JP3960720B2

JP3960720B2 - Exhaust gas purification device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3960720B2
Application number: JP25021299A
Authority: JP
Inventors: 信也広田; 孝充浅沼
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1999-09-03
Filing date: 1999-09-03
Publication date: 2007-08-15
Anticipated expiration: 2019-09-03
Also published as: JP2001073812A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の排気浄化装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ディーゼル機関においては機関の低速低負荷運転時、特に機関の暖機運転時には燃焼室内の温度が低くなり、その結果多量の未燃ＨＣが発生する。そこで機関排気通路内に排気制御弁を配置し、機関低速低負荷運転時に排気制御弁を閉弁すると共に燃料噴射量を大巾に増量することにより燃焼室内の温度を高めて噴射燃料を燃焼室内で完全燃焼させ、それによって未燃ＨＣの発生量を抑制するようにしたディーゼル機関が公知である（特開昭４９−８０４１４号公報参照）。
【０００３】
また、機関排気通路内に排気浄化用触媒を配置した場合には触媒温度が十分に高くならないと触媒による良好な排気浄化作用は行われない。そこで機関の出力を発生させるための主燃料の噴射に加え副燃料を膨張行程中に噴射し、副燃料を燃焼させることにより排気ガス温を上昇させ、それによって触媒の温度を上昇させるようにした内燃機関が公知である（特開平８−３０３２９０号公報および特開平１０−２１２９９５号公報参照）。
【０００４】
また、従来より未燃ＨＣを吸着しうる触媒が知られている。この触媒は周囲の圧力が高くなればなるほど未燃ＨＣの吸着量が増大し、周囲の圧力が低くなると吸着した未燃ＨＣを放出する性質を有する。そこでこの性質を利用して触媒から放出された未燃ＨＣによりＮＯ_Xを還元するために、機関排気通路内にこの触媒を配置すると共に触媒下流の機関排気通路内に排気制御弁を配置し、ＮＯ_Xの発生量の少ない機関低速低負荷運転時には機関出力の発生のための主燃料に加え少量の副燃料を膨張行程中又は排気行程中に噴射して多量の未燃ＨＣを燃焼室から排出させ、更にこのとき機関の出力低下が許容範囲内に納まるように排気制御弁を比較的に小さな開度まで閉弁することにより排気通路内の圧力を高めて燃焼室から排出される多量の未燃ＨＣを触媒内に吸着させ、ＮＯ_Xの発生量の多い機関高速又は高負荷運転時には排気制御弁を全開にして排気通路内の圧力を低下させ、このとき触媒から放出される未燃ＨＣによってＮＯ_Xを還元するようにした内燃機関が公知である（特開平１０−２３８３３６号公報参照）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
さて、現在ディーゼル機関はもとより火花点火式内燃機関においても機関低負荷運転時、特に機関の暖機運転時に発生する未燃ＨＣの量をいかにして低減するかが大きな問題となっている。そこで本発明者はこの問題を解決すべく実験研究を行い、その結果機関の暖機運転時等において大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減するためには燃焼室内における未燃ＨＣの発生量を低減しかつ同時に排気通路内における未燃ＨＣの低減量を増大しなければならないことが判明したのである。
【０００６】
具体的に言うと、膨張行程中又は排気行程中に燃焼室内に副燃料を追加噴射してこの副燃料を燃焼させ、機関排気ポートの出口からかなり距離を隔てた機関排気通路内に排気制御弁を設けてこの排気制御弁をほぼ全閉させると、これら副燃料の燃焼と排気制御弁による排気絞り作用との相乗効果によって燃焼室内における未燃ＨＣの発生量が低減すると共に排気通路内における未燃ＨＣの低減量が増大し、斯くして大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減しうることが判明したのである。
【０００７】
もう少し詳しく言うと、副燃料が噴射されると副燃料自身が燃焼せしめられるばかりでなく主燃料の燃え残りである未燃ＨＣが燃焼室内で燃焼せしめられる。従って燃焼室内で発生する未燃ＨＣの量が大巾に低減するばかりでなく、主燃料の燃え残りである未燃ＨＣおよび副燃料が燃焼せしめられるので既燃ガス温がかなり高温となる。
【０００８】
一方、排気制御弁がほぼ全閉せしめられると機関の排気ポートから排気制御弁に到る排気通路内の圧力、即ち背圧がかなり高くなる。背圧が高いということは燃焼室内から排出された排気ガス温がさほど低下しないことを意味しており、従って排気ポート内における排気ガス温はかなり高温となっている。一方、背圧が高いということは排気ポート内に排出された排気ガスの流速が遅いことを意味しており、従って排気ガスは高温の状態で排気制御弁上流の排気通路内に長時間に亘って滞留することになる。この間に排気ガス中に含まれる未燃ＨＣが酸化せしめられ、斯くして大気中に排出される未燃ＨＣの量が大巾に低減されることになる。
【０００９】
この場合、もし副燃料を噴射しなかった場合には主燃料の燃え残りの未燃ＨＣがそのまま残存するために燃焼室内において多量の未燃ＨＣが発生する。また副燃料を噴射しなかった場合には燃焼室内の既燃ガス温がさほど高くならないためにこのときたとえ排気制御弁をほぼ全閉させても排気制御弁上流の排気通路内での未燃ＨＣの十分な酸化作用は期待できない。従ってこのときには多量の未燃ＨＣが大気中に排出されることになる。
【００１０】
一方、排気制御弁による排気絞り作用を行わない場合でも副燃料を噴射すれば燃焼室内で発生する未燃ＨＣの発生量は低減し、燃焼室内の既燃ガス温は高くなる。しかしながら排気制御弁による排気絞り作用を行わない場合には燃焼室から排気ガスが排出されるや否や排気ガス圧はただちに低下し、斯くして排気ガス温もただちに低下する。従ってこの場合には排気通路内における未燃ＨＣの酸化作用はほとんど期待できず、斯くしてこのときにも多量の未燃ＨＣが大気中に排出されることになる。
【００１１】
即ち、大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減するためには副燃料を噴射しかつ同時に排気制御弁をほぼ全閉にしなければならないことになる。
前述の特開昭４９−８０４１４号公報に記載されたディーゼル機関では副燃料が噴射されず、主燃料の噴射量が大巾に増大せしめられるので排気ガス温は上昇するが極めて多量の未燃ＨＣが燃焼室内で発生する。このように燃焼室内において極めて多量の未燃ＨＣが発生するとたとえ排気通路内において未燃ＨＣの酸化作用が行われたとしても一部の未燃ＨＣしか酸化されないので多量の未燃ＨＣが大気中に排出されることになる。
【００１２】
一方、前述の特開平８−３０３２９０号公報又は特開平１０−２１２９９５号公報に記載された内燃機関では排気制御弁による排気絞り作用が行われていないので排気通路内における未燃ＨＣの酸化作用はほとんど期待できない。従ってこの内燃機関においても多量の未燃ＨＣが大気中に排出されることになる。
また前述の特開平１０−２３８３３６号公報に記載された内燃機関では機関の出力低下が許容範囲内に納まるように排気制御弁が比較的小さな開度まで閉弁せしめられる。しかしながら機関の出力低下が許容範囲内に納まる程度の排気制御弁の閉弁量では背圧はそれほど高くなっていない。
【００１３】
また、この内燃機関では触媒に吸着すべき未燃ＨＣを発生させるために少量の副燃料が膨張行程中又は排気行程中に噴射される。この場合、副燃料が良好に燃焼せしめられれば未燃ＨＣが発生しなくなるのでこの内燃機関では副燃料が良好に燃焼しないように副燃料の噴射制御を行っているものと考えられる。従ってこの内燃機関では少量の副燃料が既燃ガス温の温度上昇にはさほど寄与していないものと考えられる。
【００１４】
このようにこの内燃機関では多量の未燃ＨＣが燃焼室内において発生せしめられ、しかも背圧はそれほど高くならず既燃ガス温もさほど温度上昇しないと考えられるので排気通路内においても未燃ＨＣはさほど酸化されないものと考えられる。この内燃機関ではできるだけ多量の未燃ＨＣを触媒に吸着させることを目的としており、従ってこのように考えるのが理にかなっていると言える。
【００１５】
ところで前述したように大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減するためには副燃料を噴射しかつ同時に排気制御弁をほぼ全閉にしなければならない。ところがこのように副燃料を噴射しかつ排気制御弁をほぼ全閉にすると前述した如く排気ポートから排出された排気ガスは高温高圧に維持される。即ち、副燃料を噴射しかつ排気制御弁をほぼ全閉にしたときには排気制御弁上流の排気通路に高温かつ高圧の排気ガスが形成されるのでこれら高温かつ高圧の排気ガスをできるだけ有効に利用することが望まれる。
【００１６】
本発明の目的は大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減すべきときに形成される高温高圧の排気ガスのエネルギを有効に利用した内燃機関の排気浄化装置を提供することにある。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために１番目の発明では、機関排気ポートの出口に接続された排気通路内に排気ターボチャージャの排気タービンと排気制御弁を配置し、大気中への未燃ＨＣの排出量を低減すべきであると判断されたときには排気制御弁をほぼ全閉にすると共に、機関出力を発生するために燃焼室内に噴射された主燃料を空気過剰のもとで燃焼させることに加え副燃料を副燃料が燃焼しうる膨張行程中又は排気行程中の予め定められた時期に燃焼室内に追加噴射し、排気制御弁がほぼ全閉にされているときに加速運転が行われたときには排気制御弁の開度を増大するようにしている。
【００１８】
２番目の発明では１番目の発明において、排気タービン下流の排気通路内に排気制御弁を配置している。
３番目の発明では１番目の発明において、排気制御弁がほぼ全閉せしめられたときには同一の機関運転状態のもとで排気制御弁が全開せしめられた場合の機関の発生トルクに近づくように同一の機関運転状態のもとで排気制御弁が全開せしめられた場合に比べて主燃料の噴射量を増量させるようにしている。
【００１９】
４番目の発明では１番目の発明において、機関の暖機運転が行われているときには大気中への未燃ＨＣの排出量を低減すべきであると判断される。
５番目の発明では１番目の発明において、機関低負荷運転が行われているときには大気中への未燃ＨＣの排出量を低減すべきであると判断される。
【００２０】
【発明の実施の形態】
図１および図２は本発明を成層燃焼式内燃機関に適用した場合を示している。しかしながら本発明は均一リーン空燃比のもとで燃焼が行われる火花点火式内燃機関、および空気過剰のもとで燃焼が行われるディーゼル機関にも適用することができる。
【００２１】
図２を参照すると、１は機関本体、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６はシリンダヘッド３の内壁面周縁部に配置された燃料噴射弁、７はシリンダヘッド３の内壁面中央部に配置された点火栓、８は吸気弁、９は吸気ポート、１０は排気弁、１１は排気ポートを夫々示す。
図１および図２を参照すると、吸気ポート９は対応する吸気枝管１２を介してサージタンク１３に連結され、サージタンク１３は吸気ダクト１４、排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１６、吸気ダクト１７およびエアフローメータ１８を介してエアクリーナ１９に連結される。吸気ダクト１７内にはステップモータ２０により駆動されるスロットル弁２１が配置される。一方、排気マニホルド２２は排気ターボチャージャ１５の排気タービン２３および排気管２４を介して触媒２５を収容した触媒コンバータ２６に連結され、排気管２４内には負圧ダイアフラム装置又は電気モータからなるアクチュエータ２７により駆動される排気制御弁２８が配置される。
【００２２】
図１に示されるように排気マニホルド２２とサージタンク１３とは排気ガス再循環（以下ＥＧＲと称す）通路２９を介して互いに連結され、ＥＧＲ通路２９内には電気制御式ＥＧＲ制御弁３０が配置される。燃料噴射弁６は共通の燃料リザーバ、いわゆるコモンレール３１に連結される。このコモンレール３１内へは燃料タンク３２内の燃料が電気制御式の吐出量可変な燃料ポンプ３３を介して供給され、コモンレール３１内に供給された燃料が各燃料噴射弁６に供給される。コモンレール３１にはコモンレール３１内の燃料圧を検出するための燃料圧センサ３４が取付けられ、燃料圧センサ３４の出力信号に基づいてコモンレール３１内の燃料圧が目標燃料圧となるように燃料ポンプ３３の吐出量が制御される。
【００２３】
電子制御ユニット４０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス４１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）４２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）４３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）４４、入力ポート４５および出力ポート４６を具備する。エアフローメータ１８は吸入空気量に比例した出力電圧を発生し、この出力電圧は対応するＡＤ変換器４７を介して入力ポート４５に入力される。更に入力ポート４５には燃料圧センサ３４の出力信号が対応するＡＤ変換器４７を介して入力される。
【００２４】
また、アクセルペダル５０にはアクセルペダル５０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ５１が接続され、負荷センサ５１の出力電圧は対応するＡＤ変換器４７を介して入力ポート４５に入力される。また、入力ポート４５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ５２が接続される。一方、出力ポート４６は対応する駆動回路４８を介して燃料噴射弁６、点火栓７、スロットル弁制御用ステップモータ２０、排気制御弁制御用アクチュエータ２７、ＥＧＲ制御弁３０および燃料ポンプ３３に接続される。
【００２５】
図３は燃料噴射量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ（＝Ｑ₁＋Ｑ₂）、噴射開始時期θＳ１，θＳ２、噴射完了時期θＥ１，θＥ２および燃焼室５内における平均空燃比Ａ／Ｆを示している。なお、図３において横軸Ｌはアクセルペダル５０の踏込み量、即ち要求負荷を示している。
図３からわかるように要求負荷ＬがＬ₁よりも低いときには圧縮行程末期のθＳ２からθＥ２の間において燃料噴射Ｑ２が行われる。このときには平均空燃比Ａ／Ｆはかなりリーンとなっている。要求負荷ＬがＬ₁とＬ₂の間のときには吸気行程初期のθＳ１からθＥ１の間において第１回目の燃料噴射Ｑ１が行われ、次いで圧縮行程末期のθＳ２からθＥ２の間において第２回目の燃料噴射Ｑ２が行われる。このときにも空燃比Ａ／Ｆはリーンとなっている。要求負荷ＬがＬ₂よりも大きいときには吸気行程初期のθＳ１からθＥ１の間において燃料噴射Ｑ１が行われる。このときには要求負荷Ｌが低い領域では平均空燃比Ａ／Ｆがリーンとされており、要求負荷Ｌが高くなると平均空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比とされ、要求負荷Ｌが更に高くなると平均空燃比Ａ／Ｆがリッチとされる。なお、圧縮行程末期にのみ燃料噴射Ｑ２が行われる運転領域、二回に亘って燃料噴射Ｑ１およびＱ２が行われる運転領域および吸気行程初期にのみ燃料噴射Ｑ１が行われる運転領域は要求負荷Ｌのみにより定まるのではなく、実際には要求負荷Ｌおよび機関回転数により定まる。
【００２６】
図２は要求負荷ＬがＬ₁（図３）よりも小さいとき、即ち圧縮行程末期においてのみ燃料噴射Ｑ２が行われる場合を示している。図２に示されるようにピストン４の頂面上にはキャビティ４ａが形成されており、要求負荷ＬがＬ₁よりも低いときには燃料噴射弁６からキャビティ４ａの底壁面に向けて圧縮行程末期に燃料が噴射される。この燃料はキャビティ４ａの周壁面により案内されて点火栓７に向かい、それによって点火栓７の周りに混合気Ｇが形成される。次いでこの混合気Ｇは点火栓７により着火せしめられる。
【００２７】
一方、前述したように要求負荷ＬがＬ₁とＬ₂との間にあるときには二回に分けて燃料噴射が行われる。この場合、吸気行程初期に行われる第１回目の燃料噴射Ｑ１によって燃焼室５内に稀薄混合気が形成される。次いで圧縮行程末期に行われる第２回目の燃料噴射Ｑ２によって点火栓７周りに最適な濃度の混合気が形成される。この混合気が点火栓７により着火せしめられ、この着火火炎によって稀薄混合気が燃焼せしめられる。
【００２８】
一方、要求負荷ＬがＬ₂よりも大きいときには図３に示されるように燃焼室５内にはリーン又は理論空燃比又はリッチ空燃比の均一混合気が形成され、この均一混合気が点火栓７により着火せしめられる。
次に図４を参照しつつまず初めに本発明による未燃ＨＣの低減方法について概略的に説明する。なお、図４において横軸はクランク角を示しており、ＢＴＤＣおよびＡＴＤＣは夫々上死点前および上死点後を示している。
【００２９】
図４（Ａ）は本発明による方法によって特に未燃ＨＣを低減する必要のない場合であって要求負荷ＬがＬ₁よりも小さいときの燃料噴射時期を示している。図４（Ａ）に示されるようにこのときには圧縮行程末期に主燃料Ｑｍのみが噴射され、このとき排気制御弁２８は全開状態に保持されている。
これに対し、本発明による方法によって未燃ＨＣを低減する必要がある場合には排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられ、更に図４（Ｂ）に示されるように機関出力を発生させるための主燃料Ｑｍの噴射に加え、膨張行程中に、図４（Ｂ）に示される例では圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）６０°付近において副燃料Ｑａが追加噴射される。なおこの場合、主燃料Ｑｍの燃焼後、副燃料Ｑａを完全に燃焼せしめるのに十分な酸素が燃焼室５内に残存するように主燃料Ｑｍは空気過剰のもとで燃焼せしめられる。また、図４（Ａ）と図４（Ｂ）とは機関負荷と機関回転数が同一であるときの燃料噴射期間を示しており、従って機関負荷と機関回転数が同一である場合には図４（Ｂ）に示される場合の主燃料Ｑｍの噴射量の方が図４（Ａ）に示される場合の主燃料Ｑｍの噴射量に比べて増量せしめられている。
【００３０】
図５は機関排気通路の各位置における排気ガス中の未燃ＨＣの濃度(ppm) の一例を示している。図５に示す例において黒三角は排気制御弁２８を全開にした状態で図４（Ａ）に示す如く圧縮行程末期において主燃料Ｑｍを噴射した場合の排気ポート１１出口における排気ガス中の未燃ＨＣの濃度(ppm) を示している。この場合には排気ポート１１出口における排気ガス中の未燃ＨＣの濃度は６０００ppm 以上の極めて高い値となる。
【００３１】
一方、図５に示す例において黒丸および実線は排気制御弁２８をほぼ全閉とし、図４（Ｂ）に示されるように主燃料Ｑｍおよび副燃料Ｑａを噴射した場合の排気ガス中の未燃ＨＣの濃度(ppm) を示している。この場合には排気ポート１１出口における排気ガス中の未燃ＨＣの濃度は２０００ppm 以下となり、排気制御弁２８の付近においては排気ガス中の未燃ＨＣの濃度は１５０ppm 程度まで減少する。従ってこの場合には大気中に排出される未燃ＨＣの量が大巾に低減せしめられることがわかる。
【００３２】
このように排気制御弁２８上流の排気通路内において未燃ＨＣが減少するのは未燃ＨＣの酸化反応が促進されているからである。しかしながら図５の黒三角で示されるように排気ポート１１出口における未燃ＨＣの量が多い場合、即ち燃焼室５内での未燃ＨＣの発生量が多い場合にはたとえ排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進しても大気中に排出される未燃ＨＣの量はさほど低減しない。即ち、排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進することによって大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減しうるのは図５の黒丸で示されるように排気ポート１１出口における未燃ＨＣの濃度が低いとき、即ち燃焼室５内での未燃ＨＣの発生量が少ないときである。
【００３３】
このように大気中に排出される未燃ＨＣの量を低減させるためには燃焼室５内での未燃ＨＣの発生量を低下させかつ排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進させるという二つの要求を同時に満たす必要がある。そこでまず初めに２番目の要求、即ち排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進させることから説明する。
【００３４】
本発明によれば大気中に排出される未燃ＨＣの量を低減すべきときには排気制御弁２８がほぼ全閉とされる。このように排気制御弁２８がほぼ全閉にされると排気ポート１１内および排気マニホルド２２内の圧力、即ち背圧はかなり高くなる。
背圧が高くなるということは燃焼室５内から排気ポート１１内に排気ガスが排出されたときに排気ガスの圧力がさほど低下せず、従って燃焼室５から排出された排気ガス温もさほど低下しないことを意味している。従って排気ポート１１内に排出された排気ガス温はかなり高温に維持されている。一方、背圧が高いということは排気ガスの密度が高いことを意味しており、排気ガスの密度が高いということは排気ポート１１から排気制御弁２８に至る排気通路内における排気ガスの流速が遅いことを意味している。従って排気ポート１１内に排出された排気ガスは高温のもとで長時間に亘り排気制御弁２８上流の排気通路内に滞留することになる。
【００３５】
このように排気ガスが高温のもとで長時間に亘り排気制御弁２８上流の排気通路内に滞留せしめられるとその間に未燃ＨＣの酸化反応が促進される。この場合、本発明者による実験によると排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進するためには排気ポート１１出口における排気ガス温をほぼ７５０℃以上、好ましくは８００℃以上にする必要があることが判明している。
【００３６】
また、高温の排気ガスが排気制御弁２８上流の排気通路内に滞留している時間が長くなればなるほど未燃ＨＣの低減量は増大する。この滞留時間は排気制御弁２８の位置が排気ポート１１出口から離れれば離れるほど長くなり、従って排気制御弁２８は排気ポート１１出口から未燃ＨＣを十分に低減するのに必要な距離を隔てて配置する必要がある。排気制御弁２８を排気ポート１１出口から未燃ＨＣを十分に低減するのに必要な距離を隔てて配置すると図５の実線に示されるように未燃ＨＣの濃度は大巾に低減する。
【００３７】
ところで前述したように排気通路内における未燃ＨＣの酸化反応を促進するためには排気ポート１１出口における排気ガス温をほぼ７５０℃以上、好ましくは８００℃以上にする必要がある。また、大気中に排出される未燃ＨＣの量を低減するためには前述した１番目の要求を満たさなければならない。即ち燃焼室５内での未燃ＨＣの発生量を低下させる必要がある。そのために本発明では機関出力を発生するための主燃料Ｑｍに加え、主燃料Ｑｍの噴射後に副燃料Ｑａを追加噴射して副燃料Ｑａを燃焼室５内で燃焼せしめるようにしている。
【００３８】
即ち、副燃料Ｑａを燃焼室５内で燃焼せしめると副燃料Ｑａの燃焼時に主燃料Ｑｍの燃え残りである多量の未燃ＨＣが燃焼せしめられる。また、この副燃料Ｑａは高温ガス中に噴射されるので副燃料Ｑａは良好に燃焼せしめられ、従って副燃料Ｑａの燃え残りである未燃ＨＣはさほど発生しなくなる。斯くして最終的に燃焼室５内で発生する未燃ＨＣの量はかなり少なくなる。
【００３９】
また、副燃料Ｑａを燃焼室５内で燃焼せしめると主燃料Ｑｍ自身および副燃料Ｑａ自身の燃焼による発熱に加え、主燃料Ｑｍの燃え残りである未燃ＨＣの燃焼熱が追加的に発生するので燃焼室５内の既燃ガス温はかなり高くなる。このように主燃料Ｑｍに加え副燃料Ｑａを追加噴射して副燃料Ｑａを燃焼させることにより燃焼室５内で発生する未燃ＨＣの量を低減しかつ排気ポート１１出口における排気ガス温を７５０℃以上、好ましくは８００℃以上にすることができる。
【００４０】
このように本発明では副燃料Ｑａを燃焼室５内で燃焼せしめる必要があり、そのためには副燃料Ｑａの燃焼時に燃焼室５内に十分な酸素が残存していることが必要であり、しかも噴射された副燃料Ｑａが燃焼室５内で良好に燃焼せしめられる時期に副燃料Ｑａを噴射する必要がある。
そこで本発明では副燃料Ｑａの燃焼時に燃焼室５内に十分な酸素が残存しうるように主燃料Ｑｍは空気過剰のもとで燃焼せしめられる。また、図２に示される成層燃焼式内燃機関において噴射された副燃料Ｑａが燃焼室５において良好に燃焼せしめられる噴射時期は図４において矢印Ｚで示される圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）ほぼ５０°からほぼ９０°の膨張行程であり、従って図２に示される成層燃焼式内燃機関においては副燃料Ｑａは圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）ほぼ５０°からほぼ９０°の膨張行程において噴射される。なお、圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）ほぼ５０°からほぼ９０°の膨張行程において噴射された副燃料Ｑａは機関の出力の発生にはあまり寄与しない。
【００４１】
ところで本発明者による実験によると図２に示される成層燃焼式内燃機関では副燃料Ｑａが圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）６０°付近において噴射されたときに大気中に排出される未燃ＨＣの量は最も少なくなる。従って本発明による実施例では図４（Ｂ）に示されるように副燃料Ｑａの噴射時期はほぼ圧縮上死点後（ＡＴＤＣ）６０°付近とされる。
【００４２】
副燃料Ｑａの最適な噴射時期は機関の型式によって異なり、例えばディーゼル機関では副燃料Ｑａの最適な噴射時期は膨張行程中か又は排気行程中となる。従って本発明では副燃料Ｑａの燃料噴射は膨張行程中又は排気行程中に行われる。一方、燃焼室５内の既燃ガス温は主燃料Ｑｍの燃焼熱と副燃料Ｑａの燃焼熱の双方の影響を受ける。即ち、燃焼室５内の既燃ガス温は主燃料Ｑｍの噴射量が増大するほど高くなり、副燃料Ｑａの噴射量が増大するほど高くなる。更に、燃焼室５内の既燃ガス温は背圧の影響を受ける。即ち、背圧が高くなるほど燃焼室５から既燃ガスが流出しにくくなるために燃焼室５内に残留する既燃ガス量が多くなり、斯くして排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられると燃焼室５内の既燃ガス温が上昇せしめられる。
【００４３】
ところで排気制御弁２８がほぼ閉弁せしめられ、それによって背圧が高くなると機関の発生トルクが最適な要求発生トルクに対して減少する。そこで本発明では図４（Ｂ）に示されるように排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられたときには図４（Ａ）に示されるように同一の機関運転状態のもとで排気制御弁２８が全開せしめられた場合の機関の要求発生トルクに近づくように同一の機関運転状態のもとで排気制御弁２８が全開せしめられた場合に比べて主燃料Ｑｍの噴射量が増量せしめられる。なお、本発明による実施例では排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられたときにはそのときの機関の発生トルクが同一の機関運転状態のもとで排気制御弁２８が全開せしめられた場合の機関の要求発生トルクに一致するように主燃料Ｑｍが増量される。
【００４４】
図６は要求負荷Ｌに対して機関の要求発生トルクを得るのに必要な主燃料Ｑｍの変化を示している。なお、図６において実線は排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられた場合を示しており、破線は排気制御弁２８が全開せしめられた場合を示している。
一方、図７は排気制御弁２８をほぼ全閉せしめた場合において排気ポート１１出口における排気ガス温をほぼ７５０℃からほぼ８００℃にするのに必要な主燃料Ｑｍと副燃料Ｑａの関係を示している。前述したように主燃料Ｑｍを増量しても燃焼室５内の既燃ガス温は高くなり、副燃料Ｑａを増量しても燃焼室５内の既燃ガス温は高くなる。従って排気ポート１１出口における排気ガス温をほぼ７５０℃からほぼ８００℃にするのに必要な主燃料Ｑｍと副燃料Ｑａとの関係は図７に示されるように主燃料Ｑｍを増大すれば副燃料Ｑａは減少し、主燃料Ｑｍを減少すれば副燃料Ｑａは増大する関係となる。
【００４５】
ただし、主燃料Ｑｍおよび副燃料Ｑａを同一量増大した場合には副燃料Ｑａを増量した場合の方が主燃料Ｑｍを増量した場合に比べて燃焼室５内の温度上昇量がはるかに大きくなる。従って燃料消費量の低減という観点からみると副燃料Ｑａを増大させることによって燃焼室５内の既燃ガス温を上昇させることが好ましいと言える。
【００４６】
従って本発明による実施例では排気制御弁２８をほぼ全閉せしめたときに機関の発生トルクを要求発生トルクまで上昇させるのに必要な分だけ主燃料Ｑｍを増量し、主として副燃料Ｑａの燃焼熱によって燃焼室５内の既燃ガス温を上昇させるようにしている。
このように排気制御弁２８をほぼ全閉せしめ、排気ポート１１出口における排気ガスをほぼ７５０℃以上、好ましくはほぼ８００℃以上とするのに必要な量の副燃料Ｑａを噴射すると排気ポート１１から排気制御弁２８に至る排気通路内において未燃ＨＣの濃度を大巾に減少することができる。このとき排気ポート１１から排気制御弁２８に至る排気通路内において図５に示されるように未燃ＨＣの濃度をほぼ１５０p.p.m 程度まで低下させるには排気制御弁２８上流の排気通路内の圧力をゲージ圧でもってほぼ８０KPa 程度にする必要がある。このときの排気制御弁２８による排気通路断面積の閉鎖割合はほぼ９５パーセント以上である。従って図１に示される実施例では大気中への未燃ガスの排出量を大巾に低減すべきときには排気制御弁２８による排気通路断面積の閉鎖割合がほぼ９５パーセント以上となるように排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられる。
【００４７】
内燃機関において多量の未燃ＨＣが発生するのは燃焼室５内の温度が低いときである。燃焼室５内の温度が低いときは機関の始動および暖機運転時、および機関低負荷時であり、従って機関の始動および暖機運転時、および機関低負荷時に多量の未燃ＨＣが発生することになる。このように燃焼室５内の温度が低いときにはたとえ排気通路内に酸化機能を有する触媒を配置しておいても触媒温度が低い触媒が活性化していないのでこのときに発生する多量の未燃ＨＣを触媒により酸化させることは困難である。
【００４８】
そこで本発明による実施例では機関の始動および暖機運転時、および機関低負荷時には排気制御弁２８をほぼ全閉せしめ、主燃料Ｑｍを増量すると共に副燃料Ｑａを追加噴射し、それによって大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減せしめるようにしている。
図８は機関始動および暖機運転時における主燃料Ｑｍの変化の一例および排気制御弁２４の開度を示している。なお、図８において実線Ｘは排気制御弁２８をほぼ全閉にした場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量を示しており、破線Ｙは排気制御弁２８を全開にした場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量を示している。図８からわかるように機関始動および暖機運転時には排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられ、同一の機関運転状態のもとで排気制御弁２８が全開せしめられた場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量Ｙよりも主燃料Ｑｍの噴射量Ｘが増量せしめられ、更に副燃料Ｑａが追加噴射される。
【００４９】
図９は機関低負荷時における主燃料Ｑｍの変化の一例および排気制御弁２８の開度を示している。なお、図９において実線Ｘは排気制御弁２８をほぼ全閉にした場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量を示しており、破線Ｙは排気制御弁２８を全開にした場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量を示している。図９からわかるように機関低負荷時には排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられ、同一の機関運転状態のもとで排気制御弁２８が全開せしめられた場合の最適な主燃料Ｑｍの噴射量Ｙよりも主燃料Ｑｍの噴射量Ｘが増量せしめられ、更に副燃料Ｑａが追加噴射される。
【００５０】
ところで本発明による実施例では暖機運転中は上述したように排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられる。一方、暖機運転は通常低負荷のもとで行われ、従って排気ガス量は少なくなっている。従ってこのとき排気ターボチャージャ１５は過給作用を行なっていない。
一方、このような暖機運転中において車両が走行せしめられ、加速すべくアクセルペダル５０が踏込まれたときにはたとえ暖機運転中であっても排気ターボチャージャ１５による過給作用をただちに開始させ、機関の出力を急速に上昇させるのが好ましい。
【００５１】
この点に関し、本発明の実施例におけるように排気タービン２３下流の排気通路内に排気制御弁２８を配置し、暖機運転中に加速運転が行われたときに排気制御弁２８の開度を増大させると、本発明による実施例では排気制御弁２８をほぼ全閉状態から全開状態にすると排気ターボチャージャ１５による過給作用をただちに開始させることができる。
【００５２】
即ち、暖機運転中において未燃ＨＣを低減すべく排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられているときには排気制御弁２８上流の排気通路内の排気ガスは前述したように高温かつ高圧に維持されている。このとき排気ターボチャージャ１５による過給作用は行われておらず、従って排気タービン２３の入口側における圧力は排気タービン２３の出口側における圧力とほぼ等しくなっている。
このような状態のときに排気制御弁２８が全開せしめられると排気タービン２３の出口側の圧力が急激に低下し、斯くして排気タービン２３の入口側の圧力と排気タービン２３の出口側の圧力との圧力差が瞬時的に大きくなる。その結果、排気タービン２３の回転数は急速に高回転まで上昇し、斯くしてただちに排気タービン２３による過給作用が開始される。その結果、機関出力が急速に上昇するために良好な加速運転を確保することができる。従って本発明による実施例では暖機運転中に加速運転が行われたときには排気制御弁２８をほぼ全閉状態から全開させるようにしている。
【００５３】
また、本発明による実施例では図９に示されるように機関低負荷運転時に負荷が増大すると排気制御弁２８がほぼ全閉状態から全開せしめられる。即ち、機関低負荷運転時に加速運転が行われると排気制御弁２８がほぼ全閉状態から全開せしめられる。従ってこのときにも加速運転が開始されると排気タービン２３の回転数が高回転まで急速に上昇し、斯くして良好な加速運転を確保することができる。
【００５４】
このように本発明では排気制御弁２８をほぼ全閉にしたときに排気制御弁２８の上流に発生する高圧を利用して排気ターボチャージャ２３の過給作用を急速に開始させるようにしている。なお、図１に示す実施例では排気制御弁２８が排気タービン２３の下流に設けられているが排気制御弁２８を排気タービン２３の上流に配置することもできる。
【００５５】
図１０は運転制御ルーチンを示している。
図１０を参照するとまず初めにステップ１００において機関始動および暖機運転時であるか否かが判別される。機関始動および暖機運転時であるときにはステップ１０１に進んで加速運転時であるか否かが判別される。加速運転時でないときにはステップ１０２に進んで排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられ、次いでステップ１０３では主燃料Ｑｍの噴射制御が行われる。即ち、主燃料Ｑｍの噴射量が図８に示されるＸとされる。次いでステップ１０４では副燃料Ｑａの噴射制御が行われる。
【００５６】
これに対し、ステップ１０１において加速運転時であると判別されたときにはステップ１０６に進んで排気制御弁２８が全開せしめられ、次いでステップ１０７に進んで主燃料Ｑｍの噴射制御が行われる。このとき副燃料Ｑａの噴射は行われない。
一方、ステップ１００において機関始動および暖機運転時でないと判断されたときにはステップ１０５に進んで機関低負荷時か否かが判別される。機関低負荷時でないときにはステップ１０６に進んで排気制御弁２８が全開せしめられ、次いでステップ１０７に進んで主燃料Ｑｍの噴射制御が行われる。このとき副燃料Ｑａの噴射は行われない。
【００５７】
これに対し、ステップ１０５において機関低負荷時であると判別されたときにはステップ１０２に進んで、排気制御弁２８がほぼ全閉せしめられ、次いでステップ１０３では主燃料Ｑｍの噴射制御が行われる。即ち、主燃料Ｑｍの噴射量が図９に示されるＸとされる。次いでステップ１０４では副燃料Ｑａの噴射制御が行われる。
【００５８】
【発明の効果】
大気中に排出される未燃ＨＣの量を大巾に低減しつつ加速運転時に排気ターボチャージャの過給作用をただちに開始させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】燃焼室の側面断面図である。
【図３】噴射量、噴射時期および空燃比を示す図である。
【図４】噴射時期を示す図である。
【図５】未燃ＨＣの濃度を示す図である。
【図６】主燃料の噴射量を示す図である。
【図７】主燃料の噴射量と副燃料の噴射量との関係を示す図である。
【図８】主燃料の噴射量と排気制御弁の開度を示す図である。
【図９】主燃料の噴射量と排気制御弁の開度を示す図である。
【図１０】運転制御を行うためのフローチャートである。
【符号の説明】
６…燃料噴射弁
１５…排気ターボチャージャ
２３…排気タービン
２８…排気制御弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an exhaust emission control device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In a diesel engine, the temperature in the combustion chamber becomes low during low-speed and low-load operation of the engine, particularly during warm-up of the engine, resulting in a large amount of unburned HC. Therefore, an exhaust control valve is arranged in the engine exhaust passage, and the exhaust control valve is closed at the time of engine low speed and low load operation, and the fuel injection amount is greatly increased to increase the temperature in the combustion chamber, thereby injecting the injected fuel into the combustion chamber. There is known a diesel engine that is completely burned in order to suppress the amount of unburned HC generated (see Japanese Patent Laid-Open No. 49-80414).
[0003]
Further, when an exhaust purification catalyst is disposed in the engine exhaust passage, a good exhaust purification action by the catalyst is not performed unless the catalyst temperature is sufficiently high. Therefore, in addition to the injection of the main fuel for generating the engine output, the auxiliary fuel is injected during the expansion stroke, and the auxiliary fuel is combusted to raise the exhaust gas temperature, thereby raising the temperature of the catalyst. Internal combustion engines are known (see Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 8-303290 and 10-212995).
[0004]
Conventionally, a catalyst capable of adsorbing unburned HC is known. This catalyst has the property of increasing the amount of unburned HC adsorbed as the ambient pressure increases, and releasing the adsorbed unburned HC as the ambient pressure decreases. Therefore, in order to reduce NO _x by unburned HC released from the catalyst using this property, this catalyst is arranged in the engine exhaust passage and an exhaust control valve is arranged in the engine exhaust passage downstream of the catalyst, During engine low speed and low load operation with low NO _x generation, in addition to the main fuel for generating engine output, a small amount of secondary fuel is injected during the expansion stroke or exhaust stroke to discharge a large amount of unburned HC from the combustion chamber. Further, at this time, the exhaust control valve is closed to a relatively small opening so that the engine output drop falls within the allowable range, thereby increasing the pressure in the exhaust passage, and a large amount of exhaust gas discharged from the combustion chamber. the combustible HC is adsorbed in the catalyst, is in the event a large amount of engine high speed or high load operation of the NO _X reducing the pressure in the exhaust passage in the fully opened exhaust valve, by this time unburnt HC emitted from the catalyst the reduction of NO _X Unishi was internal combustion engine is known (see Japanese Patent Laid-Open No. 10-238336).
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
Now, not only in diesel engines but also in spark ignition internal combustion engines, how to reduce the amount of unburned HC generated during engine low load operation, particularly during engine warm-up operation, has become a major problem. Therefore, the present inventor has conducted experimental research to solve this problem, and as a result, in order to greatly reduce the amount of unburned HC discharged into the atmosphere during engine warm-up operation, It has been found that it is necessary to reduce the amount of generated fuel HC and at the same time increase the amount of unburned HC in the exhaust passage.
[0006]
Specifically, during the expansion stroke or the exhaust stroke, additional fuel is injected into the combustion chamber to burn the secondary fuel, and the exhaust control valve is placed in the engine exhaust passage that is considerably spaced from the outlet of the engine exhaust port. When the exhaust control valve is substantially fully closed, the amount of unburned HC generated in the combustion chamber is reduced by the synergistic effect of the combustion of these auxiliary fuels and the exhaust throttling action of the exhaust control valve. It has been found that the amount of reduced fuel HC increases, and thus the amount of unburned HC discharged into the atmosphere can be greatly reduced.
[0007]
More specifically, when the auxiliary fuel is injected, not only the auxiliary fuel is combusted but also unburned HC, which is the unburned main fuel, is combusted in the combustion chamber. Accordingly, not only the amount of unburned HC generated in the combustion chamber is greatly reduced, but also the unburned HC and auxiliary fuel, which are unburned main fuel, are burned, and the burnt gas temperature becomes considerably high.
[0008]
On the other hand, when the exhaust control valve is almost fully closed, the pressure in the exhaust passage from the exhaust port of the engine to the exhaust control valve, that is, the back pressure becomes considerably high. A high back pressure means that the temperature of the exhaust gas discharged from the combustion chamber does not decrease so much, and therefore the exhaust gas temperature in the exhaust port is considerably high. On the other hand, a high back pressure means that the flow rate of the exhaust gas discharged into the exhaust port is slow. Therefore, the exhaust gas is in a high temperature state for a long time in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve. Will stay. During this time, unburned HC contained in the exhaust gas is oxidized, and thus the amount of unburned HC discharged into the atmosphere is greatly reduced.
[0009]
In this case, if the auxiliary fuel is not injected, the unburned unburned HC of the main fuel remains as it is, so that a large amount of unburned HC is generated in the combustion chamber. Further, when the auxiliary fuel is not injected, the burnt gas temperature in the combustion chamber does not increase so much, so even if the exhaust control valve is almost fully closed at this time, unburned HC in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve. It is not possible to expect sufficient oxidizing action. Accordingly, at this time, a large amount of unburned HC is discharged into the atmosphere.
[0010]
On the other hand, even if the exhaust throttle action by the exhaust control valve is not performed, if the auxiliary fuel is injected, the amount of unburned HC generated in the combustion chamber is reduced, and the burnt gas temperature in the combustion chamber is increased. However, when the exhaust throttle action by the exhaust control valve is not performed, the exhaust gas pressure immediately decreases as soon as the exhaust gas is discharged from the combustion chamber, and thus the exhaust gas temperature also decreases immediately. Therefore, in this case, almost no oxidizing action of unburned HC in the exhaust passage can be expected, and thus a large amount of unburned HC is also discharged into the atmosphere at this time.
[0011]
That is, in order to greatly reduce the amount of unburned HC discharged into the atmosphere, it is necessary to inject auxiliary fuel and simultaneously close the exhaust control valve almost completely.
In the diesel engine described in Japanese Patent Laid-Open No. 49-80414, the auxiliary fuel is not injected and the injection amount of the main fuel is greatly increased, so that the exhaust gas temperature rises but an extremely large amount of unburned HC. Is generated in the combustion chamber. As described above, when an extremely large amount of unburned HC is generated in the combustion chamber, even if the unburned HC is oxidized in the exhaust passage, only a part of the unburned HC is oxidized. Will be discharged.
[0012]
On the other hand, in the internal combustion engine described in the above-mentioned Japanese Patent Laid-Open No. 8-303290 or Japanese Patent Laid-Open No. 10-212995, the exhaust throttle action by the exhaust control valve is not performed, so the oxidation action of unburned HC in the exhaust passage is I can hardly expect it. Accordingly, even in this internal combustion engine, a large amount of unburned HC is discharged into the atmosphere.
Moreover, in the internal combustion engine described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-238336, the exhaust control valve is closed to a relatively small opening so that the engine output falls within an allowable range. However, the back pressure is not so high when the exhaust control valve is closed so that the engine output falls within the allowable range.
[0013]
In this internal combustion engine, a small amount of auxiliary fuel is injected during the expansion stroke or the exhaust stroke in order to generate unburned HC to be adsorbed by the catalyst. In this case, since the unburned HC is not generated if the auxiliary fuel is combusted satisfactorily, it is considered that the injection control of the auxiliary fuel is performed in this internal combustion engine so that the auxiliary fuel does not burn well. Therefore, in this internal combustion engine, it is considered that a small amount of auxiliary fuel does not contribute much to the temperature increase of the burnt gas temperature.
[0014]
In this way, in this internal combustion engine, a large amount of unburned HC is generated in the combustion chamber, and the back pressure is not so high and the burnt gas temperature does not rise so much. It is thought that it is not oxidized so much. The purpose of this internal combustion engine is to adsorb as much unburned HC as possible to the catalyst, so it can be said that it makes sense to think in this way.
[0015]
Incidentally, as described above, in order to greatly reduce the amount of unburned HC discharged into the atmosphere, it is necessary to inject auxiliary fuel and simultaneously close the exhaust control valve substantially completely. However, when the auxiliary fuel is injected and the exhaust control valve is almost fully closed, the exhaust gas discharged from the exhaust port is maintained at a high temperature and a high pressure as described above. That is, when the auxiliary fuel is injected and the exhaust control valve is almost fully closed, high-temperature and high-pressure exhaust gas is formed in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve, so these high-temperature and high-pressure exhaust gases are used as effectively as possible. It is desirable.
[0016]
An object of the present invention is to provide an exhaust purification device for an internal combustion engine that effectively uses the energy of high-temperature and high-pressure exhaust gas formed when the amount of unburned HC discharged into the atmosphere should be greatly reduced. It is in.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to a first aspect of the present invention, an exhaust turbine and an exhaust control valve of an exhaust turbocharger are arranged in an exhaust passage connected to an outlet of an engine exhaust port, and the amount of unburned HC discharged into the atmosphere. When it is determined that the exhaust gas should be reduced, the exhaust control valve is almost fully closed, and the main fuel injected into the combustion chamber to generate engine output is combusted under excess air in addition to the auxiliary fuel. The fuel is additionally injected into the combustion chamber at a predetermined time during the expansion stroke or the exhaust stroke in which the auxiliary fuel can be combusted, and when the acceleration operation is performed when the exhaust control valve is almost fully closed, the exhaust is performed. The opening degree of the control valve is increased.
[0018]
In the second invention, in the first invention, an exhaust control valve is arranged in the exhaust passage downstream of the exhaust turbine.
In the third aspect of the invention, in the first aspect of the invention, when the exhaust control valve is almost fully closed, it is the same so as to approach the generated torque of the engine when the exhaust control valve is fully opened under the same engine operating condition. The injection amount of the main fuel is increased as compared with the case where the exhaust control valve is fully opened under the engine operating state.
[0019]
In the fourth aspect, in the first aspect, it is determined that the amount of unburned HC discharged into the atmosphere should be reduced when the engine is warming up.
In the fifth invention, in the first invention, it is determined that the amount of unburned HC discharged into the atmosphere should be reduced when the engine low load operation is performed.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 and 2 show a case where the present invention is applied to a stratified combustion internal combustion engine. However, the present invention can also be applied to a spark ignition type internal combustion engine in which combustion is performed under a uniform lean air-fuel ratio and a diesel engine in which combustion is performed under excess air.
[0021]
Referring to FIG. 2, 1 is an engine main body, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a fuel injection valve disposed on the peripheral edge of the inner wall surface of the cylinder head 3, and 7 is An ignition plug disposed at the center of the inner wall surface of the cylinder head 3, 8 is an intake valve, 9 is an intake port, 10 is an exhaust valve, and 11 is an exhaust port.
1 and 2, the intake port 9 is connected to a surge tank 13 via a corresponding intake branch pipe 12, and the surge tank 13 is connected to an intake duct 14, a compressor 16 of an exhaust turbocharger 15, an intake duct 17, and an air flow. It is connected to an air cleaner 19 via a meter 18. A throttle valve 21 driven by a step motor 20 is disposed in the intake duct 17. On the other hand, the exhaust manifold 22 is connected to a catalytic converter 26 containing a catalyst 25 via an exhaust turbine 23 and an exhaust pipe 24 of the exhaust turbocharger 15, and an actuator 27 comprising a negative pressure diaphragm device or an electric motor is provided in the exhaust pipe 24. An exhaust control valve 28 driven by is disposed.
[0022]
As shown in FIG. 1, the exhaust manifold 22 and the surge tank 13 are connected to each other via an exhaust gas recirculation (hereinafter referred to as EGR) passage 29, and an electrically controlled EGR control valve 30 is disposed in the EGR passage 29. Is done. The fuel injection valve 6 is connected to a common fuel reservoir, so-called common rail 31. The fuel in the fuel tank 32 is supplied into the common rail 31 via an electrically controlled fuel pump 33 with variable discharge amount, and the fuel supplied in the common rail 31 is supplied to each fuel injection valve 6. A fuel pressure sensor 34 for detecting the fuel pressure in the common rail 31 is attached to the common rail 31, and the fuel pump 33 is configured so that the fuel pressure in the common rail 31 becomes the target fuel pressure based on the output signal of the fuel pressure sensor 34. The discharge amount is controlled.
[0023]
The electronic control unit 40 comprises a digital computer and is connected to each other by a bidirectional bus 41. A ROM (read only memory) 42, a RAM (random access memory) 43, a CPU (microprocessor) 44, an input port 45 and an output port 46 are connected. It comprises. The air flow meter 18 generates an output voltage proportional to the amount of intake air, and this output voltage is input to the input port 45 via the corresponding AD converter 47. Further, the output signal of the fuel pressure sensor 34 is input to the input port 45 via a corresponding AD converter 47.
[0024]
A load sensor 51 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 50 is connected to the accelerator pedal 50, and the output voltage of the load sensor 51 is input to the input port 45 via the corresponding AD converter 47. Is done. The input port 45 is connected to a crank angle sensor 52 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 °. On the other hand, the output port 46 is connected to the fuel injection valve 6, spark plug 7, throttle valve control step motor 20, exhaust control valve control actuator 27, EGR control valve 30, and fuel pump 33 through corresponding drive circuits 48. The
[0025]
Figure 3 is the fuel injection amount Q1, Q2, Q (= Q 1 + Q 2), the injection start timing? S1,? S2, the injection completion timing Shitai1, shows the average air-fuel ratio A / F in θE2 and the combustion chamber 5. In FIG. 3, the horizontal axis L indicates the amount of depression of the accelerator pedal 50, that is, the required load.
When 3 required load L as can be seen from is lower than L ₁ is the fuel injection Q2 is performed between θE2 from θS2 of the end of the compression stroke. At this time, the average air-fuel ratio A / F is considerably lean. When the required load L is between L ₁ and L ₂ , the first fuel injection Q1 is performed between θS1 and θE1 at the beginning of the intake stroke, and then the second fuel is injected between θS2 and θE2 at the end of the compression stroke. Injection Q2 is performed. Also at this time, the air-fuel ratio A / F is lean. When the required load L is greater than L ₂ the fuel injection Q1 is performed between θE1 from the beginning of the intake stroke of the? S1. At this time, the average air-fuel ratio A / F is lean in the region where the required load L is low, the average air-fuel ratio A / F is made the stoichiometric air-fuel ratio when the required load L increases, and the average air-fuel ratio A / F becomes higher when the required load L becomes higher. The fuel ratio A / F is made rich. Note that only the required load L is the operation region in which the fuel injection Q2 is performed only at the end of the compression stroke, the operation region in which the fuel injections Q1 and Q2 are performed twice, and the operation region in which the fuel injection Q1 is performed only in the early stage of the intake stroke. Is actually determined by the required load L and the engine speed.
[0026]
FIG. 2 shows a case where the fuel injection Q2 is performed only when the required load L is smaller than L ₁ (FIG. 3), that is, at the end of the compression stroke. The top surface of the piston 4 as shown in FIG. 2 and cavity 4a is formed, the required load L is the end of the compression stroke toward the fuel injection valve 6 in the bottom wall of the cavity 4a when less than L ₁ Fuel is injected. This fuel is guided by the peripheral wall surface of the cavity 4 a and travels toward the spark plug 7, whereby an air-fuel mixture G is formed around the spark plug 7. Next, the air-fuel mixture G is ignited by the spark plug 7.
[0027]
On the other hand, as described above, when the required load L is between L ₁ and L ₂ , fuel injection is performed twice. In this case, a lean air-fuel mixture is formed in the combustion chamber 5 by the first fuel injection Q1 performed at the beginning of the intake stroke. Next, an air-fuel mixture having an optimum concentration is formed around the spark plug 7 by the second fuel injection Q2 performed at the end of the compression stroke. The air-fuel mixture is ignited by the spark plug 7, and the lean air-fuel mixture is combusted by the ignition flame.
[0028]
On the other hand, when the required load L is larger than L ₂ , as shown in FIG. 3, a homogeneous mixture of lean, stoichiometric air-fuel ratio or rich air-fuel ratio is formed in the combustion chamber 5, and this homogeneous mixture becomes the spark plug 7. It can be ignited by.
Next, a method for reducing unburned HC according to the present invention will be schematically described with reference to FIG. In FIG. 4, the horizontal axis indicates the crank angle, and BTDC and ATDC indicate before the top dead center and after the top dead center, respectively.
[0029]
FIG. 4A shows the fuel injection timing when it is not necessary to reduce unburned HC by the method according to the present invention and the required load L is smaller than L ₁ . As shown in FIG. 4A, at this time, only the main fuel Qm is injected at the end of the compression stroke, and at this time, the exhaust control valve 28 is held in a fully opened state.
On the other hand, when it is necessary to reduce the unburned HC by the method according to the present invention, the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and further, as shown in FIG. In addition to the injection of the main fuel Qm, during the expansion stroke, in the example shown in FIG. 4B, the auxiliary fuel Qa is additionally injected in the vicinity of 60 ° after compression top dead center (ATDC). In this case, after combustion of the main fuel Qm, the main fuel Qm is burned under excess air so that sufficient oxygen remains in the combustion chamber 5 to completely burn the sub fuel Qa. 4 (A) and 4 (B) show the fuel injection period when the engine load and the engine speed are the same, and accordingly when the engine load and the engine speed are the same, FIG. The injection amount of the main fuel Qm in the case shown in FIG. 4 (B) is increased compared to the injection amount of the main fuel Qm in the case shown in FIG. 4 (A).
[0030]
FIG. 5 shows an example of the concentration (ppm) of unburned HC in the exhaust gas at each position of the engine exhaust passage. In the example shown in FIG. 5, the black triangles indicate unburned exhaust gas at the outlet of the exhaust port 11 when the main fuel Qm is injected at the end of the compression stroke as shown in FIG. 4A with the exhaust control valve 28 fully opened. The concentration of HC (ppm) is shown. In this case, the concentration of unburned HC in the exhaust gas at the outlet of the exhaust port 11 becomes an extremely high value of 6000 ppm or more.
[0031]
On the other hand, in the example shown in FIG. 5, the black circles and solid lines indicate that the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and the unburned gas in the exhaust gas when the main fuel Qm and the sub fuel Qa are injected as shown in FIG. 4B. The concentration of HC (ppm) is shown. In this case, the concentration of unburned HC in the exhaust gas at the outlet of the exhaust port 11 is 2000 ppm or less, and in the vicinity of the exhaust control valve 28, the concentration of unburned HC in the exhaust gas is reduced to about 150 ppm. Therefore, in this case, it can be seen that the amount of unburned HC discharged into the atmosphere is greatly reduced.
[0032]
The reason why the unburned HC is reduced in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 is that the oxidation reaction of the unburned HC is promoted. However, as shown by the black triangle in FIG. 5, when the amount of unburned HC at the outlet of the exhaust port 11 is large, that is, when the amount of unburned HC generated in the combustion chamber 5 is large, unburned in the exhaust passage. Even if the oxidation reaction of HC is promoted, the amount of unburned HC discharged into the atmosphere is not reduced so much. That is, the amount of unburned HC discharged into the atmosphere by promoting the oxidation reaction of unburned HC in the exhaust passage can be greatly reduced as shown by the black circle in FIG. This is when the concentration of unburned HC is low, that is, when the amount of unburned HC generated in the combustion chamber 5 is small.
[0033]
Thus, in order to reduce the amount of unburned HC discharged into the atmosphere, the amount of unburned HC generated in the combustion chamber 5 is reduced and the oxidation reaction of unburned HC in the exhaust passage is promoted. It is necessary to satisfy two requirements at the same time. First, the second requirement, that is, promoting the oxidation reaction of unburned HC in the exhaust passage will be described.
[0034]
According to the present invention, the exhaust control valve 28 is almost fully closed when the amount of unburned HC discharged into the atmosphere is to be reduced. As described above, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed, the pressure in the exhaust port 11 and the exhaust manifold 22, that is, the back pressure becomes considerably high.
An increase in the back pressure means that when the exhaust gas is discharged from the combustion chamber 5 into the exhaust port 11, the pressure of the exhaust gas does not decrease so much, and therefore the temperature of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 5 also decreases significantly. It means not to. Therefore, the temperature of the exhaust gas discharged into the exhaust port 11 is maintained at a considerably high temperature. On the other hand, a high back pressure means that the density of the exhaust gas is high, and a high density of the exhaust gas means that the flow rate of the exhaust gas in the exhaust passage from the exhaust port 11 to the exhaust control valve 28 is high. Means slow. Accordingly, the exhaust gas discharged into the exhaust port 11 stays in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 for a long time at a high temperature.
[0035]
As described above, when the exhaust gas is retained in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 for a long time under a high temperature, the oxidation reaction of unburned HC is promoted during that time. In this case, according to experiments by the present inventor, in order to promote the oxidation reaction of unburned HC in the exhaust passage, the exhaust gas temperature at the outlet of the exhaust port 11 needs to be about 750 ° C. or higher, preferably 800 ° C. or higher. It has been found.
[0036]
Further, as the time during which high-temperature exhaust gas stays in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 becomes longer, the reduction amount of unburned HC increases. The residence time becomes longer as the position of the exhaust control valve 28 is further away from the outlet of the exhaust port 11. Therefore, the exhaust control valve 28 is separated from the outlet of the exhaust port 11 by a distance necessary for sufficiently reducing unburned HC. Need to be placed. If the exhaust control valve 28 is arranged at a distance necessary to sufficiently reduce unburned HC from the outlet of the exhaust port 11, the concentration of unburned HC is greatly reduced as shown by the solid line in FIG.
[0037]
As described above, in order to promote the oxidation reaction of unburned HC in the exhaust passage, the exhaust gas temperature at the outlet of the exhaust port 11 needs to be about 750 ° C. or higher, preferably 800 ° C. or higher. Further, in order to reduce the amount of unburned HC discharged into the atmosphere, the first requirement described above must be satisfied. That is, it is necessary to reduce the amount of unburned HC generated in the combustion chamber 5. Therefore, in the present invention, in addition to the main fuel Qm for generating the engine output, the auxiliary fuel Qa is additionally injected after the injection of the main fuel Qm, and the auxiliary fuel Qa is burned in the combustion chamber 5.
[0038]
That is, when the auxiliary fuel Qa is burned in the combustion chamber 5, a large amount of unburned HC, which is the unburned main fuel Qm, is burned when the auxiliary fuel Qa is burned. Further, since the auxiliary fuel Qa is injected into the high-temperature gas, the auxiliary fuel Qa is burned well, so that unburned HC which is the unburned residue of the auxiliary fuel Qa is not generated so much. Thus, the amount of unburned HC finally generated in the combustion chamber 5 is considerably reduced.
[0039]
Further, when the auxiliary fuel Qa is burned in the combustion chamber 5, in addition to the heat generated by the combustion of the main fuel Qm and the auxiliary fuel Qa itself, the combustion heat of the unburned HC that is the unburned main fuel Qm is additionally generated. Therefore, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 becomes considerably high. In this way, the auxiliary fuel Qa is additionally injected in addition to the main fuel Qm to burn the auxiliary fuel Qa, thereby reducing the amount of unburned HC generated in the combustion chamber 5 and reducing the exhaust gas temperature at the outlet of the exhaust port 11 to 750. C. or higher, preferably 800.degree. C. or higher.
[0040]
As described above, in the present invention, the auxiliary fuel Qa needs to be combusted in the combustion chamber 5, and for that purpose, it is necessary that sufficient oxygen remains in the combustion chamber 5 when the auxiliary fuel Qa is burned. It is necessary to inject the auxiliary fuel Qa at a time when the injected auxiliary fuel Qa is satisfactorily combusted in the combustion chamber 5.
Therefore, in the present invention, the main fuel Qm is burned under excess air so that sufficient oxygen can remain in the combustion chamber 5 during the combustion of the auxiliary fuel Qa. Further, the injection timing at which the auxiliary fuel Qa injected in the stratified combustion internal combustion engine shown in FIG. 2 is burned well in the combustion chamber 5 is approximately 50 after compression top dead center (ATDC) indicated by an arrow Z in FIG. Therefore, in the stratified combustion internal combustion engine shown in FIG. 2, the auxiliary fuel Qa is injected after the compression top dead center (ATDC) in the expansion stroke of approximately 50 ° to approximately 90 °. . The secondary fuel Qa injected in the expansion stroke from approximately 50 ° to approximately 90 ° after compression top dead center (ATDC) does not contribute much to the generation of engine output.
[0041]
By the way, according to an experiment by the present inventor, in the stratified combustion internal combustion engine shown in FIG. 2, the unburned HC discharged into the atmosphere when the auxiliary fuel Qa is injected in the vicinity of 60 ° after compression top dead center (ATDC). The amount is the least. Therefore, in the embodiment according to the present invention, as shown in FIG. 4B, the injection timing of the auxiliary fuel Qa is approximately 60 ° after compression top dead center (ATDC).
[0042]
The optimal injection timing of the auxiliary fuel Qa varies depending on the engine type. For example, in a diesel engine, the optimal injection timing of the auxiliary fuel Qa is in the expansion stroke or in the exhaust stroke. Therefore, in the present invention, the fuel injection of the auxiliary fuel Qa is performed during the expansion stroke or the exhaust stroke. On the other hand, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 is affected by both the combustion heat of the main fuel Qm and the combustion heat of the auxiliary fuel Qa. That is, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 increases as the injection amount of the main fuel Qm increases, and increases as the injection amount of the auxiliary fuel Qa increases. Furthermore, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 is affected by the back pressure. That is, as the back pressure increases, the amount of burned gas remaining in the combustion chamber 5 increases because the burned gas hardly flows out from the combustion chamber 5, and thus the exhaust control valve 28 is almost fully closed. The burnt gas temperature in the combustion chamber 5 is raised.
[0043]
By the way, when the exhaust control valve 28 is almost closed and the back pressure becomes high, the generated torque of the engine decreases with respect to the optimum required generated torque. Therefore, in the present invention, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed as shown in FIG. 4B, the exhaust control valve 28 is operated under the same engine operating state as shown in FIG. 4A. The injection amount of the main fuel Qm is increased as compared with the case where the exhaust control valve 28 is fully opened under the same engine operating state so as to approach the required generation torque of the engine when it is fully opened. In the embodiment according to the present invention, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed, the engine generated when the exhaust control valve 28 is fully opened under the same engine operating state at that time. The main fuel Qm is increased so as to match the required generated torque.
[0044]
FIG. 6 shows a change in the main fuel Qm necessary for obtaining the required torque of the engine with respect to the required load L. In FIG. 6, the solid line indicates the case where the exhaust control valve 28 is fully closed, and the broken line indicates the case where the exhaust control valve 28 is fully opened.
On the other hand, FIG. 7 shows the relationship between the main fuel Qm and the sub fuel Qa required to change the exhaust gas temperature at the outlet of the exhaust port 11 from about 750 ° C. to about 800 ° C. when the exhaust control valve 28 is almost fully closed. ing. As described above, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 increases even if the main fuel Qm is increased, and the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 increases even if the auxiliary fuel Qa is increased. Accordingly, the relationship between the main fuel Qm and the sub fuel Qa required to change the exhaust gas temperature at the outlet of the exhaust port 11 from about 750 ° C. to about 800 ° C. is shown in FIG. Qa decreases, and if the main fuel Qm is decreased, the auxiliary fuel Qa increases.
[0045]
However, when the main fuel Qm and the auxiliary fuel Qa are increased by the same amount, the temperature increase in the combustion chamber 5 is much larger when the auxiliary fuel Qa is increased than when the main fuel Qm is increased. . Therefore, it can be said that it is preferable to raise the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 by increasing the auxiliary fuel Qa from the viewpoint of reducing the fuel consumption.
[0046]
Therefore, in the embodiment according to the present invention, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed, the main fuel Qm is increased by an amount necessary to increase the generated torque of the engine to the required generated torque, and mainly the combustion heat of the auxiliary fuel Qa. Thus, the burnt gas temperature in the combustion chamber 5 is raised.
In this way, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed and the amount of the auxiliary fuel Qa required to bring the exhaust gas at the outlet of the exhaust port 11 to about 750 ° C. or higher, preferably about 800 ° C. or higher, is injected from the exhaust port 11. In the exhaust passage leading to the exhaust control valve 28, the concentration of unburned HC can be greatly reduced. At this time, in the exhaust passage from the exhaust port 11 to the exhaust control valve 28, as shown in FIG. 5, the pressure in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 is used to reduce the concentration of unburned HC to about 150 ppm. The gauge pressure should be about 80 KPa. At this time, the closing ratio of the exhaust passage sectional area by the exhaust control valve 28 is approximately 95% or more. Therefore, in the embodiment shown in FIG. 1, when the amount of unburned gas discharged into the atmosphere should be greatly reduced, the exhaust control is performed so that the closing ratio of the exhaust passage cross-sectional area by the exhaust control valve 28 is approximately 95% or more. The valve 28 is almost fully closed.
[0047]
A large amount of unburned HC is generated in the internal combustion engine when the temperature in the combustion chamber 5 is low. When the temperature in the combustion chamber 5 is low, the engine is started and warmed up, and the engine is under a low load. Therefore, a large amount of unburned HC is generated when the engine is started and warmed up and when the engine is under a low load. It will be. Thus, when the temperature in the combustion chamber 5 is low, even if a catalyst having an oxidizing function is arranged in the exhaust passage, the catalyst having a low catalyst temperature is not activated, so a large amount of unburned HC generated at this time is generated. It is difficult to oxidize with a catalyst.
[0048]
Therefore, in the embodiment according to the present invention, the exhaust control valve 28 is almost fully closed at the time of engine start and warm-up operation, and at the time of engine low load, the main fuel Qm is increased, and the auxiliary fuel Qa is additionally injected, whereby air is discharged into the atmosphere. The amount of unburned HC that is discharged is greatly reduced.
FIG. 8 shows an example of changes in the main fuel Qm and the opening degree of the exhaust control valve 24 at the time of engine start and warm-up operation. In FIG. 8, the solid line X indicates the optimum injection amount of the main fuel Qm when the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and the broken line Y is the optimum main fuel when the exhaust control valve 28 is fully opened. The injection quantity of Qm is shown. As can be seen from FIG. 8, at the time of engine start and warm-up operation, the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and the optimum main fuel Qm when the exhaust control valve 28 is fully opened under the same engine operation state. The injection amount X of the main fuel Qm is increased from the injection amount Y, and the auxiliary fuel Qa is additionally injected.
[0049]
FIG. 9 shows an example of a change in the main fuel Qm and the opening degree of the exhaust control valve 28 at the time of engine low load. In FIG. 9, the solid line X indicates the optimal injection amount of the main fuel Qm when the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and the broken line Y indicates the optimal main fuel when the exhaust control valve 28 is fully opened. The injection quantity of Qm is shown. As can be seen from FIG. 9, the optimum injection amount Y of the main fuel Qm when the exhaust control valve 28 is almost fully closed at the time of low engine load and the exhaust control valve 28 is fully opened under the same engine operating state. As a result, the injection amount X of the main fuel Qm is increased, and the auxiliary fuel Qa is additionally injected.
[0050]
By the way, in the embodiment according to the present invention, the exhaust control valve 28 is almost fully closed during the warm-up operation as described above. On the other hand, warm-up operation is usually performed under a low load, and therefore the amount of exhaust gas is reduced. Therefore, at this time, the exhaust turbocharger 15 does not perform a supercharging action.
On the other hand, when the vehicle is driven during such a warm-up operation and the accelerator pedal 50 is depressed to accelerate, the supercharging action by the exhaust turbocharger 15 is immediately started even during the warm-up operation. It is preferable to rapidly increase the output.
[0051]
In this regard, as in the embodiment of the present invention, the exhaust control valve 28 is disposed in the exhaust passage downstream of the exhaust turbine 23, and the opening degree of the exhaust control valve 28 is increased when the acceleration operation is performed during the warm-up operation. In the embodiment according to the present invention, when the exhaust control valve 28 is changed from the substantially fully closed state to the fully opened state, the supercharging action by the exhaust turbocharger 15 can be started immediately.
[0052]
That is, during the warm-up operation, when the exhaust control valve 28 is almost fully closed to reduce unburned HC, the exhaust gas in the exhaust passage upstream of the exhaust control valve 28 is maintained at a high temperature and high pressure as described above. ing. At this time, the supercharging action by the exhaust turbocharger 15 is not performed, so the pressure on the inlet side of the exhaust turbine 23 is substantially equal to the pressure on the outlet side of the exhaust turbine 23.
When the exhaust control valve 28 is fully opened in such a state, the pressure on the outlet side of the exhaust turbine 23 rapidly decreases, and thus the pressure on the inlet side of the exhaust turbine 23 and the pressure on the outlet side of the exhaust turbine 23 are reduced. The pressure difference between and increases instantaneously. As a result, the rotational speed of the exhaust turbine 23 rapidly increases to a high rotational speed, and thus the supercharging action by the exhaust turbine 23 is started immediately. As a result, the engine output rapidly increases, so that a favorable acceleration operation can be ensured. Therefore, in the embodiment according to the present invention, when the acceleration operation is performed during the warm-up operation, the exhaust control valve 28 is fully opened from the fully closed state.
[0053]
Further, in the embodiment according to the present invention, as shown in FIG. 9, when the load increases during engine low load operation, the exhaust control valve 28 is fully opened from the fully closed state. That is, when the acceleration operation is performed during the engine low load operation, the exhaust control valve 28 is fully opened from the fully closed state. Accordingly, when the acceleration operation is started also at this time, the rotation speed of the exhaust turbine 23 rapidly increases to a high rotation, and thus a good acceleration operation can be ensured.
[0054]
As described above, in the present invention, the supercharging action of the exhaust turbocharger 23 is started rapidly using the high pressure generated upstream of the exhaust control valve 28 when the exhaust control valve 28 is almost fully closed. In the embodiment shown in FIG. 1, the exhaust control valve 28 is provided downstream of the exhaust turbine 23, but the exhaust control valve 28 may be disposed upstream of the exhaust turbine 23.
[0055]
FIG. 10 shows an operation control routine.
Referring to FIG. 10, first, at step 100, it is judged if the engine is starting or warming up. When it is during engine start-up and warm-up operation, the routine proceeds to step 101 where it is determined whether or not it is during acceleration operation. When it is not during acceleration operation, the routine proceeds to step 102 where the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and then at step 103, injection control of the main fuel Qm is performed. That is, the injection amount of the main fuel Qm is set to X shown in FIG. Next, at step 104, injection control of the auxiliary fuel Qa is performed.
[0056]
On the other hand, when it is determined in step 101 that the acceleration operation is being performed, the routine proceeds to step 106 where the exhaust control valve 28 is fully opened, and then the routine proceeds to step 107 where injection control of the main fuel Qm is performed. At this time, the auxiliary fuel Qa is not injected.
On the other hand, when it is determined in step 100 that the engine is not being started and the engine is warming up, the routine proceeds to step 105 where it is determined whether or not the engine is under low load. When the engine load is not low, the routine proceeds to step 106 where the exhaust control valve 28 is fully opened, and then the routine proceeds to step 107 where injection control of the main fuel Qm is performed. At this time, the auxiliary fuel Qa is not injected.
[0057]
On the other hand, when it is determined at step 105 that the engine is under low load, the routine proceeds to step 102 where the exhaust control valve 28 is almost fully closed, and then at step 103, injection control of the main fuel Qm is performed. That is, the injection amount of the main fuel Qm is set to X shown in FIG. Next, at step 104, injection control of the auxiliary fuel Qa is performed.
[0058]
【The invention's effect】
The supercharging action of the exhaust turbocharger can be started immediately during acceleration operation while greatly reducing the amount of unburned HC discharged into the atmosphere.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall view of an internal combustion engine.
FIG. 2 is a side sectional view of a combustion chamber.
FIG. 3 is a diagram showing an injection amount, an injection timing, and an air-fuel ratio.
FIG. 4 is a diagram showing injection timing.
FIG. 5 is a diagram showing the concentration of unburned HC.
FIG. 6 is a diagram showing an injection amount of main fuel.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an injection amount of main fuel and an injection amount of sub fuel.
FIG. 8 is a diagram showing an injection amount of main fuel and an opening degree of an exhaust control valve.
FIG. 9 is a diagram showing an injection amount of main fuel and an opening degree of an exhaust control valve.
FIG. 10 is a flowchart for performing operation control.
[Explanation of symbols]
6 ... Fuel injection valve 15 ... Exhaust turbocharger 23 ... Exhaust turbine 28 ... Exhaust control valve

Claims

The exhaust turbine and exhaust control valve of the exhaust turbocharger are placed in the exhaust passage connected to the outlet of the engine exhaust port, and exhaust control is performed when it is judged that the amount of unburned HC emissions to the atmosphere should be reduced. While the valve is almost fully closed, the main fuel injected into the combustion chamber in order to generate engine output is burned under excess air, and in addition, the secondary fuel can be combusted during the expansion stroke or exhaust. An internal combustion engine that additionally injects into the combustion chamber at a predetermined time during the stroke and increases the opening of the exhaust control valve when the acceleration operation is performed when the exhaust control valve is almost fully closed Exhaust purification equipment.

The exhaust emission control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein an exhaust control valve is disposed in an exhaust passage downstream of the exhaust turbine.

When the exhaust control valve is almost fully closed, the exhaust control valve is operated under the same engine operating condition so as to approach the generated torque of the engine when the exhaust control valve is fully opened under the same engine operating condition. 2. The exhaust gas purification apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the injection amount of the main fuel is increased as compared with a case where the fuel is fully opened.

The exhaust emission control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein it is determined that the amount of unburned HC discharged into the atmosphere should be reduced when the engine is warming up.

The exhaust emission control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein it is determined that the amount of unburned HC discharged into the atmosphere should be reduced when the engine low load operation is being performed.