになっている。この可変ノズルベーン機構５４の具体構成については後述する。
　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。
　また、エンジン１には、吸気系６と排気系７とを接続する排気還流通路（ＥＧＲ通路）８が設けられている。このＥＧＲ通路８は、排気の一部を適宜吸気系６に還流させて燃焼室３へ再度供給することにより燃焼温度を低下させ、これによってＮＯｘ発生量を低減させるものである。また、このＥＧＲ通路８には、電子制御によって無段階に開閉され、同通路を流れる排気流量を自在に調整することができるＥＧＲバルブ８１と、ＥＧＲ通路８を通過（還流）する排気を冷却するためのＥＧＲクーラ８２とが設けられている。これらＥＧＲ通路８、ＥＧＲバルブ８１、ＥＧＲクーラ８２等によってＥＧＲ装置（排気還流装置）が構成されている。
　－可変ノズルベーン機構５４の構成－
　次に、上記ターボチャージャ（可変容量型ターボチャージャ）５に備えられた可変ノズルベーン機構５４の構成について図３及び図４を用いて説明する。
　図３は、可変ノズルベーン機構５４をターボチャージャ５の外側から見た正面図（可変ノズルベーン機構５４をコンプレッサ側から見た図）である。また、図４は、可変ノズルベーン機構５４をターボチャージャ５の内側（タービンホイール５２の収容空間（タービンハウジング内）側）から見た図である。
　上記可変ノズルベーン機構５４は、ユニゾンリング５６（図３参照）と、このユニゾンリング５６の内周側に位置し、ユニゾンリング５６の凹部５６ａに係合された複数のアーム５７，５７，…と、ユニゾンリング５６に対してターボチャージャ軸心方向で対向するように配設されたノズルプレート（ＮＶプレート）５８（図４参照）と、上記複数本のアーム５７，５７，…を駆動させるためのメインアーム５７ａと、上記アーム５７に接続されてノズルベーン５９を駆動するベーンシャフト５９ａとを備えている。このベーンシャフト５９ａは上記ノズルプレート５８に回転自在に支持されて、各アーム５７と各ノズルベーン５９とをそれぞれ回動一体に連結している。
　また、図示しないハウジングプレートと上記ノズルプレート５８とが対向配置されて、この両者間で上記ノズルベーン５９の配設空間を形成している。つまり、これらノズルプレート５８とハウジングプレートとの間で排気ガスの流路が形成され、この流路内にノズルベーン５９が配設された構成となっている。
　この可変ノズルベーン機構５４は、タービンホイール５２の外周側に等間隔に配設された上記複数（例えば１２枚）のノズルベーン５９，５９，…の回動角度（回動姿勢）を調整するための機構であり、上記メインアーム５７ａに接続されている駆動リンク５７ｂを所定の角度だけ回動させることにより、その回動力が、駆動シャフト５７ｃ、メインアーム５７ａ、ユニゾンリング５６、アーム５７，５７，…、ベーンシャフト５９ａ，５９ａ，…を介してノズルベーン５９，５９，…に伝わり、各ノズルベーン５９，５９，…が連動して回動し、タービンハウジング渦室からタービンホイール５２へ向かう排気ガスの流量および流速を調整することが可能となっている。この可変ノズルベーン機構５４の構成及び動作は周知であるため、ここでの詳細な説明は省略する。
　－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の排気浄化装置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の排気浄化装置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、図示しないＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなるマイクロコンピュータと入出力回路とを備えている。図５に示すように、ＥＣＵ１００の入力回路には、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、入力回路には、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、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、ＥＣＵ１００の出力回路には、上記サプライポンプ２１、インジェクタ２３、スロットルバルブ６２、ＥＧＲバルブ８１、及び、上記ターボチャージャ５の可変ノズルベーン機構（ノズルベーン５９の開度を調整するアクチュエータ）５４が接続されている。
　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ＲＯＭ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。
　具体的な燃料噴射形態の一例としては、ピストン１３が圧縮上死点に達する前に上記パイロット噴射（インジェクタ２３に形成された複数の噴孔からの燃料噴射）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が圧縮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。これにより燃料が自己着火によって燃焼し、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。
　ディーゼルエンジン１においては、ＮＯｘ発生量やスモーク発生量を削減することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが重要である。これら要求を連立するための手法として、燃焼行程時における気筒内での熱発生率の変化状態（熱発生率波形で表される変化状態）を適切にコントロールすることが有効である。
　図６の上段に示す波形は、横軸をクランク角度、縦軸を熱発生率とし、パイロット噴射及びメイン噴射で噴射された燃料の燃焼に係る理想的な熱発生率波形を示している。図中のＴＤＣはピストン１３の圧縮上死点に対応したクランク角度位置を示している。また、図６の下段に示す波形は、インジェクタ２３から噴射される燃料の噴射率（クランク軸の単位回転角度当たりの燃料噴射量）波形を示している。
　上記熱発生率波形としては、例えば、ピストン１３の圧縮上死点（ＴＤＣ）付近からメイン噴射で噴射された燃料の燃焼が開始され、ピストン１３の圧縮上死点後の所定ピストン位置（例えば、圧縮上死点後１０度（ＡＴＤＣ１０°）の時点）で熱発生率が極大値（ピーク値）に達し、更に、圧縮上死点後の所定ピストン位置（例えば、圧縮上死点後２５度（ＡＴＤＣ２５°）の時点）で上記メイン噴射において噴射された燃料の燃焼が終了するようになっている。このような熱発生率の変化状態で混合気の燃焼を行わせるようにすれば、例えば圧縮上死点後１０度（ＡＴＤＣ１０°）の時点で気筒内の混合気のうちの５０％が燃焼を完了した状況となる。つまり、圧縮上死点後１０度（ＡＴＤＣ１０°）の時点が燃焼重心となって、膨張行程における総熱発生量の約５０％がＡＴＤＣ１０°までに発生し、高い熱効率でエンジン１を運転させることが可能となる。
　このような理想的な熱発生率波形による燃焼が行われる状況にあっては、パイロット噴射によって気筒内の予熱が十分に行われ、この予熱により、メイン噴射で噴射された燃料は、直ちに自着火温度以上の温度環境下に晒されて熱分解が進み、噴射後は直ちに燃焼が開始されることになる。
　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。これらの噴射の機能は周知であるため、ここでの説明は省略する。
　また、ＥＣＵ１００は、エンジン１の運転状態に応じてＥＧＲバルブ８１の開度を制御し、吸気マニホールド６３に向けての排気還流量（ＥＧＲ量）を調整する。このＥＧＲ量は、予め実験やシミュレーション等によって作成されて上記ＲＯＭに記憶されたＥＧＲマップに従って設定される。このＥＧＲマップは、エンジン回転数及びエンジン負荷をパラメータとしてＥＧＲ量（ＥＧＲ率）を決定するためのマップである。
　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。この目標レール圧は例えば上記ＲＯＭに記憶された燃圧設定マップに従って設定される。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。
　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。
　－着火遅れ制御－
　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の着火遅れ期間を適正化するための着火遅れ制御にある。以下、この着火遅れ制御について説明する。
　この着火遅れ制御の概要としては、エンジン１の運転状態に基づいて算出される目標着火遅れ期間と、実際の着火遅れ期間（以下、「推定着火遅れ期間」と呼ぶ）とを比較し、その偏差に応じて、上記可変ノズルベーン機構５４のノズルベーン開度を調整するようにしている。このノズルベーン開度としては、目標着火遅れ期間に対して推定着火遅れ期間が短い（着火遅れが小さい）場合には、その偏差が大きいほどノズルベーン開度を大きくして過給圧を低下させて着火遅れ期間を長くする一方、目標着火遅れ期間に対して推定着火遅れ期間が長い（着火遅れが大きい）場合には、その偏差が大きいほどノズルベーン開度を小さくして過給圧を上昇させて着火遅れ期間を短くする。
　以下、この着火遅れ制御について図７のフローチャートに沿って具体的に説明する。このフローチャートは、エンジン１の始動後、数ｍｓｅｃ毎、または、燃焼行程が行われる毎に繰り返して実行される。
　先ず、ステップＳＴ１において、エンジン１の冷却水温度ＴＨＷを読み込む。この冷却水温度ＴＨＷは、上記水温センサ４６によって検出される。
　次に、ステップＳＴ２に移り、エンジン回転数ＮＥ及びエンジン負荷ＱＦＩＮを読み込む。エンジン回転数ＮＥは、上記クランクポジションセンサ４０の出力信号に基づいて算出される。また、エンジン負荷ＱＦＩＮは、上記アクセル開度センサ４７の出力信号等に基づいて求められる。
　ステップＳＴ３では、上記エンジン回転数ＮＥ及びエンジン負荷ＱＦＩＮを利用し、所定の演算式によって目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇを算出する（Ｄｔｒｇ＝ｆ（ＮＥ，ＱＦＩＮ））。この演算式は、例えば図６で示したような理想的な燃焼を行うために必要となるパイロット噴射での着火遅れ期間を目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇとして求めるためのものであり、予め実験やシミュレーションによって得られている。
　ステップＳＴ４では、過給圧ＰＩＭ及び吸入ガス温度ＴＩＭを読み込む。過給圧ＰＩＭは、上記吸気圧センサ４８によって検出される。また、吸入ガス温度ＴＩＭは、上記吸気温センサ４９によって検出される。
　ステップＳＴ５では、上記過給圧ＰＩＭ及び吸入ガス温度ＴＩＭを利用し、所定の演算式によって吸入ガス量ＧＣＹＬを算出する（ＧＣＹＬ＝ｇ（ＰＩＭ，ＴＩＭ））。
　ステップＳＴ６では、上記エンジン回転数ＮＥ及びエンジン負荷ＱＦＩＮを利用し、所定の演算式によってパイロット噴射時期ＡＩＮＪＰを算出する（ＡＩＮＪＰ＝ｈ（ＮＥ，ＱＦＩＮ））。
　ステップＳＴ７では、上記エンジン回転数ＮＥ及びエンジン負荷ＱＦＩＮを利用し、所定の演算式によってパイロット噴射量ｑｐｌを算出する（ｑｐｌ＝ｉ（ＮＥ，ＱＦＩＮ））。
　これらステップＳＴ５～ステップＳＴ７の演算式としては、周知の演算式を利用したり、または、実験やシミュレーションによって得られている。
　ステップＳＴ８では、上記過給圧ＰＩＭ、吸入ガス量ＧＣＹＬ、冷却水温度ＴＨＷ、吸入ガス温度ＴＩＭ、パイロット噴射時期ＡＩＮＪＰ及びパイロット噴射量ｑｐｌを利用し、所定の演算式によって推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔを算出する（Ｄｅｓｔ＝ｊ（ＰＩＭ，ＧＣＹＬ，ＴＨＷ，ＴＩＭ，ＡＩＮＪＰ，ｑｐｌ））。この演算式は、パイロット噴射で噴射された燃料の実際の着火遅れ期間を算出するためのものであり、予め実験やシミュレーションによって得られている。
　以上のようにして目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇの算出（上記ステップＳＴ３）及び推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔの算出（上記ステップＳＴ８）が行われた後、ステップＳＴ９に移り、これら着火遅れ期間の偏差Ｄｄｉｆを算出する。具体的には、目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇから推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔを減算することで偏差Ｄｄｉｆを求める（Ｄｄｉｆ＝Ｄｔｒｇ－Ｄｅｓｔ）。つまり、適切な着火遅れ期間（目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇ）に対して実際の着火遅れ期間（推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔ）が短い場合、つまり、パイロット噴射で噴射された燃料の燃焼開始が早すぎる場合には、上記偏差Ｄｄｉｆは大きな値として算出され、逆に、適切な着火遅れ期間（目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇ）に対して実際の着火遅れ期間（推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔ）が長い場合、つまり、パイロット噴射で噴射された燃料の燃焼開始が遅すぎる場合には、上記偏差Ｄｄｉｆは小さな値として算出されることになる。
　このようにして偏差Ｄｄｉｆが算出された後、ステップＳＴ１０に移り、上記ノズルベーン５９の開度（以下、「ＶＮ開度」と呼ぶ）を補正する制御値を求めるための比例項（比例項Ｐｖｎｐ＝ｆｆ（Ｄｄｉｆ））及び積分項（積分項Ｐｖｎｉ＝ｇｇ（Ｄｄｉｆ））をそれぞれ算出し、これらの和をＶＮ開度の制御値（制御値ＰＶＮ＝Ｐｖｎｐ＋Ｐｖｎｉ）として算出する。これら比例項Ｐｖｎｐ及び積分項Ｐｖｎｉを求めるための演算式も、予め実験やシミュレーションによって得られたものである。
　以上のようにしてＶＮ開度の制御値ＰＶＮを求め、ステップＳＴ１１において、この制御値に従ってＶＮ開度を補正することになる。具体的に、上記偏差Ｄｄｉｆが大きな値として算出されている場合（目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇに対して推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔが短い場合）には、着火遅れ期間を長くするようにＶＮ開度としては大きくなるように可変ノズルベーン機構５４が制御される。一方、上記偏差Ｄｄｉｆが小さな値として算出されている場合（目標着火遅れ期間Ｄｔｒｇに対して推定着火遅れ期間Ｄｅｓｔが長い場合）には、着火遅れ期間を短くするようにＶＮ開度としては小さくなるように可変ノズルベーン機構５４が制御される。
　以上の動作が繰り返され、着火遅れ期間に影響を与える各種パラメータが変化した場合であっても、パイロット噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間を適正化することができ、これによってメイン噴射で噴射された燃料の燃焼状態を理想的な燃焼状態（例えば図６に示したような熱発生率波形が得られる燃焼状態）として得ることが可能となる。その結果、ＮＯｘ発生量やスモーク発生量を削減することによる排気エミッションの改善、燃焼行程時の燃焼音の低減、エンジントルクの十分な確保といった各要求を連立することが可能となる。
　図８は、本実施形態の着火遅れ制御が行われた場合の外気温度の変化に対する着火遅れ期間の変化を示す図である。この図８では、図中のＡが目標着火遅れ期間として設定された場合を示している。この図からも明らかなように、本実施形態の着火遅れ制御が行われた場合、外気温度が変化したとしても着火遅れ期間は目標着火遅れ期間となっており、理想的な燃焼状態が得られている。
　（変形例）
　上述した実施形態では、算出された偏差Ｄｄｉｆを利用して、ＶＮ開度を補正する制御値ＰＶＮを求めるための比例項Ｐｖｎｐ及び積分項Ｐｖｎｉをそれぞれ算出するようにしていた。本変形例は、それに代えて、ＶＮ開度の開度領域に応じて、ＶＮ開度の変化量に対する着火遅れ期間の変化割合が異なっていることを考慮してＶＮ開度の制御を行うようにしたものである。以下、具体的に説明する。
　図９は、ＶＮ開度の開度領域に応じた着火遅れ期間の変化の傾向を示す図である。このように、ＶＮ開度が比較的小さい領域では、ＶＮ開度の変化量に対する着火遅れ期間の変化割合が比較的大きい。言い換えると、着火遅れ期間の変化に対するＶＮ開度の変化の影響度合いは大きく、着火遅れ期間を単位着火遅れ期間だけ変更させるのに要するＶＮ開度の変化量は小さい。これに対し、ＶＮ開度が比較的大きい領域では、ＶＮ開度の変化量に対する着火遅れ期間の変化割合が比較的小さい。言い換えると、着火遅れ期間の変化に対するＶＮ開度の変化の影響度合いは小さく、着火遅れ期間を単位着火遅れ期間だけ変更させるのに要するＶＮ開度の変化量は大きい。
　このことを考慮し、着火遅れ期間を補正するべくＶＮ開度を変化させる場合には、現在のＶＮ開度に応じて、上記着火遅れ期間の変化に対する影響度合いを考慮してＶＮ開度の変化量を算出するようにしている。具体的には、上記実施形態で説明したフローチャートにおけるステップＳＴ１０で求められたＶＮ開度の制御値ＰＶＮに対し、現在のＶＮ開度に応じた補正係数を乗算することで、ＶＮ開度の制御値ＰＶＮを補正し、その補正後の制御値ＰＶＮに従ってＶＮ開度を補正するようにしている。この制御値ＰＶＮの補正動作としては、現在のＶＮ開度が大きいほど制御値ＰＶＮに対する補正量（ＶＮ開度の変化を大きくする補正量）を大きくするように設定する。
　これにより、ＶＮ開度の開度領域に応じて、ＶＮ開度の変化量に対する着火遅れ期間の変化割合が異なっているといった特性を考慮した高い精度での着火遅れ期間の適正化を図ることが可能となる。
　－他の実施形態－
　以上説明した実施形態及び変形例は、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、上記実施形態及び変形例では、パイロット噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間を適正化する場合について説明した。本発明はこれに限らず、パイロット噴射を実行することなしにメイン噴射を実行する場合に、そのメイン噴射で噴射された燃料の着火遅れ期間を適正化する場合にも適用可能である。
　また、可変容量機構としては可変ノズルベーン機構に限定されるものではなく、周知の種々の可変容量機構を備えたものに対しても本発明は適用可能である。
　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、燃料の着火遅れ期間を適正化する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）
５　　　ターボチャージャ（過給機）
５４　　可変ノズルベーン機構（可変容量機構）
５９　　ノズルベーン
１００　ＥＣＵ

Claims (6)

  1. 　可変容量機構を有する可変容量型過給機を備えた圧縮自着火式内燃機関の制御装置において、
    　燃料噴射弁から気筒内に噴射された燃料の実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に近付くように上記可変容量機構を制御する制御手段を備えていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記制御手段は、上記目標着火遅れ期間から実着火遅れ期間を減算することにより着火遅れ期間の偏差を求め、この着火遅れ期間の偏差が大きいほど実着火遅れ期間を長くするように上記可変容量機構を制御する構成とされていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  3. 　請求項１または２記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記実着火遅れ期間は、吸気系における過給圧、吸入ガス量、吸入ガス温度、内燃機関冷却水温度、燃料噴射時期、燃料噴射量のうち少なくとも一つに基づいて推定される一方、目標着火遅れ期間は、内燃機関運転状態に応じて設定されることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  4. 　請求項１、２または３記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記可変容量機構は、過給機内部の排気ガス流路の流路面積を可変とする複数のノズルベーンの開度を調整する可変ノズルベーン機構であって、
    　上記制御手段は、上記目標着火遅れ期間から実着火遅れ期間を減算することにより得られた着火遅れ期間の偏差が大きいほど燃料の実着火遅れ期間を長くするように上記ノズルベーンの開度を大きくする構成とされていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  5. 　請求項１～４のうち何れか一つに記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記燃料噴射弁から気筒内への燃料噴射動作として、少なくとも、主噴射と、この主噴射に先立って行われ且つ気筒内の予熱に寄与する副噴射とが実行可能となっており、
    　上記制御手段は、上記副噴射で噴射された燃料の実着火遅れ期間が目標着火遅れ期間に近付くように上記可変容量機構を制御する構成とされていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  6. 　請求項４記載の内燃機関の制御装置において、
    　上記制御手段は、上記ノズルベーンの開度が比較的大きい開度領域でその開度調整によって着火遅れ期間を制御する場合には、その開度領域よりもノズルベーンの開度が小さい開度領域でその開度調整によって着火遅れ期間を制御する場合に比べて、単位着火遅れ期間変更量に対するノズルベーンの開度の変化量を大きく設定する構成とされていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
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