(57)【要約】【課題】エンジンから発生する燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法を提供する。【解決手段】エンジン１の燃焼運転に伴う筒内圧力の変化により上記エンジン１から発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法において、等ラウドネス曲線を基に人間の聴覚感度が高い周波数帯を求めて目標周波数帯とし、他方、上記エンジン１の上記筒内圧力の周波数スペクトルにおいて該筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、上記エンジン１の燃焼期間との関係を求め、上記エンジン１を燃焼運転するに際して、上記溝周波数と燃焼期間との関係から、上記溝周波数が上記目標周波数帯に含まれる目標燃焼期間を求め、上記エンジン１の燃焼期間が上記目標燃焼期間に一致するように、上記エンジン１の排気還流率を制御するものである。【選択図】図２
2009270460.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの燃焼運転に伴う筒内圧力の変化により上記エンジンから発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法において、
等ラウドネス曲線を基に人間の聴覚感度が高い周波数帯を求め、その求めた周波数帯を目標周波数帯とし、
他方、上記エンジンの上記筒内圧力の周波数スペクトルにおいて該筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、上記エンジンの燃焼期間との関係を求め、
上記エンジンを燃焼運転するに際して、
上記溝周波数と燃焼期間との関係から、上記溝周波数が上記目標周波数帯に含まれる目標燃焼期間を求め、
上記エンジンの燃焼期間が上記目標燃焼期間に一致するように、上記エンジンの排気還流率を制御することを特徴とするエンジン燃焼騒音低減方法。
【請求項２】
上記目標周波数帯が、２ｋＨｚ〜５ｋＨｚである請求項１記載のエンジン燃焼騒音低減方法。
【請求項３】
上記燃焼期間と上記溝周波数との関係が、燃焼期間をＴ、溝周波数をｆ0、上記エンジンのエンジン回転数をＮｅとして、次式
Ｔ＝（２．５９±０．０６）×６×Ｎｅ／ｆ0
で求められ、
上記エンジンを燃焼運転するに際して、
上記エンジンの回転数を検出して上記式のエンジン回転数Ｎｅに代入すると共に、上記目標周波数帯から選択された所定の周波数を上記式の溝周波数ｆ0に代入して、上記目標燃焼期間を求める請求項１または２記載のエンジン燃焼騒音低減方法。
【請求項４】
エンジンの燃焼運転に伴う筒内圧力の変化により上記エンジンから発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法において、
上記エンジンの燃焼室の共鳴周波数、あるいは該燃焼室を形成するエンジン構造部品の共振周波数を求めて目標周波数とし、
他方、上記エンジンの上記筒内圧力の周波数スペクトルにおいて該筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、上記エンジンの燃焼期間との関係を求め、
上記エンジンを燃焼運転するに際して、
上記溝周波数と燃焼期間との関係から、上記溝周波数が上記目標周波数に一致する目標燃焼期間を求め、
上記エンジンの燃焼期間が上記目標燃焼期間に一致するように、上記エンジンの排気還流率を制御することを特徴とするエンジン燃焼騒音低減方法。
【請求項５】
上記エンジンの排気還流率の制御は、
上記エンジンの実際の燃焼期間を検出すると共に、その検出された燃焼期間を上記目標燃焼期間に一致させるべく、上記燃焼期間が上記目標燃焼期間よりも短いときは上記排気還流率を増大させ、上記燃焼期間が上記目標燃焼期間よりも長いときは上記排気還流率を減少させて行われる請求項１から４いずれかに記載のエンジン燃焼騒音低減方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンから発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、エンジン騒音の中に含まれる成分を加振源別に区別すると、燃焼によってエンジン構造物が加振されて発生する燃焼騒音と、ギヤやピストンなどの機械部品の運動によってエンジン構造物が加振される機械騒音とに大別できる。これらのうち、ディーゼルエンジンでは、シリンダ内の圧力（筒内圧力）が高いため、ガソリンエンジンと比べて燃焼騒音が大きい。
【０００３】
そのため、ディーゼルエンジンの製品開発においては燃焼騒音の改善が必要となり、急激な筒内圧力の上昇（燃焼衝撃）を抑える対策を行ったり、エンジン構造物における振動伝達特性の改善が行われている。
【０００４】
従来、エンジン騒音レベルのオーバーオール（以下、ＯＡという）を燃焼改善によって低減する場合、上述の燃焼衝撃を緩和することを狙い、筒内圧力の上昇率の最大値（ｄＰ／ｄｔｍａｘまたはｄＰ／ｄθｍａｘと表す、ｔは時間、θはクランク角）を抑制する対策が実施される（例えば、特許文献１参照）。
【０００５】
図２１および図２２は、筒内圧力上昇率の最大値を抑制（低減）する対策によるエンジン騒音の低減効果を示したものである。図２１において、横軸は時間、縦軸は筒内圧力および筒内圧力上昇率（ｄＰ／ｄｔ）である。また、細線は対策前、太線は対策後を示す。また、図２２において、横軸は周波数、縦軸は音圧レベルであり、細線は対策前、太線は対策後を示す。
【０００６】
図２２に示すように、上述の対策により、自動車用ディーゼルエンジンでは燃焼騒音の主成分である１ｋ〜２ｋＨｚの周波数成分が低減するので、効果的に騒音レベルを低減することができる。
【０００７】
【特許文献１】特開平９−４２０３４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
しかしながら、上述したように筒内圧力上昇率の最大値が同じであっても、エンジン音の音質（主観的な評価）が異なる場合があった。
【０００９】
図２３は、音質が異なる二つのエンジン音について、筒内圧力および筒内圧力上昇率を示したものである。図２４は、図２３のエンジン音について、周波数成分を示したものである。
【００１０】
図２３の太線と細線とでは、筒内圧力上昇率の最大値がほぼ同じであるが、音質は、細線のほうが太線に比べて良かった。このことから、筒内圧力上昇率の最大値と音質の間には相関関係が見られない場合があり、筒内圧力上昇率の最大値を抑制したとしても、音質が改善されない場合があることが分かる。なお、騒音レベル（Ａ特性音圧レベル）のＯＡは、太線と細線とでほぼ同じ大きさであった。
【００１１】
このように、エンジン音の音質改善に着目すると、騒音レベルのＯＡ（および筒内圧力上昇率の最大値）が同じでも周波数成分が異なる場合があり、その場合、音質も異なる。そのため、騒音レベルや筒内圧力上昇率の最大値を低減する従来の騒音低減方法では、音質の改善を十分に行えないという問題があった。
【００１２】
そこで、本発明の目的は、上記課題を解決し、エンジンから発生する燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
上記目的を達成するために本発明は、エンジンの燃焼運転に伴う筒内圧力の変化により上記エンジンから発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法において、等ラウドネス曲線を基に人間の聴覚感度が高い周波数帯を求め、その求めた周波数帯を目標周波数帯とし、他方、上記エンジンの上記筒内圧力の周波数スペクトルにおいて該筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、上記エンジンの燃焼期間との関係を求め、上記エンジンを燃焼運転するに際して、上記溝周波数と燃焼期間との関係から、上記溝周波数が上記目標周波数帯に含まれる目標燃焼期間を求め、上記エンジンの燃焼期間が上記目標燃焼期間に一致するように、上記エンジンの排気還流率を制御するものである。
【００１４】
好ましくは、上記目標周波数帯が、２ｋＨｚ〜５ｋＨｚであるものである。
【００１５】
好ましくは、上記燃焼期間と上記溝周波数との関係が、燃焼期間をＴ、溝周波数をｆ0、上記エンジンのエンジン回転数をＮｅとして、次式
Ｔ＝（２．５９±０．０６）×６×Ｎｅ／ｆ0
で求められ、上記エンジンを燃焼運転するに際して、上記エンジンの回転数を検出して上記式のエンジン回転数Ｎｅに代入すると共に、上記目標周波数帯から選択された所定の周波数を上記式の溝周波数ｆ0に代入して、上記目標燃焼期間を求めるものである。
【００１６】
上記目的を達成するために本発明は、エンジンの燃焼運転に伴う筒内圧力の変化により上記エンジンから発生する燃焼騒音を低減すべく、該燃焼騒音の音質を改善するエンジン燃焼騒音低減方法において、上記エンジンの燃焼室の共鳴周波数、あるいは該燃焼室を形成するエンジン構造部品の共振周波数を求めて目標周波数とし、他方、上記エンジンの上記筒内圧力の周波数スペクトルにおいて該筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、上記エンジンの燃焼期間との関係を求め、上記エンジンを燃焼運転するに際して、上記溝周波数と燃焼期間との関係から、上記溝周波数が上記目標周波数に一致する目標燃焼期間を求め、上記エンジンの燃焼期間が上記目標燃焼期間に一致するように、上記エンジンの排気還流率を制御するものである。
【００１７】
上記エンジンの排気還流率の制御は、上記エンジンの実際の燃焼期間を検出すると共に、その検出された燃焼期間を上記目標燃焼期間に一致させるべく、上記燃焼期間が上記目標燃焼期間よりも短いときは上記排気還流率を増大させ、上記燃焼期間が上記目標燃焼期間よりも長いときは上記排気還流率を減少させて行われるものでもよい。
【発明の効果】
【００１８】
本発明によれば、エンジンから発生する燃焼騒音の音質を改善できるという優れた効果を発揮するものである。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１９】
以下、本発明の好適な一実施形態を添付図面に基づいて詳述する。
【００２０】
本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法は、例えば、トラックなどの車両に搭載されたディーゼルエンジン（以下、エンジンという）に適用される。
【００２１】
図１に基づき、本実施形態のエンジンの概略構造を説明する。
【００２２】
図１に示すように、エンジン１は、電子制御を用いたコモンレール式ディーゼルエンジンであり、燃焼室２１が形成されたエンジン本体２と、そのエンジン本体２の燃焼室２１に燃料を供給する燃料噴射装置３と、エンジン本体２に吸気を供給する吸気通路４と、エンジン本体２からの排気を排出する排気通路５と、エンジン本体２の排気の一部を吸気系に還流するための排気還流装置（以下、ＥＧＲ装置という）６と、ターボチャージャ７と、燃料噴射装置３およびＥＧＲ装置６などを制御するためのエンジンコントロールユニット（以下、ＥＣＵという）８とを備える。
【００２３】
エンジン本体２は、複数（図例では４つ）の燃焼室２１を有する。燃焼室２１には、燃焼室２１内の圧力を検出する筒内圧力センサー２２が取り付けられる（図例では、左端の燃焼室２１のみに取り付けられる）。その筒内圧力センサー２２は、ＥＣＵ８に接続され検出信号（筒内圧力値）を出力する。詳しくは後述するが、筒内圧力センサー２２は、実際の燃焼期間を参照（検出）するために用いられる。
【００２４】
燃料噴射装置３は、各燃焼室２１に臨ませてエンジン本体２に各々取り付けられた複数のインジェクター３１と、それらインジェクター３１に供給される燃料が貯留されたコモンレール３２と、そのコモンレール３２に燃料を昇圧、圧送する燃料ポンプ３３とを有する。インジェクター３１は、ＥＣＵ８に接続され、ＥＣＵ８から燃料噴射時期（開始時期）、燃料噴射期間、燃料噴射量を制御するための指令信号が各々入力される。
【００２５】
吸気通路４のエンジン本体２側の端部には、各燃焼室２１に連通する吸気マニフォールド４１が設けられる。吸気通路４における吸気マニフォールド４１の上流には、吸気マニフォールド４１側から順に、吸気通路４を通る吸気の流量を調整するための吸気スロットル４２、インタークーラー４３、ターボチャージャ７のコンプレッサ７１、および吸気通路４内を通る吸気の流量を検出する吸気流量センサー４４が設けられる。
【００２６】
吸気スロットル４２は、吸気マニフォールド４１の分岐部より上流の吸気通路４内に配置されたスロットル本体４２１と、そのスロットル本体４２１を駆動するスロットルアクチュエータ４２２とを有する。スロットル本体４２１は、弁開度が全開と全閉との間で連続的に調節可能なように構成される。スロットルアクチュエータ４２２は、ＥＣＵ８に接続され、そのＥＣＵ８から入力された指令信号（弁開度信号）に基づきスロットル本体４２１を開閉駆動する。
【００２７】
排気通路５におけるエンジン本体２側の端部には、各燃焼室２１に連通する排気マニフォールド５１が設けられ、その排気マニフォールド５１の下流には、ターボチャージャ７のタービン７２が設けられる。
【００２８】
ＥＧＲ装置６は、吸気通路４と排気通路５とを接続するＥＧＲ通路６１と、そのＥＧＲ通路６１内を流れるＥＧＲガス（排気ガス）の流量を調整するためのＥＧＲバルブ６２と、ＥＧＲ通路６１内のＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲクーラー６３とを有する。図例では、ＥＧＲ通路６１の一端（上流端）が排気マニフォールド５１に接続され他端（下流端）が吸気マニフォールド４１に接続される。
【００２９】
ＥＧＲバルブ６２は、排気マニフォールド５１内に設けられＥＧＲ通路６１の下流端を開閉するバルブ本体６２１と、そのバルブ本体６２１を駆動するバルブアクチュエータ６２２とを有する。バルブ本体６２１は、弁開度が全開と全閉との間で連続的に調節可能なように構成される。バルブアクチュエータ６２２は、ＥＣＵ８に接続され、そのＥＣＵ８から入力された指令信号（弁開度信号）に基づきバルブ本体６２１を開閉駆動する。
【００３０】
ＥＣＵ８には、上記筒内圧力センサー２２、吸気流量センサー４４、アクセルセンサー２３、エンジン回転センサー２４やコモンレール３２内の液圧を検出するコモンレール圧センサー（図示せず）などの各種センサー類が接続され、それらセンサー類からの検出信号が入力される。
【００３１】
ＥＣＵ８は、上記インジェクター３１、吸気スロットル４２のスロットルアクチュエータ４２２、ＥＧＲバルブ６２のバルブアクチュエータ６２２や燃料ポンプ３３の吐出圧を調節するＳＶＣ（図示せず）などの各種アクチュエータ類に接続され、それらアクチュエータ類に指令信号を出力する。
【００３２】
このＥＣＵ８からの指令によって、燃料噴射装置３（インジェクター３１、コモンレール３２、燃料ポンプ３３）、ＥＧＲバルブ６２、吸気スロットル４２が制御され、エンジン本体２の燃焼状態が制御される。
【００３３】
詳しくは後述するが、ＥＣＵ８は、燃焼騒音の音質を改善すべく、通常のディーゼル燃焼における初期燃焼部分の燃焼期間、あるいはＰＣＩ燃焼における燃焼期間を調整する。なお、ＰＣＩ燃焼とは、燃焼室２１に噴射された燃料が予混合期間を経た後に着火する燃焼形態をいう。
【００３４】
具体的には、燃焼期間は、ＥＧＲ率（ＥＧＲ量および／または吸入空気量）によって調整され、ＥＧＲ量および／または吸入空気量の調整はＥＧＲバルブ６２および吸気スロットル４２の開度調整により行われる。これらの電子制御パラメータ（ＥＧＲバルブ６２および吸気スロットル４２の弁開度）は、ＥＣＵ８での演算によって決定される。
【００３５】
次に、本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法を説明する。
【００３６】
本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法は、エンジン１の燃焼運転に伴う筒内圧力の変化によりエンジン１から発生する燃焼騒音を低減すべく、燃焼騒音の音質を改善するものである。
【００３７】
まず、エンジン燃焼騒音低減方法では、エンジン１を運転する前に予め、等ラウドネス曲線（ＩＳＯ２２６：２００３による）を基に聴覚の感度が高い周波数帯を求めて目標周波数帯とする。詳しくは後述するが、目標周波数帯は、２ｋＨｚ〜５ｋＨｚである。また、シミュレーションや実験などにより、エンジン１の筒内圧力の周波数スペクトル（以下、筒内圧力スペクトルという）において筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、エンジン１の燃焼期間との関係を求める。
【００３８】
次に、エンジン１を燃焼運転するに際して、ＥＣＵ８により、溝周波数と燃焼期間との関係から、溝周波数が目標周波数帯２ｋＨｚ〜５ｋＨｚに含まれる目標燃焼期間を求め、その目標燃焼期間にエンジン１の燃焼期間が一致するように、エンジン１のＥＧＲ率を制御する。
【００３９】
エンジン１のＥＧＲ率の制御は、筒内圧力センサー２２によりエンジン１の実際の燃焼期間（以下、実燃焼期間という）を検出すると共に、ＥＣＵ８により、検出された実燃焼期間を目標燃焼期間に一致させるべく、実燃焼期間が目標燃焼期間よりも短いときはＥＧＲ率を増大させ、実燃焼期間が目標燃焼期間よりも長いときはＥＧＲ率を減少させて行われる。
【００４０】
これにより、本実施形態では、上述の電子制御式ディーゼルエンジン１において、制御パラメータであるＥＧＲ率（すなわち、ＥＧＲ量および／または吸入空気量）の適合によりエンジン１の燃焼状態を制御して、通常のディーゼル燃焼における初期燃焼部分、あるいはＰＣＩ燃焼における燃焼期間を調整することによって、燃焼騒音の加振源である筒内圧力の周波数成分のうち、等ラウドネス曲線において感度が高い２ｋ〜５ｋＨｚの周波数帯を低減させることができ、エンジン音質を改善することができる。
【００４１】
この点を以下に詳細に説明する。
【００４２】
まず、図３から図５に基づき、目標周波数帯２ｋＨｚ〜５ｋＨｚについて説明する。
【００４３】
音質を改善するには、騒音レベルとは別に音質を定量的に評価できる評価指標が必要となり、ラウドネスやシャープネスといった心理音響評価量による評価が必要となると考えられる。
【００４４】
心理音響評価量のうち、音の「大きさ」を表すラウドネスレベルは、他の心理音響評価量の算出の基礎として用いられる重要な評価量である。
【００４５】
図３に、ラウドネスレベルの算出に用いられる等ラウドネス曲線（等ラウドネスレベル曲線）と、騒音レベルの算出に用いられる聴感補正（ＪＩＳ  Ｃ１５０５−１９８８などによるＡ特性）とを比較したものを示す。
【００４６】
図３の太線は、ＩＳＯ２２６：２００３で規格化されている等ラウドネス曲線の一例（１ｋＨｚの音が４０ｄＢの場合）であり、ラウドネスレベルが４０ｐｈｏｎの等ラウドネス曲線である。
【００４７】
等ラウドネス曲線は人間の聴覚の周波数特性を再現した特性であり、周波数ごとの音の「大きさ」が同じに聞こえる音圧レベルを結んだ等高線である。等ラウドネス曲線は、人間が音の「大きさ」が同じと感じる音圧レベル（機械で測ったｄＢ値）を周波数ごとに調べてプロットした特性である。例えば、図３は、１ｋＨｚで４０ｄＢの音と同じ大きさと感じるのでは、３Ｈｚでは、４０ｄＢよりも小さい３６ｄＢとなる。図３のグラフは、ｄＢ値が小さい周波数ほど、人が聴覚的に感じ易いことを示す。
【００４８】
図３の細線は、Ａ特性に係る曲線である。Ａ特性は、等ラウドネス曲線を基に決定されたが、詳細な周波数特性は再現されておらず、ディーゼルエンジン１の騒音で重要となる１ｋ〜５ｋＨｚ付近では両者に明確な違いが見られる。Ａ特性は、等ラウドネス曲線を基にして作られているが、電子回路での模擬を考慮して簡略化された特性となっている。Ａ特性と等ラウドネス曲線とには、１ｋ〜１６ｋＨｚで違いが見られ、等ラウドネス曲線のほうがＡ特性よりも聴覚を詳細に表現した複雑な曲線となっている。
【００４９】
さらに、等ラウドネス曲線によると、２ｋ〜５ｋＨｚの周波数帯域にて、ｄＢ値が小さく、人間の聴覚において、この周波数帯が敏感であることが分かる。したがって、エンジン１の燃焼騒音における敏感な周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を減らすことで音質を改善することができる。
【００５０】
このような周波数感度特性を考慮して、音の「大きさ」を定量的に評価する方法が、図４および図５に示すラウドネスレベル（ＩＳＯ５３２Ｂ）である。ラウドネスレベルは、概略的には、音の周波数分析結果（ｄＢ値）から等ラウドネス曲線の数値を周波数帯ごとに差し引いた特性と考えられる（等ラウドネス曲線のｄＢ値が小さい周波数帯ほど引く量が小さいので数値（影響）が大きくなる）。
【００５１】
図４は、音質の異なる二つのエンジン音について、ラウドネススペクトルを各々示したものであり、音質が良いものを細線、悪いものを太線で示す。図５の左のグラフは、図４の二つのエンジン音についての騒音レベルのＯＡを示し、右のグラフは、トータルラウドネス（ラウドネススペクトルの合計値）を示す。
【００５２】
図４および図５に示すように、本願発明者らが、騒音レベル（Ａ特性音圧レベル）は同じだが主観評価で音質が違う二つのエンジン音について、ラウドネスレベルを用いて評価したところ、ラウドネスレベル（ラウドネススペクトルおよびトータルラウドネス）についても音質の違いが検出され、ラウドネスレベルによる評価では、主観評価（聞き比べ）での定性的な傾向と一致する結果が得られることが分かった。
【００５３】
以上から、音質の改善には、ラウドネスレベルの改善が有効な手段の一つであり、等ラウドネス曲線で感度が高い（数値が小さい）周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚの成分を低減することが効果的であるといえる。
【００５４】
そこで、本実施形態では、周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚを目標周波数帯とした。
【００５５】
次に、目標周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚと筒内圧力とについて、図６から図１０に基づき説明する。
【００５６】
上述したように、エンジン１の燃焼騒音の加振源（原因）は、主として筒内圧力であるので、目標周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚにおける燃焼騒音を低減するには、基本的には、筒内圧力における２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を低減すれば良い。
【００５７】
そこで、本願発明者らは、図６から図９に示す数値シミュレーションを実施して、筒内圧力の２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を低減する方法を検討した。
【００５８】
図６から図９の数値シミュレーションでは、熱発生率をＷｉｅｂｅ関数で数式化し、その数式内の熱発生期間を燃焼期間とした。また、熱発生率と圧力、体積の関係が熱力学の第一法則にて定義されることから、熱発生率から筒内圧力を計算した。なお、燃焼期間は、図１０では、筒内圧力の上昇率ｄＰ／ｄθにおいて圧縮による圧力変化以外の燃焼による圧力上昇期間（図１０の符号Ｔ参照）として定義される。
【００５９】
図６は、燃焼期間を一定にし筒内圧力上昇率の最大値ｄｐ／ｄθｍａｘ（以下、最大上昇率という）を変化させた場合について、筒内圧力波形を各々算出して、筒内圧力上昇率を求めたものである。図７は、図６において算出した筒内圧力波形をフーリエ変換して、筒内圧力の周波数成分（筒内圧力スペクトル）を求めたものである。
【００６０】
図８および図９は、最大上昇率ｄｐ／ｄθｍａｘを一定にし燃焼期間を変化させた場合について、図６および図７と同様に、筒内圧力上昇率（ｄＰ／ｄθ）および筒内圧力スペクトルを各々求めたものである。
【００６１】
周波数ｆ［Ｈｚ］は時間の逆数［Ｈｚ］＝［１／ｓ］なので、変動時間（周期）が短くなると周波数は高くなる。エンジン１では、燃焼期間が短くなると、筒内圧力の上昇率が大きくなり、その筒内圧力をフーリエ変換した筒内圧力スペクトルには、高い周波数成分が含まれるようになる。
【００６２】
ここで、筒内圧力波形を時間関数ｇ（ｔ）とすると、そのフーリエ変換Ｇ（ｆ）は三角関数を含む周波数関数となる。三角関数は周期関数なので−１と１との間の数値をとり、その二乗は０と１の間を周期的に繰り返す。筒内圧力波形ｇ（ｔ）は数式化できていないので、Ｇ（ｆ）も数式化できないが、フーリエ変換の性質上、三角関数が含まれており、周期的に増減を繰り返すと考えられる。したがって、フーリエ変換後の周波数データ（筒内圧力スペクトル）には振幅の増減（山と溝）が現れる。
【００６３】
図例では、図７および図９に示すように、筒内圧力スペクトルには、筒内圧力が極小となる溝の周波数（以下、溝周波数という）ｆ0が少なくとも一つは存在する。
【００６４】
この溝周波数は、図９に示すように、燃焼期間を長くすると低周波数側にシフトし、燃焼期間を短くすると高周波数側にシフトする。したがって、最大上昇率ｄＰ／ｄθｍａｘが同じであっても燃焼期間を長くすることで、図９では溝周波数を低周波数側にシフトさせて対象周波数帯（目標周波数帯）２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を低減できることが分かった。
【００６５】
つまり、燃焼期間の調整によって溝周波数を目標周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚに一致させることで、目標周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を効果的に低減できる。
【００６６】
次に、これら燃焼期間と溝周波数との関係を、図１１から図１３に基づき説明する。
【００６７】
図１１から図１２は、数値シミュレーションによる燃焼期間と筒内圧力の周波数成分との関係を示したものである。なお、図１１から図１２の数値シミュレーションでは、図６から図９の数値シミュレーションと同様の解析モデルを使用した。
【００６８】
図１１は、筒内圧力とクランク角との関係を示す。図１２は、筒内圧力をクランク角（時間）で微分して求められた筒内圧力上昇率と、クランク角との関係を示す。図１３は、筒内圧力をフーリエ変換して求められた筒内圧力スペクトルを示す。
【００６９】
図１１から図１３の数値シミュレーションでは、燃焼による総熱発生量（燃料噴射量）を一定として燃焼期間を変化させた。そのため、図１２および図１３に示すように、燃焼期間と最大上昇率ｄＰ／ｄθの両方が変化しているが、上述のように、筒内圧力スペクトルの目標周波数帯２ｋ〜５ｋＨｚの変化は、燃焼期間の影響が強い。
【００７０】
図１３において、溝周波数は、筒内圧力スペクトルにおける最初の溝（最も低周波数側の溝）にあたる周波数である。この溝周波数は、数値シミュレーションにおける燃焼期間とエンジン回転数に対して、次のような関係にあることが分かった。
【００７１】
フーリエ変換後の筒内圧力スペクトルから求めた溝周波数ｆ0と、燃焼期間Ｔ［ｄｅｇＣＡ］を時間［ｓ］に変換した数値の逆数（６・Ｎｅ／Ｔ、燃焼周波数という）［１／ｓ］＝［Ｈｚ］との関係を求めたところ、図１４のような関係が得られた。
【００７２】
この図１４のグラフによると、燃焼周波数（６・Ｎｅ／Ｔ）と溝周波数ｆ0との間の関係は、近似式（１）で表される。
【００７３】
ｆ0＝（２．５９±３σ）×（６×Ｎｅ／Ｔ）    （１）
ここで、σは標準偏差であり、３σ＝０．０６である。
【００７４】
このように、筒内圧力スペクトルにおいて周波数成分が急激に減少して溝ができる周波数ｆ0［Ｈｚ］（溝周波数）は、燃焼期間をＴ［ｄｅｇＣＡ］、エンジン回転数をＮｅ［ｒｐｍ］とすると、上式（１）で表される。
【００７５】
この式（１）を、燃焼期間Ｔについて書き直すと、燃焼期間Ｔと溝周波数ｆ0との関係式が、エンジン１の回転数Ｎｅをパラメータとして、次式（２）で与えられる。
【００７６】
Ｔ＝（２．５９±０．０６）×６Ｎｅ／ｆ0    （２）
次に、これら式（１）または式（２）を用いた、目標燃焼期間の決定方法について説明する。
【００７７】
本実施形態では、式（１）により、エンジン回転数に応じて設定した、溝周波数に対する目標燃焼期間を決定する。目標の溝周波数は、基本的に２ｋＨｚとすることで、それより高い筒内圧力の周波数成分が低減し、２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分を減少させることができる。
【００７８】
つまり、目標燃焼期間は、式（２）の回転数Ｎｅに実際のエンジン回転数を代入すると共に、溝周波数ｆ0に目標周波数帯から選択された所定の周波数（本実施形態では、上述したように２ｋＨｚ）を代入することで得られる。
【００７９】
次に、図２に基づき、本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法による制御ロジックの一例を説明する。
【００８０】
図２は、燃焼期間を決定するためのＥＣＵ演算の制御ロジックを示したものであり、この制御ロジックは、例えば、ＥＣＵ８によりエンジン１の燃焼運転中に実行される。
【００８１】
図２に示すように、ＥＣＵ８は、エンジン回転数に応じて式（２）で決定される目標燃焼期間を求め、その目標燃焼期間に、実際の燃焼期間（以下、実燃焼期間という）が一致するように、燃料噴射量によって決まるＥＧＲ率（ＥＧＲ量および／または吸入空気量）を制御する。本実施形態のＥＣＵ８は、燃焼期間の制御の際に、筒内圧力センサー２２の出力を微分したｄＰ／ｄθから実燃焼期間を算出し、制御用の参照信号として用いる。
【００８２】
より具体的には、まず、エンジン回転センサー２４が実際のエンジン回転数を検出してＥＣＵ８に出力し、ＥＣＵ８が、エンジン回転センサー２４からのエンジン回転数および上述の式（２）を基に目標燃焼期間を求める。式（２）は、ＥＣＵ８内に、数式（プログラム）として、あるいはエンジン回転数をパラメータとしたマップ（データ）として格納される。
【００８３】
また、筒内圧力センサー２２が実際の筒内圧力を検出してＥＣＵ８に出力し、ＥＣＵ８が、筒内圧力センサー２２からの筒内圧力を基に実燃焼期間を求める。ＥＣＵ８は、例えば、検出された筒内圧力から算出した筒内圧力上昇率を基に、図１０に示すように、実燃焼期間を求める。
【００８４】
次に、ＥＣＵ８は、目標燃焼期間と実燃焼期間とを基に、実燃焼期間が目標燃焼期間に一致するような、目標ＥＧＲ量および／または目標吸入空気量を求め、その目標ＥＧＲ量および／または目標吸入空気量に基づき、ＥＧＲバルブ開度および吸気スロットル開度を制御する。
【００８５】
例えば、ＥＣＵ８は、燃料噴射量から求めたＥＧＲ量および／または吸入空気量を、実燃焼期間と目標燃焼期間との差から求めた補正値により補正して、上記目標ＥＧＲ量および／または目標吸入空気量を求める。なお、燃料噴射量は、アクセル開度およびエンジン回転数からＥＣＵ８により算出される。
【００８６】
以上の制御により実燃焼期間が目標燃焼期間に一致すると、筒内圧力スペクトルにおける実際の溝周波数が２ｋＨｚとなり、筒内圧力における２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分が低減する。
【００８７】
その結果、本実施形態によれば、聴覚の感度が高い２ｋ〜５ｋＨｚの周波数帯における、筒内圧力およびその筒内圧力により発生する燃焼騒音の周波数成分を減少させることができ、エンジン１から発生する燃焼騒音の音質を改善できる。
【００８８】
このように、本願発明者らは、筒内圧力の上昇率ｄＰ／ｄθの最大値および騒音レベルのＯＡが同じでも周波数成分が相違すると音質が異なる点（図４および図５参照）、および２ｋ〜５ｋＨｚの周波数成分の低減が音質改善に対して効果的である点を見出し、かつ燃焼騒音（筒内圧力）の周波数成分と燃焼期間との関係を式（１）または式（２）のように規定して、燃焼期間の積極的な制御による音質改善を行った。
【００８９】
次に、図１５および図１６に基づき本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法の評価実験結果について説明する。
【００９０】
実験では、実際のエンジン１を用いて、燃焼期間の変更によるラウドネスレベルの改善効果を確認した。使用したエンジン１の諸元を表１に示す。
【００９１】
【表１】
2009270460.tif 000003
【００９２】
エンジン回転数を１５００ｒｐｍ、燃料噴射量を１５ｍｍ3／ｓｔｒｏｋｅとし、ＰＣＩ燃焼の燃焼期間を変化させた。
【００９３】
図１５は、燃焼期間Ａ〜Ｅに対するラウドネスレベルの測定結果であり、横軸が燃焼期間［ｄｅｇ．ＣＡ］、縦軸がラウドネスレベル［ｐｈｏｎ］である。図１６は、燃焼期間Ａ〜Ｅごとのダイナモトルクの測定結果であり、縦軸がダイナモトルク［Ｎｍ］である。図１５および図１６において、燃焼期間Ａ〜Ｅに対応する溝周波数を表２に示す。
【００９４】
【表２】
2009270460.tif 000004
【００９５】
図１５に示すように、燃焼期間を長くすることでラウドネスレベルが改善されることが確認できた。また、図１６に示すように、燃焼期間を変更してもエンジン１の出力トルクの変化がほとんどないことが確認できた。
【００９６】
なお、本発明は、上述の実施形態に限定されず、様々な変形例や応用例が考えられるものである。
【００９７】
例えば、上述の実施形態では、等ラウドネス曲線を基に人間の聴覚感度が高い周波数帯から目標周波数を適宜選択したが、これに限定されず、目標周波数を燃焼室２１の共鳴周波数、あるいはシリンダブロックなどのエンジン構造部品の共振周波数としてもよい。
【００９８】
より詳細には、図１３に示すように、筒内圧力の周波数分析結果には、山と溝とが現れる。応用的な燃焼期間の決定方法として、燃焼室２１の共鳴周波数やエンジンの構造部品（シリンダブロックなど）の共振周波数を低減することを狙う場合は、筒内圧力のレベルが低い溝周波数を共鳴周波数や共振周波数と一致させることが有効となる。
【００９９】
また、溝周波数より高い周波数では、一旦レベルが上昇する（山となる）ことから、その山が上記共鳴や共振現象の周波数と一致すると、それらを励起する加振力がｆ0よりも大きくなってしまう。特定の周波数（共鳴周波数、共振周波数）での筒内圧力低減を狙い、溝周波数よりやや高い周波数で１度音圧レベルが大きくなる周波数を、低減を狙う共鳴周波数や共振周波数と一致させないように、式（２）の溝周波数を設定（目標燃焼期間を設定）することで、効果的な音質改善を図ることができる。
【０１００】
図１７および図１８に基づき、他の実施形態について説明する。
【０１０１】
本実施形態は、燃焼室の共鳴周波数を目標周波数とした点が、上述の実施形態と異なる。
【０１０２】
燃焼室のように体積を持つ空間には、共鳴現象が発生する。この共鳴は、空間の寸法によって、音圧が高い部分と低い部分との分布である共鳴モードが決まる。
【０１０３】
図１７は、エンジンの燃焼室（ピストン上面とシリンダヘッド下面の間の隙間を含む）空間に発生する共鳴モードのうち、最も低い周波数（低次の）モード形状を示したものである。図１７では、紙面左右方向に音圧が高い部分と低い部分が分布する。共鳴周波数は空間の寸法と空間を満たす流体（ガス）の密度によって決まり、計算では４８８５Ｈｚであった。
【０１０４】
図１８は、燃焼室内の圧力（筒内圧力）を測定し、周波数分析した結果を示したものである。ここで、共鳴が発生した場合には、その周波数での圧力が増大するため、測定結果に共鳴ピークが観測される。燃焼室内に共鳴による圧力のピークが発生すると、そのピークの周波数でエンジンが加振されて騒音が発生する。
【０１０５】
図１７および図１８は、燃焼騒音の加振源である筒内圧力に、特定の周波数でピークが発生することを示し、共鳴周波数の一致からその原因が燃焼室の共鳴である解析結果の一例を示したものである。
【０１０６】
本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法は、エンジン１の燃焼室２１の共鳴周波数を求めて目標周波数とし、他方、エンジンの筒内圧力の周波数スペクトルにおいて筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、エンジン１の燃焼期間との関係を求め、エンジン１を燃焼運転するに際して、溝周波数と燃焼期間との関係から、溝周波数が目標周波数に一致する目標燃焼期間を求め、エンジンの燃焼期間が目標燃焼期間に一致するように、エンジン１の排気還流率を制御するものである。
【０１０７】
エンジン１の燃焼室２１の共鳴周波数は、図１８に示すように、予め実験などにより測定される。
【０１０８】
本実施形態では、筒内圧力の変動による燃焼室２１の共鳴を抑制することができ、これにより、燃焼騒音の音質を改善することができる。
【０１０９】
図１９および図２０に基づき、他の実施形態について説明する。
【０１１０】
本実施形態は、燃焼騒音の伝達経路におけるエンジン構造部品の共振周波数を目標周波数とした点が、上述の実施形態と異なる。
【０１１１】
図１９は、エンジン本体２の概略構成図である。エンジン本体２において、２３はシリンダヘッド、２４はシリンダブロック、２５はピストン、２６はコンロッド、２７はクランクシャフト、２８はオイルパンである。
【０１１２】
図２０は、図１９のエンジン本体２における燃焼騒音伝達経路における伝達特性であり、縦軸が伝達関数（モビリティ）、横軸が周波数である。
【０１１３】
伝達関数（モビリティ）は、振動速度Ｖ［ｍ／ｓ2］／加振力Ｆ［Ｎ］で定義される。本実施形態では、対象とするエンジン構造部品がシリンダブロック２４であり、加振力（筒内圧力）が燃焼室２１内にて測定（または算出）され、振動速度がシリンダブロック２４の下端にて測定（または算出）される。なお、対象とするエンジン構造部品は、シリンダブロック２４に限定されず、シリンダヘッド２３などでもよい。
【０１１４】
本実施形態のエンジン燃焼騒音低減方法は、エンジン１の燃焼室２１を形成するシリンダブロック２４の共振周波数を求めて目標周波数とし、他方、エンジンの筒内圧力の周波数スペクトルにおいて筒内圧力の周波数成分が極小となる溝周波数と、エンジン１の燃焼期間との関係を求め、エンジン１を燃焼運転するに際して、溝周波数と燃焼期間との関係から、溝周波数が目標周波数に一致する目標燃焼期間を求め、エンジンの燃焼期間が目標燃焼期間に一致するように、エンジン１の排気還流率を制御するものである。
【０１１５】
シリンダブロック２４の共振周波数は、図２０に示すように、予め、実験あるいは数値シミュレーションなどにより求められる。
【０１１６】
本実施形態では、筒内圧力の変動によるシリンダブロック２４の共振を抑制することができ、これにより、燃焼騒音の音質を改善することができる。
【図面の簡単な説明】
【０１１７】
【図１】図１は、本発明に係る一実施形態によるエンジン燃焼騒音低減方法が対象とするエンジンの概略構成図である。
【図２】図２は、本実施形態に係るエンジン燃焼騒音低減方法の制御ブロックの一例である。
【図３】図３は、Ａ特性と等ラウドネス曲線とを比較した図である。
【図４】図４は、音質の異なる二つエンジン音についてラウドネススペクトルを比較した図である。
【図５】図５は、図４の二つエンジン音について騒音レベルＯＡおよびトータルラウドネスを比較した図である。
【図６】図６は、燃焼期間を一定とし、筒内圧力の上昇率の最大値を変化させた場合の、筒内圧力の上昇率とクランク角との関係を示したグラフである。
【図７】図７は、図６における筒内圧力の周波数スペクトルを示したグラフである。
【図８】図８は、筒内圧力の上昇率の最大値を一定とし、燃焼期間を変化させた場合の、筒内圧力の上昇率とクランク角との関係を示したグラフである。
【図９】図９は、図８における筒内圧力の周波数スペクトルを示したグラフである。
【図１０】図１０は、燃焼期間の定義を説明するための図である。
【図１１】図１１は、燃焼期間と筒内圧力との関係を示したグラフである。
【図１２】図１２は、燃焼期間と筒内圧力上昇率との関係を示したグラフである。
【図１３】図１３は、燃焼期間と筒内圧力スペクトル（筒内圧力の周波数スペクトル）との関係を示したグラフである。
【図１４】図１４は、溝周波数と、燃焼期間およびエンジン回転数との関係を示したグラフである。
【図１５】図１５は、本実施形態に係るエンジン燃焼騒音低減方法による、燃焼期間に対するラウドネスレベルの改善効果を説明するための図であり、実験結果を示す。
【図１６】図１６は、本実施形態に係るエンジン燃焼騒音低減方法による、燃焼期間に対するトルクへの影響を説明するための図である。
【図１７】図１７は、燃焼室の共鳴を説明するための図であり、共鳴モードの解析結果を示す。
【図１８】図１８は、燃焼室の共鳴を説明するための図であり、筒内圧力スペクトル（筒内圧力の周波数スペクトル）を示す。
【図１９】図１９は、燃焼騒音伝達経路におけるエンジン構造部品の概略構成図である。
【図２０】図２０は、燃焼騒音伝達経路における伝達特性を説明するための図である。
【図２１】図２１は、従来の騒音低減方法に係る筒内圧力上昇率の最大値の低減による騒音低減効果を説明するための図であり、二つの異なるエンジン音について、筒内圧力と筒内圧力上昇率の最大値とを比較した結果を示す。
【図２２】図２２は、図２１においてエンジン騒音レベルを比較した結果を示す。
【図２３】図２３は、筒内圧力上昇率の最大値および騒音レベルのＯＡが同じで音質が異なる例を説明するための図であり、音質が異なる二つのエンジン音について、筒内圧力と筒内圧力上昇率の最大値とを比較した結果を示す。
【図２４】図２４は、図２３においてエンジン騒音レベルを比較した結果を示す。
【符号の説明】
【０１１８】
８  ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）
６  ＥＧＲ装置（排気還流装置）
２２  筒内圧力センサー
２３  アクセル開度センサー
２４  エンジン回転センサー
４２  吸気スロットル
６２  ＥＧＲバルブ
【図１】
2009270460.tif 000005
【図２】
2009270460.tif 000006
【図３】
2009270460.tif 000007
【図４】
2009270460.tif 000008
【図５】
2009270460.tif 000009
【図６】
2009270460.tif 000010
【図７】
2009270460.tif 000011
【図８】
2009270460.tif 000012
【図９】
2009270460.tif 000013
【図１０】
2009270460.tif 000014
【図１１】
2009270460.tif 000015
【図１２】
2009270460.tif 000016
【図１３】
2009270460.tif 000017
【図１４】
2009270460.tif 000018
【図１５】
2009270460.tif 000019
【図１６】
2009270460.tif 000020
【図１７】
2009270460.tif 000021
【図１８】
2009270460.tif 000022
【図１９】
2009270460.tif 000023
【図２０】
2009270460.tif 000024
【図２１】
2009270460.tif 000025
【図２２】
2009270460.tif 000026
【図２３】
2009270460.tif 000027
【図２４】
2009270460.tif 000028