JP2018197506A - エンジンの制御装置及びエンジンの制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】煤の排出を抑制することと、燃費を向上させることとを両立させる。
【解決手段】エンジン１の制御装置は、キャビティ１４０を有するピストン１４と、燃料噴射弁（インジェクタ１８）と、を備える。燃料噴射弁は、ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、第１噴射を実行すると共に、第１噴射の燃料は、燃料噴射弁からキャビティの内部に向かって噴孔軸に沿って進んでキャビティの内面に衝突した後、内面に沿って流れることにより、噴孔軸に対しずれた位置でかつ、キャビティから燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進む。燃料噴射弁は、第１噴射の終了後でかつ、第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、キャビティの内部に向かって第２噴射を実行する。
【選択図】図６

Description

ここに開示する技術は、エンジンの制御装置及びエンジンの制御方法に関する。

特許文献１には、ディーゼルエンジンが記載されている。このディーゼルエンジンは、主噴射と、後段噴射とを行う。後段噴射は、燃焼室内において発生した煤の酸化を促進し、煤の排出を抑制する。

特開２０１２−０３１８４４号公報

特許文献１に記載されたディーゼルエンジンでは、燃料噴射弁から噴射した燃料の一部が、ピストンに設けたキャビティの外に至るタイミングで後段噴射を行う。つまり、後段噴射を、圧縮上死点からピストンの下降が進んだ膨張行程中において行う。そのため、後段噴射の燃料は、エンジンのトルクの発生には余り寄与しない。後段噴射は、煤の排出を抑制することには有効であるが、燃費性能には不利である。

後段噴射のタイミングを早めると、エンジントルクの増大及び熱効率の向上に有利になる。しかしながら、主噴射と後段噴射との間隔が狭くなるため、燃料濃度が局所的に濃くなる部分が生じてしまい、煤の発生を招いてしまうという新たな問題が生じる。

ここに開示する技術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、煤の排出を抑制することと、燃費を向上させることとを両立させることにある。

具体的に、ここに開示する技術は、エンジンの制御装置に係る。エンジンの制御装置は、キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔軸に沿って燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を備える。

前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、第１噴射を実行すると共に、前記第１噴射の燃料は、前記燃料噴射弁から前記キャビティの内部に向かって前記噴孔軸に沿って進んで前記キャビティの内面に衝突した後、前記キャビティの前記内面に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対しずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進み、前記燃料噴射弁は、前記第１噴射の終了後でかつ、前記第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、前記キャビティの内部に向かって第２噴射を実行する。

燃料噴射弁が第１噴射を実行すると、噴孔軸に沿って進む燃料はキャビティの内面に衝突した後、噴孔軸に対しずれた位置でかつ、キャビティから燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進む。キャビティは、燃料の進行方向を変更する。

また、第１噴射は、ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで行うため、エンジンのトルクの発生に寄与する主噴射に相当する。第１噴射の燃料は、折り返して進む時点で、一部が燃焼を開始してもよい。第１噴射の燃料は、燃料噴霧と燃焼ガスとの両方を含む場合がある。

第１噴射の終了後、燃料噴射弁は、第２噴射を実行する。第２噴射は、第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで行う。折り返した第１噴射の燃料は、噴孔軸とは位置がずれているため、第１噴射の燃料と第２噴射の燃料とは重ならない。これにより、燃料の濃度が局所的に濃くなることが回避されるから、煤の発生を抑制することができる。

一方、第２噴射は、キャビティの内部に向かって実行する。圧縮上死点付近において行う第１噴射と、その後の第２噴射との間隔は狭い。よって、第２噴射の燃料も、エンジンのトルクの発生に寄与する。

そして、第２噴射を行うことによって、第１噴射の燃料が燃焼することに伴い発生した煤の酸化を促進することができるから、煤の排出を抑制することができる。

よって、前記の構成によると、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における前記内面の形状が、前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部付近のリップ部と、前記燃料噴射弁に近づく方向に凸となる前記キャビティの底部の中央隆起部と、前記リップ部と前記中央隆起部との間を前記キャビティの中心側に中心を有する円弧を用いて結ぶ膨出部と、を有して構成され、前記第１噴射の燃料は、前記キャビティの前記膨出部から前記中央隆起部に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対し前記ピストンの下降側にずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進む、としてもよい。

キャビティの内面形状が、中央隆起部と、膨出部と、リップ部と、を有して構成されているため、キャビティの内部に向かって燃料を噴射すると、燃料は、膨出部に沿ってピストンの底部に向かった後、中央隆起部に沿ってキャビティの開口部側へ流れる。これにより、キャビティの内部において縦渦を発生させることができる。キャビティの内面に沿って折り返した第１噴射の燃料の流れは、第２噴射の燃料に対して、ピストンの下降側に位置がずれるようになり、燃料の濃度が局所的に濃くなることを回避することができる。また、縦渦によって燃料と空気との混合を促進することができるから、このことによっても、煤の発生が抑制される。

ここに開示するエンジンの制御装置はまた、キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔から燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を備える。

そして、前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における内面の形状が、前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部よりも径方向の外方に膨出した膨出部を有して構成され、前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近の所定位置に位置しているときに、前記噴孔の中心を延長した噴孔中心線が、前記膨出部と交差するように構成され、前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、前記キャビティの前記膨出部に向かって主噴射を実行すると共に、前記主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張行程中に、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差しているタイミングで、第２噴射を実行する。

燃料噴射弁が、ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、キャビティの膨出部に向かって主噴射を実行すると、燃料噴射弁からキャビティに向かう燃料は、キャビティの膨出部に衝突する。衝突した燃料は、その後、膨出部に沿って流れて、キャビティから燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進む。折り返して進む燃料は、噴孔中心線に対して位置がずれる。詳細には、折り返して進む燃料は、噴孔中心線に対して、ピストンの下降側に位置がずれる。尚、折り返して進む燃料の一部は燃焼が開始している場合がある。

燃料噴射弁はまた、主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張行程中に、噴孔中心線が膨出部に交差しているタイミングで、第２噴射を実行する。前述したように、主噴射の燃料は、噴孔中心線とは位置がずれているため、第１噴射の燃料と第２噴射の燃料とは位置がずれる。燃料の濃度が局所的に濃くなることを回避することができ、煤の発生を抑制することができる。

また、第２噴射の燃料も、主噴射の燃料と同様に、キャビティの内部に至るから、第２噴射の燃料も、エンジンのトルクの発生に寄与する。

そして、第２噴射を行うことによって、主噴射の燃料が燃焼することに伴い発生した煤の酸化を促進することができるから、煤の排出を抑制することができる。

よって、前記の構成によると、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

前記エンジンは、前記エンジンの回転数が高くなるに従って、前記エンジンの吸気圧を高くするよう構成された過給機を備え、前記燃料噴射弁は、前記エンジンの回転数が高いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行う、としてもよい。

吸気圧が高くなるに従い、シリンダ内の圧力が高くなるから、噴射した燃料が進み難くなる。特に、主噴射の後に行う第２噴射は、主噴射と比較して燃料噴射量が少ないから、ペネトレーションが低い。第２噴射の燃料は、シリンダ内の圧力の影響を強く受ける。第２噴射の燃料は、シリンダ内の圧力が高いと、キャビティの内部に向かって進んでいる間にピストンが下降してしまい、燃料がキャビティの内部に到達しなくなってしまう。

そこで、回転数が高くなるに従い吸気圧が高くなる過給機付きエンジンにおいて、エンジンの回転数が高いほど、言い換えると、シリンダ内の圧力が高くなるほど、主噴射と第２噴射とのインターバルを短くして第２噴射を行う。このことによって、シリンダ内の圧力が高いときには、第２噴射のタイミングが早くなり、ピストンが圧縮上死点に近い位置にあるときに第２噴射を行うことになる。第２噴射の燃料をキャビティの内部に到達させることができる。第２噴射の燃料を、エンジンのトルクの発生に寄与させることができ、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

前記の構成は特に、エンジンの回転数と負荷とに応じた制御マップを用いて、主噴射と第２噴射とのインターバルを決定する構成に適している。

前記エンジンは、前記エンジンの吸気圧に関係するパラメータを検出するよう構成されたセンサを備え、前記燃料噴射弁は、前記吸気圧が高いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行う、としてもよい。

前記と同様に、シリンダ内の圧力が高くなるほど、インターバルを短くして第２噴射を行うことによって、第２噴射の燃料をキャビティの内部に到達させることができる。第２噴射の燃料を、エンジンのトルクの発生に寄与させることができ、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

この構成は特に、エンジンの回転数と負荷とに応じた制御マップを用いない構成であって、吸気圧に関係するパラメータの検出値に基づき、例えばモデル式を用いて、主噴射と第２噴射とのインターバルを決定する構成に適している。

前記燃料噴射弁は、前記主噴射の噴射量が多いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行う、としてもよい。

主噴射の噴射量が多いと、ペネトレーションが高くなるから、主噴射の開始後、燃料がキャビティから燃料噴射弁に向かう方向に折り返して、燃料噴射弁の近傍に到達するまでの時間が短くなる。主噴射の燃料が燃料噴射弁の近傍に到達してから第２噴射を行うと、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重なってしまい、燃料の濃度が局所的に濃くなる部分が生じる。

そこで、主噴射の噴射量が多いほど、インターバルを短くして第２噴射を行う。このことにより、第２噴射を行うタイミングでは、主噴射の燃料が燃料噴射弁の近傍に到達していないから、燃料の濃度が局所的に濃くなることが回避される。また、インターバルを短くすると、第２噴射を行うときに、ピストンは圧縮上死点の近くに位置しているから、第２噴射の燃料がキャビティの内部に到達をして、エンジンのトルクの発生に寄与することができる。煤の排出を抑制しながら、燃費の向上に有利になる。

前記燃料噴射弁は、前記エンジンが第１領域において運転しているときには、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差するタイミングで、第２噴射を実行し、前記エンジンが前記第１領域よりも、負荷が低い又は回転数が低い第２領域において運転しているときには、前記インターバルを長くすることにより、少なくとも一部の燃料が前記キャビティの外に至るタイミングで、前記第２噴射を実行する、としてもよい。

第１領域においては、前述したように、主噴射の終了後、噴孔中心線が膨出部に交差しているタイミングで第２噴射を実行する。こうすることで、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

第１領域よりも負荷が低い又は回転数が低い第２領域においては、主噴射の燃料噴射量が、第１領域と比較して少なくなる。主噴射の燃料のペネトレーションが低くなり、主噴射の燃料は、キャビティの膨出部に到達するまでに要する時間が長くなる上に、膨出部に衝突した後、その付近に留まり易くなる。そのため、主噴射と第２噴射との間のインターバルを短くすると、第２噴射の燃料が、膨出部の付近において主噴射の燃料と重なってしまい、燃料の濃度が局所的に濃くなってしまう。

そこで、エンジンが第２領域で運転しているときには、インターバルを長くする。このことにより、少なくとも一部の燃料がキャビティの外に至るタイミングで、第２噴射を実行する。こうすることで、燃費の向上には有利ではないものの、燃料の濃度が局所的に濃くなることを防止して、煤の排出を、確実に抑制することができる。

ここに開示するエンジンの制御方法は、燃料噴射弁が、ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、第１噴射を実行し、前記第１噴射の燃料が、前記燃料噴射弁から前記ピストンのキャビティの内部に向かって噴孔軸に沿って進んで前記キャビティの内面に衝突した後、前記キャビティの前記内面に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対しずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進み、前記燃料噴射弁が、前記第１噴射の終了後でかつ、前記第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、前記キャビティの内部に向かって第２噴射を実行する。

この方法によると、前述したように、第１噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重ならず、煤の発生を防止することができると共に、煤の酸化を促進するための第２噴射の燃料が、エンジンのトルクの発生にも寄与することができるから、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

ここに開示するエンジンの制御方法はまた、キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔から燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を用い、前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における内面の形状が、前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部よりも径方向の外方に膨出した膨出部を有して構成され、前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近の所定位置に位置しているときに、前記燃料噴射弁の噴孔の中心を延長した噴孔中心線が、前記膨出部と交差するように構成され、前記燃料噴射弁が、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、前記キャビティの前記膨出部に向かって主噴射を実行し、前記燃料噴射弁が、前記主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張行程中に、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差しているタイミングで、第２噴射を実行する。

この方法によっても、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重ならず、煤の発生を防止することができると共に、煤の酸化を促進するための第２噴射の燃料が、エンジンのトルクの発生にも寄与することができるから、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

以上説明したように、前記のエンジンの制御装置によると、二回の噴射による燃料が重ならずに、煤の酸化を促進する第２噴射の燃料をエンジンのトルクの発生に寄与させることができるから、煤の排出の抑制と、燃費の向上とを両立させることができる。

図１は、ディーゼルエンジンシステムの構成を例示する概略図である。 図２は、燃焼室の構造を例示する概略断面図である。 図３は、燃焼室の概略上面図である。 図４は、ディーゼルエンジンの制御に係るブロック図の一例である。 図５は、ＰＣＭが実行する燃料噴射に係る制御手順を例示するフローチャートである。 図６は、ここに開示する技術が適用された燃料噴射態様における燃焼室内の様子を例示する遷移図である。 図７は、燃料噴射態様の比較例における燃焼室内の様子を例示する図６対応図である。 図８は、図６の燃料噴射態様時と、図７の燃料噴射態様時との燃焼波形を比較する図である。 図９は、ＰＣＭが出力する噴射指示パルスと、燃料噴射弁のリフトの変化との対応を例示する図である。 図１０は、インターバルの設定に係るマップを例示する図である。 図１１の上図は、噴射量を変えたときの、インターバルと煤発生量との関係を示す図であり、図１１の下図は、噴射量を変えたときの、インターバルと熱効率との関係を示す図である。 図１２は、エンジンの負荷又は回転数が低いときの、第２噴射時における燃焼室内の様子を例示する図である。 図１３は、主噴射の噴射量とインターバルとの関係を例示する図である。

以下、エンジンの制御装置の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、エンジンの制御装置の一例である。

（ディーゼルエンジンシステムの構成）
図１は、エンジン１の概略構成を示している。図２及び図３は、エンジン１の燃焼室１４ａの構成を示している。このエンジン１は、例えば四輪自動車に搭載されると共に、軽油を主成分とした燃料が供給されるディーゼルエンジンである。エンジン１が運転することによって、自動車が推進する。エンジン１は、複数のシリンダ１１ａ（図１においては、一つのみ図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯溜されたオイルパン１３とを有している。エンジン１の各シリンダ１１ａ内には、ピストン１４が、シリンダ中心軸Ｘに沿って往復動するよう嵌挿されている。ピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。ピストン１４の頂面にはリエントラント形の燃焼室１４ａを区画するキャビティ１４０が形成されている。キャビティ１４０の形状の詳細は、後述する。

シリンダヘッド１２には、シリンダ１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されている。吸気ポート１６には、燃焼室１４ａの開口を開閉する吸気弁２１が配設されている。排気ポート１７には、燃焼室１４ａの開口を開閉する排気弁２２が配設されている。

エンジン１は、吸気弁２１及び排気弁２２を駆動する動弁機構として、バルブタイミング及び／又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構７１（図４参照）を備えている。可変動弁機構７１は、公知の様々な構成を採用することができる。エンジン１は、運転状態に応じて、吸気弁２１のバルブタイミング及び／又はバルブリフトを変更すると共に、排気弁２２のバルブタイミング及び／又はバルブリフトを変更する。

シリンダヘッド１２には、燃料を噴射する燃料噴射弁としてのインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に各シリンダ１１ａ内の吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。インジェクタ１８は、燃料を噴射する噴孔１８ａが燃焼室１４ａの天井面（つまり、シリンダヘッド１２の底面１２ａ）から燃焼室１４ａに臨むように配設されている。

エンジン１の一側面には、吸気通路３０が接続されている。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に連通している。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａに新気を導入する。エンジン１の他側面には、排気通路４０が接続されている。排気通路４０は、各シリンダ１１ａの排気ポート１７に連通している。排気通路４０は、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａから既燃ガスを排出する。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、詳しくは後述するが、吸入空気の過給を行う大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、シリンダ１１ａ毎に分岐する独立通路を構成する。各独立通路の下流端が各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に接続されている。

吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型ターボ過給機６１の大型コンプレッサ６１ａと、小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａと、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、吸入空気量を調節する吸気絞り弁３６とが配設されている。吸気絞り弁３６は、基本的には全開状態であるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態になる。

排気通路４０の上流側の部分は、排気マニホールドによって構成されている。排気マニホールドは、シリンダ１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された複数の独立通路と、複数の独立通路が集合する集合部と、を有している。

排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂと、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。

排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、ＤＰＦという）４１ｂとを有している。酸化触媒４１ａは、ＤＰＦ４１ｂよりも上流に配置されている。酸化触媒４１ａ及びＤＰＦ４１ｂは１つのケース内に収容されている。酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されることによってＣＯ_２及びＨ_２Ｏが生成する反応を促す。また、ＤＰＦ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集する。尚、ＤＰＦ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。

吸気通路３０と排気通路４０との間には、排気ガス還流通路５１が介設している。排気ガス還流通路５１は、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流する。排気ガス還流通路５１の上流端は、排気通路４０における排気マニホールドと小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり小型タービン６２ｂよりも上流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１の下流端は、吸気通路３０におけるサージタンク３３と吸気絞り弁３６との間の部分（つまり、小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａ及び排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設されている。

大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａと大型タービン６１ｂとは互いに連結されており、大型コンプレッサ６１ａと大型タービン６１ｂとは一体に回転する。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。

小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａと小型タービン６２ｂとは互いに連結されており、小型コンプレッサ６２ａと小型タービン６２ｂとは一体に回転する。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設されている。排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。

これら大型タービン６１ｂ及び小型タービン６２ｂが排気ガス流により回転することによって、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａがそれぞれ回転し、吸入空気を圧縮する。

ここで、小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。

吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする吸気バイパス通路６３が接続されている。吸気バイパス通路６３には、吸気バイパス弁６３ａが配設されている。吸気バイパス弁６３ａは、吸気バイパス通路６３を流れる空気量を調整する。吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（ノーマルクローズ）となるように構成されている。

排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする小型排気バイパス通路６４と、大型タービン６１ｂをバイパスする大型排気バイパス通路６５とが接続されている。小型排気バイパス通路６４には、小型排気バイパス通路６４を流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設されている。大型排気バイパス通路６５には、大型排気バイパス通路６５を流れる排気量を調整するためのウエストゲートバルブ６５ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａ及びウエストゲートバルブ６５ａは共に、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。

（燃焼室の構成）
次に、図２及び図３を参照しながら、エンジン１の燃焼室１４ａの構造について、詳細に説明する。図２は、ピストン１４が上死点に位置している状態における燃焼室１４ａの断面図である。図２に示す断面は、シリンダ中心軸Ｘを含む断面である。図３は、燃焼室１４ａの概略上面図である。

図２に示すように、燃焼室１４ａは、シリンダヘッド１２の底面１２ａと、ピストン１４の頂面１４ｃと、シリンダ１１ａの内側面１１ｂとにより区画されている。

インジェクタ１８は、その中心軸がシリンダ１１ａの中心軸Ｘと一致している。インジェクタ１８の先端部は、燃焼室１４ａの天井部分、すなわちシリンダヘッド１２の底面１２ａのうち、ピストン１４の頂面１４ｃと対向する部分の中央に位置するように配置されている。インジェクタ１８は、多噴口式であって、先端部に形成された複数の噴孔１８ａから、燃焼室１４ａ内に放射状に燃料を噴射するよう構成されている。本実施形態では、図３に示すように、インジェクタ１８は、１０個の噴孔１８ａを有する。各噴孔１８ａの軸は、径方向の外方かつ斜め下向きに伸びる。

ピストン１４の頂面１４ｃの中央（径方向中央）には、下方に凹むキャビティ１４０が形成されている。キャビティ１４０は、ピストン１４の中心軸Ｘを含む断面上において、中心軸Ｘを中心として線対称な形状を有している。

キャビティ１４０は、前述したように、いわゆるリエントラント形であり、中央隆起部１４１ｂが隆起するとともに開口部が上窄まり状に絞られた形状を有している。

具体的に、キャビティ１４０の内面１４０ａは、キャビティ１４０の中心側すなわちシリンダ１１ａの中心軸Ｘ側ほどインジェクタ１８に近づくように隆起した、キャビティ１４０の底部の中央隆起部１４１ｂと、中央隆起部１４１ｂよりも径方向外側に形成されかつ断面視で径方向外側に膨出する膨出部１４１ｃと、膨出部１４１ｃとキャビティ１４０の開口縁１４１ａとの間に形成されかつ断面視で径方向内側に凸となるリップ部１４１ｄとで構成されている。本実施形態では、リップ部１４１ｄ及び膨出部１４１ｃはそれぞれ湾曲しているとともに、リップ部１４１ｄから膨出部１４１ｃに向かってその曲率が連続して変化するよう構成されている。膨出部１４１ｃは、リップ部１４１ｄと中央隆起部１４１ｂとの間をキャビティ１４０の中心側に中心を有する円弧を用いて結ぶ。尚、膨出部１４１ｃの最外径位置の径Ｒは、３０ｍｍ±２ｍｍである。

前述のように、インジェクタ１８は、燃焼室１４ａ内に放射状に燃料を噴射するよう配置されているが、本実施形態では、特に、インジェクタ１８は、図２のＱで示すように、ピストン１４が圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近に位置する場合において、燃料が、膨出部１４１ｃに向かって噴射されるように配置されている。より詳細に、インジェクタ１８は、ピストン１４が圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近の所定位置に位置しているときに、噴孔１８ａの中心を延長した噴孔中心線１８ｂが、膨出部１４１ｃと交差するように構成されている。噴孔中心線１８ｂは、噴孔１８ａから噴射した燃料が進む噴射軸に相当する。噴孔中心線１８ｂと噴射軸とは、一致又は略一致する。そして、膨出部１４１ｃとピストン１４の中心軸Ｘとの距離は、噴射された燃料が直接（液滴の状態で）、膨出部１４１ｃに当たらない長さに設定されている。

尚、このようなキャビティ１４０としては、例えば、特開２０１０−１２１４８３号公報又は特開２０１５−２３２２９０号公報に開示されているものが適用可能である。

ピストン１４の頂面１４ｃのうちキャビティ１４０の開口縁１４１ａよりも径方向外側に位置する外周部１４２には、段部１４３が形成されている。具体的には、キャビティ１４０の開口縁１４１ａから径方向外側に延びる第１部分１４４、すなわち、頂面１４ｃの外周部１４２の径方向内側部分である第１部分１４４が、この第１部分１４４よりも径方向外側に位置する第２部分１４５、すなわち、頂面１４ｃの外周部１４２の径方向外側部分である第２部分１４５よりも下方に位置することで、頂面１４ｃの外周部１４２に段部１４３が形成されている。

段部１４３の高さ、すなわち、第１部分１４４と第２部分１４５との上下方向の離間距離は、０．５ｍｍ以上に設定されている。本実施形態では、この段部１４３の高さは１．０ｍｍに設定されている。尚、頂面１４ｃの上端面すなわち第２部分１４５の上面は、シリンダヘッド１２の底面１２ａから下方に離間しており、これらの間には、所定のクリアランスが確保されている。圧縮上死点におけるこの離間量は、例えば、０．８ｍｍ程度である。尚、図２では、理解を容易にするために、このクリアランスを大きく描いている。

前記のように構成された燃焼室１４ａ内において、ピストン１４が圧縮上死点付近にあるタイミングで、インジェクタ１８が燃料を噴射すると、燃料噴霧はキャビティ１４０の膨出部１４１ｃに衝突する。その後、燃料噴霧は、膨出部１４１ｃに沿って、図２に矢印で示す方向に流れ、キャビティ１４０の内面１４０ａに沿ってキャビティ１４０の外周側から中央側に向かう縦渦が発生する。より詳細には、燃料噴霧が、リップ部１４１ｄの下側部分の膨出部１４１ｃに衝突するのに伴って、膨出部１４１ｃに沿って下方に向かった後、膨出部１４１ｃに沿ってシリンダ１１ａの中心軸側に向かい、その後、中央隆起部１４１ｂに沿って、シリンダ１１ａの中心軸側、かつ上方に向かう縦渦が発生する。特に、本実施形態では、リップ部１４１ｄ及び膨出部１４１ｃがそれぞれ湾曲しているとともに、リップ部１４１ｄから膨出部１４１ｃに向かってその曲率が連続して変化するように構成されているため、キャビティ１４０内のガスはより確実にキャビティ１４０の内面１４０ａに沿って移動し、安定した縦渦が生成される。また、キャビティ１４０の外周部１４２とシリンダヘッド１２の底面１２ａとの間の部分から、キャビティ１４０側に向かって流入するスキッシュ流によっても、縦渦の生成が促進される。

このようにキャビティ１４０内に燃料を噴射すると、キャビティ１４０内に縦渦が生成され、燃料噴霧はこの縦渦に乗って下方に移動する。このとき、一部の燃料の燃焼は開始しており、燃料噴霧と燃焼ガスとが下方に移動する。また、本実施形態では、前述のように、膨出部１４１ｃとピストン１４の中心軸Ｘとの距離が、噴射された燃料が直接（液滴の状態で）この境界部分に当たらない長さに設定されており、これによって、燃料のキャビティ１４０の内面１４０ａへの付着が抑制されている。

キャビティ１４０の膨出部１４１ｃに沿って下方に移動した燃料噴霧及び燃焼ガスは、膨出部１４１ｃに沿って移動することで加速され、キャビティ１４０の内面１４０ａに付着した燃料を吹き飛ばしつつ、かつ、キャビティ１４０の内面１４０ａに到達する前の燃料噴霧と干渉することなく、キャビティ１４０の中央隆起部１４１ｂに移動して、キャビティ１４０の中央に存在する空気と混合する。その後、ピストン１４の下降とともに、燃焼室１４ａ全体に燃焼ガスが均一に拡散して、燃焼室１４ａ全体の空気が効率よく燃焼する。

このように、本実施形態では、燃料噴霧が、キャビティ１４０の内面１４０ａに沿う縦渦にのって移動することで、燃料の滞留や干渉によって局所的にリッチな状態が生じるのが回避され、空気と燃料との混合が促進されて均一でリーンな燃焼ガスが生成される。

（エンジンの制御装置の構成）
図１に戻り、エンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置を構成する。ＰＣＭ１０には、図４に示すように、様々なセンサの検出信号が入力される。ここに含まれるセンサは、例えばエンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ２、吸入空気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ３及び吸入空気の圧力を検出する吸気圧センサＳＷ８、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、排気中の酸素濃度を検出するＯ_２センサＳＷ６、及び、車速を検出する車速センサＳＷ７である。ＰＣＭ１０は、これらのセンサＳＷ１〜ＳＷ８の検出信号に基づいて種々の演算を行うことにより、エンジン１や自動車の状態を判定すると共に、インジェクタ１８、グロープラグ１９、可変動弁機構７１、吸気絞り弁３６、排気ガス還流弁５１ａ、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ、及び、ウエストゲートバルブ６５ａそれぞれのアクチュエータへ制御信号を出力する。

エンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１５以下とした、比較的低圧縮比となるように構成されている。エンジン１は、低圧縮比化によって、排気エミッション性能の向上及び熱効率の向上を図っている。

（エンジンの燃料噴射制御）
ＰＣＭ１０によるエンジン１の基本的な制御は、アクセル開度、車速、及び変速機のギヤ段の情報に基づいて目標トルクを決定し、インジェクタ１８に、目標トルクに対応する燃料の噴射実行させることである。ＰＣＭ１０はまた、吸気絞り弁３６や排気ガス還流弁５１ａの開度の制御（つまり、外部ＥＧＲ制御）、及び／又は、可変動弁機構７１の制御（つまり、内部ＥＧＲ制御）によって、シリンダ１１ａ内への排気の還流割合を制御する。

図５は、ＰＣＭ１０が実行するインジェクタ１８の燃料噴射制御に係るフローチャートを示している。ＰＣＭ１０は、ステップＳ５１において、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ８の検出信号を読み込み、続くステップＳ５２において、燃料噴射の制御目標値、具体的には、燃料噴射量、及び、燃料噴射タイミングを設定する。インジェクタ１８は、１燃焼サイクル中に、燃焼室１４ａ内に、複数回の燃料噴射を行う場合がある。ステップＳ５２において設定する燃料噴射量及び燃料噴射タイミングは、各回の噴射量及び各回の噴射タイミングを含む。

ＰＣＭ１０は、ステップＳ５３において、設定した燃料噴射量及び燃料噴射タイミングに基づいて、インジェクタ１８に噴射指示パルスを出力する。噴射指示パルスを受けたインジェクタ１８が、燃焼室１４ａ内に燃料を噴射する。燃焼室１４ａ内において、燃料が着火及び燃焼する。

（近接インターバル噴射）
前述したように、エンジン１は、運転状態に応じて、１燃焼サイクル中に、複数回の燃料噴射を行う場合がある。複数回の燃料噴射は、エンジン１のトルクを発生させる主噴射（つまり、第１噴射）と、主噴射の後の第２噴射とを少なくとも含む場合がある。主噴射は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置しているタイミングで行う。主噴射によって噴射された燃料は、圧縮上死点後でかつ、圧縮上死点付近において着火及び燃焼をし、エンジン１のトルクを発生させる。第２噴射は、膨張行程中において行われる。第２噴射は、燃焼室１４ａ内における煤の酸化を促進し、煤の排出を抑制する。第２噴射を、アフター噴射と呼んでもよい。

本実施形態では、主噴射と第２噴射との間隔（つまり、インターバル）を短くすることによって、煤の排出を抑制することと、燃費を向上させることとを両立させる。以下、主噴射及び第２噴射を含む、燃料の噴射態様について、図面を参照しながら説明する。

図６は、本実施形態の主噴射及び第２噴射の噴射態様に係る、燃焼室１４ａ内の様子を示す遷移図である。図７は、本実施形態の比較例としての噴射態様における、燃焼室１４ａ内の様子を示す遷移図である。

先ず、比較例について説明をする。図７の左図は、インジェクタ１８が主噴射を実行したときの、燃焼室１４ａ内の様子を示している。主噴射は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置している所定のタイミングで行われる。主噴射の燃料Ｑ１は、噴孔軸に沿って進む。前述したように、インジェクタ１８は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置しているときに、噴孔中心線１８ｂが膨出部１４１ｃに交差するよう構成されているため、主噴射の燃料Ｑ１は、膨出部１４１ｃに衝突する。衝突の後、主噴射の燃料Ｑ１は、図７の左図に矢印で示すように、膨出部１４１ｃに沿って流れることで、キャビティ１４０からインジェクタ１８に向かう方向に折り返す。折り返した主噴射の燃料Ｑ１’（前述の通り、燃料噴霧及び燃焼ガスを含む）は、噴孔線に対して、ピストン１４の下降側（つまり、図７における紙面下側）に位置がずれる。

図７の右図は、インジェクタ１８が第２噴射を実行したときの、燃焼室１４ａ内の様子を示している。比較例に係る第２噴射は、主噴射の終了から、比較的長い時間が経過したタイミングで実行する。そのため、ピストン１４は、圧縮上死点から下降側に離れており、インジェクタ１８の噴孔中心線１８ｂは、膨出部１４１ｃとは交差しない。

このように主噴射の終了から、比較的長い時間が経過すると、折り返して進む主噴射の燃料Ｑ１’が、インジェクタ１８の近くにまで戻ってきている。そのため、主噴射の燃料Ｑ１’と、第２噴射の燃料Ｑ２とが重なり易くなる。主噴射の燃料Ｑ１’と第２噴射の燃料Ｑ２とが重なると、燃焼室１４ａ内において、燃料の濃度が局所的に濃くなってしまい、煤の発生を招いてしまう。

また、ピストン１４が下降しているため、第２噴射の燃料Ｑ２の少なくとも一部は、キャビティ１４０の中に入らない。第２噴射の噴射時期が遅くなることに伴い、その燃焼時期が圧縮上死点から遅くなることによって、第２噴射の燃料Ｑ２は、エンジン１のトルク発生にあまり寄与しなくなる。

従って、比較例に係る燃料の噴射態様では、煤の排出を抑制することと、燃費の向上を図ることとが両立しない。

これに対し、本実施形態に係る燃料噴射態様では、先ず図６の左図に示すように、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、主噴射を行う。主噴射のタイミングは、図７の左図に示す比較例と同じである。主噴射の燃料Ｑ１は、膨出部１４１ｃに向かって、噴孔軸に沿って進み、膨出部１４１ｃに衝突する。その後、主噴射の燃料Ｑ１’は、膨出部１４１ｃに沿って流れることで、キャビティ１４０からインジェクタ１８に向かう方向に折り返す。

本実施形態に係る燃料噴射態様では、図６の右図に示すように、主噴射の終了後、比較的短時間で、第２噴射を実行する。つまり、インジェクタ１８は、主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張期間中に第２噴射を行う。このため、第２噴射は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置しているタイミングで行われる。より詳細には、インジェクタ１８の噴孔中心線１８ｂが膨出部１４１ｃに交差しているタイミングで、インジェクタ１８は、第２噴射を実行する。この第２噴射の噴射タイミングは、主噴射の終了後でかつ、主噴射の燃料Ｑ１’が、折り返して進むタイミングと言い換えることも可能である。

第２噴射の燃料Ｑ２は、噴孔軸に沿って進むが、折り返して進む主噴射の燃料Ｑ１’は、噴孔軸に対して位置がずれている。また、主噴射の燃料Ｑ１’は、インジェクタ１８の近くにまで到達しておらず、図６の例では、未だキャビティ１４０の中に留まっている。このため、主噴射の燃料Ｑ１’と第２噴射の燃料Ｑ２とは重ならない。本実施形態に係る燃料噴射態様では、燃焼室１４ａ内において、燃料の濃度が局所的に濃くなる部分が生じてしまうことを回避することができる。これによって、煤の発生を防止することができる。

第２噴射の燃料Ｑ２は、噴孔中心線１８ｂが膨出部１４１ｃに交差しているタイミングで噴射されるため、キャビティ１４０の内部に至る。第２噴射の燃料Ｑ２は、主噴射の燃料Ｑ１’と共に、圧縮上死点の付近において燃焼する。第２噴射の燃料Ｑ２も、エンジン１のトルクの発生に寄与するようになる。よって、本実施形態に係る燃料噴射態様では、エンジン１の熱効率が高まり、燃費の向上に有利になる。

そして、主噴射に続く第２噴射を行うことによって、主噴射の燃料が燃焼することに伴い発生した煤の酸化を促進することができるから、煤の排出を抑制することができる。

ここで、図８は、図６の燃料噴射態様時の燃焼波形（実線）と、図７の燃料噴射態様時の燃焼波形（破線）とを比較する図である。図８の横軸はクランク角であり、縦軸は燃焼室１４ａ内における熱発生率である。

本実施形態の噴射態様による燃焼波形においては、圧縮上死点付近において主噴射の燃料による燃焼の山が現れると共に、その山に近接して、第２噴射の燃料による燃焼の山が現れている。熱発生率のピークが高くかつ、燃焼期間が短くなっており、熱効率が高いことが示されている。

これに対し、比較例の噴射態様による燃焼波形においては、圧縮上死点付近における主噴射の燃料による燃焼の山から離れたところに、第２噴射の燃料による燃焼の山が現れている。熱発生率のピークが低くかつ、膨張行程において燃焼期間が長くなっており、熱効率が相対的に低いことが示されている。

従って、本実施形態の噴射態様のように主噴射と第２噴射とのインターバルを短くすることによって、煤の排出の抑制、及び、燃費の向上を両立させることができる。以下、インターバルを短くした本実施形態の噴射態様を、近接インターバル噴射と呼ぶ。近接インターバル噴射は、主噴射の終了後、インジェクタ１８の噴孔中心線１８ｂが膨出部１４１ｃに交差しているタイミングで、第２噴射を実行すること、又は、主噴射の終了後でかつ、主噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、キャビティ１４０の内部に向かって第２噴射を実行すること、と定義してもよい。

近接インターバル噴射に対し、主噴射と第２噴射とのインターバルを長くした噴射態様を、遠隔インターバル噴射と呼ぶ。遠隔インターバル噴射は、近接インターバル噴射よりも、主噴射と第２噴射とのインターバルが長い。遠隔インターバル噴射は、主噴射の終了後、少なくとも一部の燃料がキャビティ１４０の外に至るタイミングで、第２噴射を実行すること、と定義してもよい。図７に示す比較例は、遠隔インターバル噴射の一例である。

ここで、主噴射と第２噴射とのインターバルについて説明をする。図９の上図は、ＰＣＭ１０がインジェクタ１８に出力する噴射指示パルスのタイムチャートを例示している。主噴射は、燃料噴射量が相対的に多いため、噴射指示パルスが長い。噴射指示パルスがＯＦＦからＯＮになると、図９の下図に示すように、噴射指示パルスのＯＮに対して所定の遅れ時間後、インジェクタ１８のニードルのリフトが開始する。ニードルのリフト量は、次第に大きくなり、所定時間が経過した後、最大リフト量に到達する。

その後、噴射指示パルスがＯＮからＯＦＦになると、ニードルのリフト量が小さくなり、噴射指示パルスがＯＮからＯＦＦになったタイミングから所定時間だけ遅れて、ニードルのリフト量がゼロになる。

第２噴射は、燃料噴射量が相対的に少ないため、噴射指示パルスが短い。噴射指示パルスがＯＦＦからＯＮになると、前記と同様に、ニードルのリフトが開始するが、第２噴射は、ニードルのリフト量が次第に大きくなっている最中に、噴射指示パルスがＯＮからＯＦＦになるため、最大リフト量には到達せずに、ニードルのリフト量がゼロになる。

主噴射と第２噴射とのインターバルは、図９の上図に示すように、ＰＣＭ１０が出力する主噴射の噴射指示パルスにおけるＯＮからＯＦＦのタイミングから、第２噴射の噴射指示パルスのＯＦＦからＯＮのタイミングまでの時間と定義することができる。主噴射と第２噴射とのインターバルは、図９の下図に示すように、主噴射においてインジェクタ１８のニードルのリフトがゼロになってから、第２噴射においてインジェクタ１８のニードルのリフトが開始するまでの時間と、実質的に同じである。

（近接インターバル噴射及び遠隔インターバル噴射の切り替え）
図１０は、主噴射と第２噴射とのインターバルを決定するマップ１００を例示している。このマップ１００は、ＰＣＭ１０のメモリに記憶されている。このマップ１００は、エンジン１の各負荷Ｌと各回転数Ｎとに対応する各インターバルＩを設定している。ＰＣＭ１０は、図５のフローチャートにおけるステップＳ５２において、エンジン１の負荷と回転数とから、マップ１００を参照することによりインターバルを決定する。

エンジン１の運転領域は、インターバルに関して三つの領域に分けられている。三つの領域は、近接インターバル領域、遠隔インターバル領域、及び、第２噴射を行わない領域である。遠隔インターバル領域は、近接インターバル領域に対して、エンジン１の負荷又は回転数が低い領域である。遠隔インターバル領域は、エンジン１の低負荷低回転領域に相当する。第２噴射を行わない領域は、近接インターバル領域に対して、エンジン１の負荷又は回転数が高い領域である。第２噴射を行わない領域は、エンジン１の高負荷高回転領域に相当する。第２噴射を行わない領域は、全開負荷の一部を含んでいる。

近接インターバル領域においては、主噴射と第２噴射とに関して、近接インターバル噴射を行う。主噴射と第２噴射とのインターバルを短くすることにより、前述したように、煤の排出の抑制と、燃費の向上とを両立を図る。近接インターバル領域は第１領域に相当する。

遠隔インターバル領域においては、主噴射と第２噴射とに関して、遠隔インターバル噴射を行う。主噴射と第２噴射とのインターバルを長くすることにより、以下で説明するように、エンジン１の低負荷低回転領域において、煤の排出を抑制する。遠隔インターバル領域は第２領域に相当する。

図１１の上図は、主噴射と第２噴射とのインターバルの長さと煤の発生量との関係を示し、図１１の下図は、インターバルの長さと熱効率との関係を示している。エンジン１の回転数は、低回転（１５００ｒｐｍ）であり、１０Ｑ、２０Ｑ、３０Ｑ、４０Ｑ、５０Ｑ、及び、６０Ｑはそれぞれ、燃料噴射量である。つまり、１０Ｑ及び２０Ｑは低負荷に相当し、３０Ｑ及び４０Ｑは中負荷に相当し、５０Ｑ及び６０Ｑは高負荷に相当する。

図１１の上図に示すように、エンジン１が中負荷又は高負荷で運転しているときには、主噴射と第２噴射とのインターバルが短くなると、煤の発生量が減り、主噴射と第２噴射とのインターバルが長くなると、煤の発生量が増える。前述したように、主噴射と第２噴射とのインターバルが長くなると、第２噴射のタイミングにおいて、主噴射の燃料がインジェクタ１８の近くにまで戻ってきており、主噴射の燃料と、第２噴射の燃料とが重なりあって、煤の発生量が増えると推測される。従って、エンジン１が中負荷又は高負荷で運転しているときには、主噴射と第２噴射とのインターバルが短くすることが好ましい。主噴射と第２噴射とのインターバルを短くすると、図１１の下図に示すように、エンジン１の熱効率も向上する。図１１の例においては、破線で囲んだ領域内が、煤の排出と燃費の向上との両立を図ることができる。近接インターバル噴射は、そのインターバルを１．４ｍｓｅｃ以下にすることが好ましい。尚、インターバルの最小値は、インジェクタ１８の仕様によって定まるが、例えば０．１ｍｓｅｃとしてもよい。

これに対し、エンジン１が低負荷で運転しているときには、図１１の上図に示すように、主噴射と第２噴射とのインターバルが短くなると煤の発生量が増え、主噴射と第２噴射とのインターバルが長くなると煤の発生量が減る。煤の発生に関し、低負荷運転時と、中及び高負荷運転時とでは、その特定が逆になる。

これは、エンジン１が低負荷及び低回転で運転しているときには、主噴射の噴射量が少ないことに起因すると考えられる。図１２に模式的に示すように、主噴射の噴射量が少ないと、ペネトレーションが低くなるため、主噴射の燃料が膨出部１４１ｃに衝突した後、燃料Ｑ１’が、キャビティ１４０内の膨出部１４１ｃの近傍に留まってしまう。主噴射と第２噴射とのインターバルを短くして、図１２に示す状態のキャビティ１４０内に、第２噴射の燃料Ｑ２を到達させてしまうと、主噴射の燃料Ｑ１’と第２噴射の燃料Ｑ２とが重なってしまい、燃料の濃度が局所的に濃くなってしまう。その結果、主噴射と第２噴射とのインターバルを短くすると、煤の発生量が増えると考えられる。

そこで、主噴射の燃料量が少ない低負荷低回転領域、つまり、遠隔インターバル領域においては、主噴射と第２噴射とのインターバルを長くすることによって、煤の発生を抑制することを優先する。つまり、主噴射と第２噴射とのインターバルを長くすると、その分、主噴射の燃料は移動をして膨出部１４１ｃの近くから離れるから、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重なることが回避される。よって、煤の発生を抑制することができる。その一方で、第２噴射のタイミングでは、ピストン１４が下降しているため、第２噴射の燃料の少なくとも一部は、キャビティ１４０の外に至る。よって、第２噴射の燃料は、エンジン１のトルクの発生への寄与が低下してしまう。図１１の例においては、遠隔インターバル噴射は、そのインターバルを１．４ｍｓｅｃを超える長さにすることが好ましい。

図１０のマップ１００に戻り、第２噴射を行わない領域においては、主噴射と第２噴射とのインターバルはゼロである。エンジン１の高負荷高回転領域においては、主噴射の噴射量が多い。そのため、噴射指示パルスが長くなり、主噴射と第２噴射とに分割することが難しくなる。また、主噴射の噴射量が多いため、主噴射と第２噴射とを行うと、燃焼室内において燃料の濃度が局所的に濃くなる領域が発生し、煤の発生を招いてしまう。そこで、エンジン１の高負荷高回転領域においては、第２噴射を行わない。

尚、近接インターバル領域、遠隔インターバル領域、及び、第２噴射を行わない領域のそれぞれにおいて、１燃焼サイクル中に、主噴射及び第２噴射以外の噴射（例えば、主噴射前の前段噴射等）を行ってもよい。

ここで、図１０のマップ１００に関し、近接インターバル領域においては、インターバルが常に同じではなく、エンジン１の運転状態に応じて、インターバルが変更される。具体的には、エンジン１の回転数が高くなるほど、ＰＣＭ１０は、インターバルを短くする。前述したように、エンジン１は、大型ターボ過給機６１及び小型ターボ過給機６２を備えており、これらの過給機によって、エンジン１の回転数が高くなるに従い過給圧が高くなる。よって、シリンダ１１ａ内の圧力は、エンジン１の回転数が高くなると高くなる。シリンダ１１ａ内の圧力が高くなると、インジェクタ１８から噴射した燃料噴霧は進みにくくなる。特に、主噴射の後に行う第２噴射は、主噴射と比較して燃料噴射量が少ないから、ペネトレーションが低い。よって、第２噴射の燃料は、回転数が高いほど進み難くなるから、第２噴射の実行後、燃料が飛翔している間に、ピストン１４が下降してしまい、燃料がキャビティ１４０の内部に到達しなくなる。

そこで、近接インターバル領域において、エンジン１の回転数が高いほど、言い換えると、シリンダ１１ａ内の圧力が高くなるほど、インターバルを短くして第２噴射を行う。こうすることによって、ピストン１４が圧縮上死点に近い位置にあるときに、第２噴射を行うことができるから、シリンダ１１ａ内の圧力が高くても、第２噴射の燃料をキャビティ１４０の内部に到達させることができる。これによって、エンジン１のトルクの発生に有利になり、煤の排出の抑制と、燃費の向上とが両立する。

このエンジン１の回転数とインターバルとの関係は、遠隔インターバル領域においても同じである。つまり、遠隔インターバル領域においても、エンジン１の回転数が高いほど（つまり、シリンダ１１ａ内の圧力が高いほど）、ＰＣＭ１０は、インターバルを短くする。このことによってエンジン１のトルクの発生に有利になり、煤の排出の抑制と、燃費の向上とを両立させることができる。

また、近接インターバル領域において、ＰＣＭ１０は、主噴射の噴射量が多いほど、インターバルを短くして第２噴射を行う。主噴射の噴射量が多いと、ペネトレーションが高くなるから、主噴射の燃料が、膨出部１４１ｃに衝突した後、キャビティ１４０からインジェクタ１８に向かう方向に折り返して、インジェクタ１８の近傍に到達するまでに要する時間が短くなる。主噴射の燃料がインジェクタ１８の近傍に到達してから第２噴射を行うと、前述したように、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重なってしまい、燃料の濃度が局所的に濃くなる部分が生じる。

そこで、主噴射の噴射量が多いほど、インターバルを短くして第２噴射を行う。このことにより、第２噴射を行うタイミングでは、主噴射の燃料がインジェクタ１８の近傍に到達していないから、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とが重なることが回避される。また、インターバルを短くすると、第２噴射を行うときに、ピストン１４は圧縮上死点の近くに位置しているから、第２噴射の燃料がキャビティ１４０の内部に到達するようになる。第２噴射の燃料がエンジン１のトルクの発生に寄与することができ、燃費の向上に有利になる。

この主噴射の噴射量とインターバルとの関係は、遠隔インターバル領域において同じである。つまり、遠隔インターバル領域においても、ＰＣＭ１０は、主噴射の噴射量が多いほど、インターバルを短くする。このことによって煤の発生を抑制する上で有利になり、煤の排出の抑制と、燃費の向上とを両立させることができる。

よって、図１０のマップ１００において、近接インターバル領域及び遠隔インターバル領域においては、おおむね、右上ほどインターバルが短く、左下ほどインターバルが長く設定されている。

図１３は、主噴射の噴射量（つまり、主噴射量）とインターバルとの関係を例示するグラフである。主噴射量は、エンジン１のトルクの大きさにほぼ比例する。従って、図１３の横軸は、エンジン１の負荷と置き換えてもよい。

前述したように、主噴射量が少ないときには、主噴射の燃料と第２噴射の燃料との重なりに起因する煤の発生を抑制するために、ＰＣＭ１０は、遠隔インターバル噴射にする。主噴射と第２噴射とのインターバルは、相対的に長い。遠隔インターバル噴射において、主噴射量が増えるに従い主噴射のペネトレーションは高くなって、主噴射の燃料と第２噴射の燃料との重なりが回避されやすくなるから、インターバルを短くする。インターバルを短くすると、燃費の向上に有利になる。

主噴射量がさらに増えると、ＰＣＭ１０は、遠隔インターバル噴射から近接インターバル噴射に切り替える。主噴射と第２噴射とのインターバルは相対的に短くなる。近接インターバル噴射においても、主噴射量が増えるに従いインターバルを短くする。これによって主噴射の燃料と、第２噴射の燃料とが重なることを回避して、煤の発生を抑制することができると共に、燃費の向上にも有利になる。図１３において、遠隔インターバル噴射における直線の傾きと、近接インターバル噴射における直線の傾きとは相違する。近接インターバル噴射における直線の傾きの方が、相対的に小さい。

主噴射量がさらに増えると、ＰＣＭ１０は、第２噴射を行わない。よって、インターバルは、ゼロになる。第２噴射を行わないことによって、煤の発生を防止することができる。

（過渡運転時の制御）
図１０のマップ１００は、エンジン１の定常運転時のマップ１００であるが、例えば加速時等の過渡運転時には、ターボ過給機の応答遅れに対応するように、ＰＣＭ１０は、インターバルの補正を行うようにしてもよい。つまり、ターボ過給機の応答遅れにより、過給圧が目標過給圧まで高くなっていないときには、シリンダ１１ａ内の圧力が、図１０のマップ１００において想定している圧力よりも低くなる。シリンダ１１ａ内の圧力が低いと、インジェクタ１８が噴射した燃料が進みやすくなる。そのため、主噴射の燃料が折り返して進むタイミングも、相対的に早くなるため、図１０において設定されているマップ１００の値よりもインターバルを短くしても、主噴射の燃料と第２噴射の燃料とは重ならない。つまり、煤の発生を抑制することができる。一方、インターバルを短くすると第２噴射のタイミングが早くなるため、第２噴射の燃料は、エンジン１のトルクの発生に大きく寄与することができる。つまり、加速時にインターバルを短くすると、煤の排出を抑制しながら、エンジン１の熱効率を高めて、トルクの向上と共に、燃費の向上に有利になる。

（他の実施形態）
尚、前記の構成では、エンジン１は、大型ターボ過給機６１及び小型ターボ過給機６２の両方を備えているが、エンジン１は、一つのコンプレッサと一つのタービンとを有する、いわゆるシングルターボ過給機を備えて構成してもよい。

また、エンジン１は、ターボ過給機に変えて、機械式の過給機や電動過給機を備えてもよい。

さらに、前記の構成では、図１０に例示するマップ１００を用いて、主噴射と第２噴射とのインターバルを設定しているが、マップ制御ではなく、過給圧センサＳＷ２が検知した、エンジン１の吸気圧に関係するパラメータとしての過給圧に基づき、例えばモデル式を用いて、主噴射と第２噴射とのインターバルを設定してもよい。

１ エンジン
１４ ピストン
１４０ キャビティ
１４１ｂ 中央隆起部
１４１ｃ 膨出部
１４１ｄ リップ部
１８ インジェクタ（燃料噴射弁）
１８ａ 噴孔
６１ 大型ターボ過給機
６２ 小型ターボ過給機
Ｘ シリンダ中心軸

Claims (9)

1. キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、
   前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔軸に沿って燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を備え、
   前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、第１噴射を実行すると共に、前記第１噴射の燃料は、前記燃料噴射弁から前記キャビティの内部に向かって前記噴孔軸に沿って進んで前記キャビティの内面に衝突した後、前記キャビティの前記内面に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対しずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進み、
   前記燃料噴射弁は、前記第１噴射の終了後でかつ、前記第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、前記キャビティの内部に向かって第２噴射を実行するエンジンの制御装置。
2. 請求項１に記載のエンジンの制御装置において、
   前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における前記内面の形状が、
   前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部付近のリップ部と、
   前記燃料噴射弁に近づく方向に凸となる前記キャビティの底部の中央隆起部と、
   前記リップ部と前記中央隆起部との間を前記キャビティの中心側に中心を有する円弧を用いて結ぶ膨出部と、を有して構成され、
   前記第１噴射の燃料は、前記キャビティの前記膨出部から前記中央隆起部に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対し前記ピストンの下降側にずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進むエンジンの制御装置。
3. キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、
   前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔から燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を備え、
   前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における内面の形状が、前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部よりも径方向の外方に膨出した膨出部を有して構成され、
   前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近の所定位置に位置しているときに、前記噴孔の中心を延長した噴孔中心線が、前記膨出部と交差するように構成され、
   前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、前記キャビティの前記膨出部に向かって主噴射を実行すると共に、前記主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張行程中に、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差しているタイミングで、第２噴射を実行するエンジンの制御装置。
4. 請求項３に記載のエンジンの制御装置において、
   エンジンの回転数が高くなるに従って、前記エンジンの吸気圧を高くするよう構成された過給機を備え、
   前記燃料噴射弁は、前記エンジンの回転数が高いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行うエンジンの制御装置。
5. 請求項３に記載のエンジンの制御装置において、
   エンジンの吸気圧に関係するパラメータを検出するよう構成されたセンサを備え、
   前記燃料噴射弁は、前記吸気圧が高いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行うエンジンの制御装置。
6. 請求項３〜５のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
   前記燃料噴射弁は、前記主噴射の噴射量が多いほど、前記インターバルを短くして前記第２噴射を行うエンジンの制御装置。
7. 請求項３〜６のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
   前記燃料噴射弁は、エンジンが第１領域において運転しているときには、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差するタイミングで、第２噴射を実行し、前記エンジンが前記第１領域よりも、負荷が低い又は回転数が低い第２領域において運転しているときには、前記インターバルを長くすることにより、少なくとも一部の燃料が前記キャビティの外に至るタイミングで、前記第２噴射を実行するエンジンの制御装置。
8. 燃料噴射弁が、ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、第１噴射を実行し、
   前記第１噴射の燃料が、前記燃料噴射弁から前記ピストンのキャビティの内部に向かって噴孔軸に沿って進んで前記キャビティの内面に衝突した後、前記キャビティの前記内面に沿って流れることにより、前記噴孔軸に対しずれた位置でかつ、前記キャビティから前記燃料噴射弁に向かう方向に折り返して進み、
   前記燃料噴射弁が、前記第１噴射の終了後でかつ、前記第１噴射の燃料が折り返して進むタイミングで、前記キャビティの内部に向かって第２噴射を実行するエンジンの制御方法。
9. キャビティを有しかつ、シリンダ中心軸に沿って往復動するピストンと、前記ピストンの頂面に対向して配設されかつ、噴孔から燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、を用い、
   前記キャビティは、前記シリンダ中心軸を含む断面上における内面の形状が、前記ピストンの頂面の前記キャビティの開口部よりも径方向の外方に膨出した膨出部を有して構成され、
   前記燃料噴射弁は、前記ピストンが圧縮上死点、又は、圧縮上死点付近の所定位置に位置しているときに、前記燃料噴射弁の噴孔の中心を延長した噴孔中心線が、前記膨出部と交差するように構成され、
   前記燃料噴射弁が、前記ピストンが圧縮上死点付近に位置しているタイミングで、前記キャビティの前記膨出部に向かって主噴射を実行し、
   前記燃料噴射弁が、前記主噴射の終了から所定のインターバルをおいた膨張行程中に、前記噴孔中心線が前記膨出部に交差しているタイミングで、第２噴射を実行するエンジンの制御方法。
   

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