DE112015004484B4

DE112015004484B4 - Dieselmotor

Info

Publication number: DE112015004484B4
Application number: DE112015004484.1T
Authority: DE
Inventors: Yoshie Kakuda; Daisuke Shimo; Sangkyu Kim; Hiroshi Minamoto; Kazuya NIIDA
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2014-09-30
Filing date: 2015-06-05
Publication date: 2023-10-05
Anticipated expiration: 2035-06-06
Also published as: CN106715871B; DE112015004484T5; CN106715871A; US20170292436A1; JP6128091B2; WO2016051623A1; JP2016070200A

Abstract

Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff aus einer Einspritzvorrichtung (20) in einen Zylinder (2) eingespritzt wird, der Dieselmotor aufweisend einen Turbolader (60), der Turbolader (60) aufweisend:eine drehbar an einer Auslasspassage (40) bereitgestellte Turbine (62);einen drehbar an einer Ansaugpassage (30) bereitgestellten Verdichter (61), um zusammen mit der Turbine (62) drehbar zu sein; undeine Vielzahl von Leitschaufeln (67), die um die Turbine (62) bereitgestellt sind, um eine Strömungsgeschwindigkeit eines auf die Turbine (62) treffenden Abgases zu steuern, wobei Winkel der Leitschaufeln (67) veränderbar sind, wobeiin einem Fall, in dem ein Verhältnis eines Volumens einer Brennkammer, wenn ein Einlassventil (18) geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich ein Kolben (4) an einem oberen Totpunkt befindet, als effektives Verdichtungsverhältnis ℇebezeichnet wird, und eine Gesamtverlagerung des Motors mit V(L) bezeichnet wird, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇefestgelegtwird, um der Formel (1) „-0,67><V+l 5,2< Σe≤14,8“ zu genügen, dadurch gekennzeichnet, dass der Dieselmotor keinen Ventilwechselmechanismus zum Erhöhen der Menge an internen AGR aufweist, wobei im Leerlaufbetrieb der Schaufelöffnungsgrad verringert wird, um die Zündbarkeit zu verbessern.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff von einer Einspritzvorrichtung in eine Brennkammer eingespritzt wird.
Technischer Hintergrund
Es wurden zahlreiche Studien durchgeführt, um den Verbrennungsmodus eines Dieselmotors passender zu gestalten, und als Beispiel ist eine Technologie bekannt, bei der die Zündverzögerung (d.h., eine Zeit, wenn ein Kraftstoff eingespritzt wird, bis zur Zündung des Kraftstoffs) eines in einen Zylinder eingespritzten Kraftstoff geschätzt wird, und ein Zündsystem auf Grundlage der geschätzten Zündverzögerung gesteuert wird.
So offenbart beispielsweise JP 2012 - 87 743 A , dass: in einem Dieselmotor eine tatsächliche, auf einer Ansaugmenge, einer AGR-Gasmenge, einer Kraftstoffeinspritzmenge, einer Ansaugtemperatur, einem Ansaugdruck und dergleichen basierende Zündverzögerung während einer Referenzfahrt mit einer Zündverzögerung verglichen wird (ReferenzZündverzögerung), wobei die Referenzzündverzögerung mithilfe eines Kennfelds aus einer Motordrehzahl und der Kraftstoffeinspritzmenge berechnet wird, und eine Kraftstoffeinspritzzeit auf Grundlage der Differenz zwischen der tatsächlichen Zündverzögerung und der Referenzzündverzögerung korrigiert wird.
PTL 1: Ein Dieselmotor gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 und Anspruch 5 ist aus Druckschrift DE 10 2011 109 315 A1 bekannt. Druckschriften US 2012 / 0 167 858 A1 und JP 2005 - 330 811 A zeigen weitere Dieselmotoren.
Darstellung der Erfindung
Technisches Problem
Im Fall eines in einem Fahrzeug verbauten Dieselmotors müssen praktische Probleme, wie etwa die Verbrennungsstabilität (Zündbarkeit) während eines kalten Zustands hinreichend in Betracht gezogen werden. Darum wird ein Verdichtungsverhältnis typischerweise auf einen verhältnismäßig hohen Wert festgelegt. In den meisten derzeit am Markt erhältlichen Dieselmotoren ist ein Verdichtungsverhältnis beispielsweise 16 oder höher. Bei solchen herkömmlichen Dieselmotoren, selbst wenn ein Zündzeitpunkt exakt wie in Patentliteratur 1 gesteuert wird, wird der Umgang mit Abgasvorschriften, die in den letzten Jahren strenger wurden, schwieriger, falls kein verbessertes Abgasreinigungssystem speziell für Dieselmotoren eingesetzt wird. Insbesondere führt bei herkömmlichen Dieselmotoren ein Anstieg einer Verbrennungstemperatur aufgrund der hohen Verdichtungsverhältnisse zur Entstehung von NOx (Stickoxid). Daher muss ein teurer NOx-Katalysator vorgesehen werden, der NOx mithilfe von flüssigem Harnstoff oder dergleichen verringert. Dies ist ein Faktor, der Herstellungskosten des Dieselmotors erhöht.
Die vorliegende Erfindung erfolgte in Anbetracht der obenstehenden Umstände, und eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, einen Dieselmotor anzugeben, der keinen NOx-Katalysator benötigt und eine hervorragende Verbrennungsstabilität besitzt.
Lösung des Problems
Diese Aufgabe wird durch einen Dieselmotor gemäß Anspruch 1 sowie einen Dieselmotor gemäß Anspruch 5 gelöst. Bevorzugte Ausgestaltungen der vorliegenden Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Um die obenstehenden Probleme zu lösen, ist ein erster Aspekt der vorliegenden Erfindung in der vorliegenden Anmeldung ein Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff von einer Einspritzvorrichtung in eine Brennkammer eingespritzt wird, wobei der Dieselmotor einen Turbolader beinhaltet, der Turbolader aufweisend: eine drehbar an einer Auslasspassage bereitgestellte Turbine; einen drehbar an einer Ansaugpassage bereitgestellten Verdichter, um zusammen mit der Turbine drehbar zu sein; und eine Vielzahl von Leitschaufeln, die um die Turbine bereitgestellt sind, um eine Strömungsgeschwindigkeit eines auf die Turbine treffenden Abgases zu steuern, wobei Winkel der Leitschaufeln veränderbar ist, wobei in einem Fall, in dem ein Verhältnis eines Volumens der Brennkammer, wenn ein Ansaugventil geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich ein Kolben im oberen Totpunkt befindet, als effektives Verdichtungsverhältnis ℇ_e bezeichnet wird, und eine Gesamtverlagerung des Motors mit V(L) bezeichnet wird, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e festgelegt wird, um der Formel (1) „-0,67×V+15,2≤ℇ_e≤14,8“ zu genügen.
Gemäß dem Dieselmotor des ersten Aspekts der vorliegenden Erfindung beginnt die Verbrennung in einem Zustand, bei dem Luft und Kraftstoff angemessen vermischt werden und eine Verbrennungstemperatur wird gering gehalten, da das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e auf 14,8 oder niedriger festgelegt wird. Damit wird der Betrag an von der Brennkammer erzeugtem NOx angemessen klein, so dass ein spezieller Katalysator oder dergleichen zur Behandlung von NOx nicht an der Auslasspassage bereitgestellt wird, und die Menge an abgeleitetem NOx kann auf einen angemessen niedrigen Pegel gesenkt werden.
Wird das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e jedoch in einer Situation, in der die Temperatur einer Wandoberfläche des Zylinders niedrig ist, zu niedrig festgelegt, und der Betrag an erzeugter Wärme insbesondere während eines lastfreien Betriebs (Leerlauf) im Kaltzustand klein ist, kann ein Zylinder-interner Zustand (Temperatur und Druck), der in der Lage ist, den Kraftstoff zu zünden, nicht verwirklicht werden, und es kann im schlimmsten Fall zu einer Fehlzündung kommen. Andererseits wird gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e bezüglich der Gesamtverlagerung V auf „-0,67×V+15,2“ oder höher festgelegt, und der Motor beinhaltet den Turbolader (einen sogenannten Turbolader mit variabler Geometrie), bei dem die Leitschaufeln um die Turbine herum bereitgestellt sind. Daher erhöht sich in einem Betriebszustand, wie etwa einem kalten oder lastfreien Zustand, in dem die Sicherstellung einer Zündbarkeit schwierig ist, die Strömungsgeschwindigkeit des Abgases mithilfe der Leitschaufeln (durch Verringerung eines Öffnungsgrades der Schaufel). Damit kann der Innendruck des Zylinders durch angemessene Ausbringung von Aufladung erhöht werden, und dies kann die Zündbarkeit verbessern. Somit kann unabhängig von dem Betriebszustand der Kraftstoff sicher gezündet werden, und die angemessene Verbrennungsstabilität kann gewährleistet werden.
Es wird bevorzugt, dass beim ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung, der Turbolader derart ausgestaltet ist, dass in einem Fall, in dem ein Öffnungsgrad der Leitschaufel als 0% betrachtet wird, wenn die aneinander angrenzenden Leitschaufeln geschlossen sind, um einander zu kontaktieren, und der Öffnungsgrad der Leitschaufel als 100% betrachtet wird, wenn die Leitschaufeln maximal geöffnet sind, der Öffnungsgrad der Leitschaufel während des Betriebs des Motors auf weniger als 10% im Minimum verringert werden kann.
Wie obenstehend, wenn der Öffnungsgrad der Schaufel auf weniger als 10 % verringert werden kann, kann die Strömungsgeschwindigkeit des auf die Turbine treffenden Abgases angemessen erhöht werden, so dass die Zündbarkeit des Kraftstoffs sicher verbessert werden kann, und die hohe Verbrennungsstabilität gewährleistet werden kann.
Ein zweiter Aspekt der vorliegenden Erfindung bei der vorliegenden Anmeldung ist ein Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff von einer Einspritzvorrichtung in einen Zylinder eingespritzt wird, der Dieselmotor umfassend: einen kleinen Turbolader beinhaltend eine Turbine, die drehbar an einer Auslasspassage vorgesehen ist, und einen Verdichter, der an einer Ansaugpassage bereitgestellt ist, um zusammen mit der Turbine drehbar zu sein; und einen großen Turbolader, beinhaltend eine drehbar an der Auslasspassage bereitgestellte Turbine, wobei die Turbine größer ist als die Turbine des kleinen Turboladers, und einen Verdichter, der an einer Ansaugpassage bereitgestellt ist, um zusammen mit der Turbine des großen Turboladers drehbar zu sein, wobei der Verdichter größer ist als der Verdichter des kleinen Turboladers, wobei in einem Fall, in dem ein Verhältnis eines Volumens einer Brennkammer wenn ein Ansaugventil geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich der Kolben im oberen Totpunkt befindet, als effektives Verdichtungsverhältnis ℇ_e bezeichnet wird, und eine Gesamtverlagerung des Motors mit V(L) bezeichnet wird, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e festgelegt wird, um der Formel (2) „-0,67×V+15,0≤ℇe≤14,8“ zu genügen.
Gemäß dem Dieselmotor des zweiten Aspekts der vorliegenden Erfindung wird das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e auf 14,8 oder weniger festgelegt. Daher kann wie beim ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung die Verbrennungstemperatur niedrig gehalten werden und die Menge an erzeugtem NOx kann auf solch einen Pegel verringert werden, dass der NOx-Katalysator oder dergleichen nicht benötigt wird.
Ferner wird gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e relativ zur Gesamtverlagerung V auf „-0,67><V+15,0“ oder höher festgelegt, und der Motor beinhaltet zwei Arten von Turboladern (sogenannte zweistufiger Turbolader), die sich größenmäßig voneinander unterscheiden. Daher wird in einem Betriebszustand, wie etwa einem kalten oder lastfreien Zustand, in dem die Sicherstellung einer Zündbarkeit schwierig ist, die Aufladung mithilfe des kleinen Turboladers durchgeführt, der selbst mit einer kleinen Menge Abgas betrieben werden kann. Damit kann der Innendruck des Zylinders durch angemessene Ausbringung der Aufladung erhöht werden, und dies kann die Zündbarkeit erhöhen. Somit kann ungeachtet des Betriebszustands der Kraftstoff zuverlässig gezündet werden, und die angemessene Verbrennungsstabilität kann sichergestellt werden.
Es ist bevorzugt, dass beim ersten oder zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung an einer Scheitelfläche des Kolbens eine konkave Kavität gebildet ist, wobei die Scheitelfläche der Einspritzvorrichtung gegenüberliegt und die Einspritzvorrichtung in zumindest einem Niedriglastbetrieb-Bereich beinhaltend einen lastfreien Status den Kraftstoff einspritzt, während der Kraftstoff in mehrere Teile unterteilt wird, zu Zeitunkten, die derart sind, dass zumindest ein Teil eines Kraftstoffnebels in der Kavität gespeichert wird.
Gemäß dieser Konfiguration kann in der Kavität ein fettes Luft-Kraftstoff-Gemisch, das leicht entzündbar ist, gebildet werden. Somit kann die Zündbarkeit wirksam verbessert und die hohe Verbrennungsstabilität kann sichergestellt werden. Konkret wird in einem Fall, bei dem der Kraftstoff eingespritzt wird, währenddessen er in mehrere Teile aufgeteilt wird, die Kraftstoffmenge pro Einspritzung kleiner, als die in einem Fall, bei dem einmalig eine benötigte Kraftstoffmenge eingespritzt wird. Daher wird eine Durchdringung des Sprühnebels schwach. Damit neigt der Sprühnebel dazu, sich an einem speziellen Abschnitt der Kavität zu sammeln. Daher kann sich das fette Kraftstoff-Luft-Gemisch lokal bilden, obwohl die Gesamt-Einspritzmenge klein ist, und dies kann die Zündung des Kraftstoffs fördern.
Beim ersten oder zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung kann ein Schließzeitpunkt des Auslassventils an einer Schubseite auf 10° Kurbelwinkel nach einem oberen Totpunkt festgelegt werden.
Wie obenstehend beschrieben kommt es, wenn der Schließzeitpunkt des Auslassventils in der Nähe des oberen Totpunkts eingestellt wird, kaum zu interner AGR, bei der das Abgas in der Brennkammer verbleibt, und eine die Temperatur der Brennkammer erhöhende Wirkung durch das Abgas mit hoher Temperatur ist nicht zu erwarten (und dadurch die Verbesserung der Zündbarkeit). Jedoch kann der Dieselmotor, der die in dem ersten oder zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung definierten Bedingungen erfüllt, die angemessene Verbrennungsstabilität selbst bei einem Zustand, in dem es wie oben beschrieben kaum zu interner AGR kommt, sicherstellen. Das bedeutet, dass zwischen einem Betriebszustand (wie etwa einem Hochlastbereich), in dem eine ordnungsgemäße Verbrennung gehemmt wird, wenn die interne AGR durchgeführt wird, und einem Betriebszustand (wie etwa ein kalter und lastfreier Zustand), der bezüglich der Zündbarkeit emstzunehmend ist, die gleiche Ventilsteuerung verwendet werden kann. Daher ist ein Wechselmechanismus, um beispielsweise die Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Auslassventils zu ändern, nicht erforderlich, so dass die Herstellungskosten des Dieselmotors gesenkt werden können.
Vorteilhafte Auswirkungen der Erfindung
Wie obenstehend beschrieben kann die vorliegende Erfindung einen Dieselmotor bereitstellen, der keinen NOx-Katalysator benötigt und eine hervorragende Verbrennungsstabilität besitzt.
Kurzbeschreibung der Zeichnungen

1 ist ein Diagramm, das eine Gesamtkonfiguration eines Dieselmotors gemäß Ausführungsform 1 der vorliegenden Erfindung zeigt.
2 ist eine teilvergrößerte Querschnittansicht, die einen Motorhauptkörper des Dieselmotors zeigt.
3 ist ein Diagramm, das die Öffnungs-/Schließeigenschaften von Ansaug- und Auslassventilen des Dieselmotors zeigt.
4 ist eine teilvergrößerte Querschnittansicht eines Kolbens des Dieselmotors.
5 ist eine Draufsicht auf den Kolben.
6 ist ein Diagramm, das einen Aufbau eines Turboladers des Dieselmotors im Detail zeigt.
7A und 7B sind Diagramme zur Erläuterung von Bewegungen variabler Schaufelmechanismen des Turboladers. 7A zeigt einen Zustand, in dem Leitschaufeln vollständig geschlossen sind, und 7B zeigt einen Zustand, in dem die Leitschaufeln geöffnet sind.
8 ist ein Blockdiagramm, das ein Steuersystem des Dieselmotors zeigt.
9 ist ein Diagramm zur Erläuterung eines Modus einer Kraftstoffeinspritzung, die in einem Bereich extremer Niedriglast in dem Dieselmotor durchgeführt wurde.
10 ist ein Diagramm, das eine Gesamtkonfiguration des Dieselmotors gemäß Ausführungsform 2 der vorliegenden Erfindung zeigt.
11 ist ein Schaubild, das eine Bedingung eines effektiven Verdichtungsverhältnisses bezüglich der Gesamtverschiebung zeigt, wobei das effektive Verdichtungsverhältnis benötigt wird, um sowohl die Verbrennungsstabilität sicherzustellen, als auch auf einen NOx-Katalysator verzichten zu können.
12 ist ein schematisches Diagramm (Teil 1), zur Erläuterung von Einzelheiten einer durch die Macher der vorliegenden Erfindung durchgeführten Studie bezüglich eines Zündbarkeits-Indize bzw. Kennwerte, um die in 11 gezeigten Schlussfolgerungen zu erhalten.
13 ist ein schematisches Diagramm (Teil 2) zur Erläuterung von Einzelheiten der Studie bezüglich des Zündbarkeits-Indize bzw. Kennzahlen.

Beschreibung von Ausführungsformen
(1) Ausführungsform 1
1 ist ein Diagramm, das eine Gesamtkonfiguration eines Dieselmotors gemäß Ausführungsform 1 der vorliegenden Erfindung zeigt. Der in 1 gezeigte Dieselmotor ist ein Viertakt-Vierzylinder-Dieselmotor, der in einem Fahrzeug als Energiequelle zur Fortbewegung verbaut ist. Dieser Dieselmotor beinhaltet insbesondere: einen Motorhauptkörper 1, der eingerichtet ist, durch eine Zufuhr von Leichtöl als Hauptbestandteil, angetrieben zu werden, eine Ansaugpassage 30, durch die Luft zur Verbrennung an den Motorhauptkörper 1 eingeleitet wird, eine Auslasspassage 40, durch die ein Abgas (Verbrennungsgas), das von dem Motorhauptkörper 1 erzeugt wurde, ausgestoßen wird; eine AGR-Vorrichtung 50, die eingerichtet ist, einen Teil des Abgases, das durch die Auslasspassage 40 strömt, an die Ansaugpassage 30 rückzuführen; und einen Turbolader 60, der eingerichtet ist, von dem durch die Auslasspassage 40 strömenden Abgas angetrieben zu werden.
2 ist eine teilvergrößerte Querschnittansicht, die den Motorhauptkörper 1 zeigt. Wie in den oben erläuterten 1 und 2 gezeigt ist, beinhaltet der Motorhauptkörper 1: einen Zylinderblock 3, in dem zylindrische Zylinder 2 gebildet sind; Kolben 4, die in dem jeweiligen Zylindern 2 aufgenommen sind, um sich reziprok (nach oben und unten) bewegen zu können; einen Zylinderkopf 5, der bereitgestellt ist, um Endseiten (Oberseiten) der Zylinder 2 von einer den Scheitelflächen 4a der Kolben 4 gegenüberliegenden Seite zu bedecken; und eine Ölwanne 6, die an einer Unterseite des Zylinderblocks 3 bereitgestellt ist, um Schmieröl zu speichern. Es sei angemerkt, dass der Motorhauptkörper 1 der vorliegenden Ausführungsform vom Reihenvierzylinder-Typ ist. Daher umfasst der Motorhauptkörper 1 vier Zylinder 2, die in Reihe angeordnet sind, und vier Kolben 4. Die Zylinder 2 und die Kolben 4 sind angeordnet, um in einer Richtung senkrecht zu einer Papieroberfläche jeder der 1 und 2 (jede der 1 und 2 zeigt nur einen der Zylinder 2 und nur einen der Kolben 4) aufgereiht zu sein.
Der Kolben 4 ist durch eine Pleuelstange 8 an eine Kurbelwelle 7 gekoppelt, die eine Ausgangswelle des Motorhauptkörpers 1 ist. Oberhalb des Kolbens 4 ist eine Brennkammer 9 gebildet. In der Brennkammer 9 verbrennt ein von einem untenstehenden Injektor 20 eingespritzter Kraftstoff durch Selbstzündung. Durch von der Verbrennung erzeugte Expansionsenergie bewegt sich der Kolben 4 auf und ab, und die Kurbelwelle 7 rotiert um eine Mittelachse davon.
Eine Gesamtverlagerung des Motorhauptkörpers 1 gemäß der vorliegenden Ausführungsform, das bedeutet, ein Wert, der erhalten wurde durch Multiplizieren einer Verlagerung von jedem Zylinder 2 (also einem Volumen eines Bereichs, in dem sich der Kolben bewegt) mit der Anzahl der Zylinder (in der vorliegenden Ausführungsform vier), wird auf 1,5 L (1,498 cc) festgelegt. Ferner ist ein geometrisches Verdichtungsverhältnis jedes Zylinders 2, das bedeutet, ein Verhältnis eines Volumens der Brennkammer, wenn sich der Kolben 4 an einem unteren Totpunkt befindet, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich der Kolben 4 an einem oberen Totpunkt befindet, auf 14,80 eingestellt wird.
Der Zylinderkopf 5 ist bereitgestellt mit: einem Ansauganschluss 16, durch den die von der Ansaugpassage 30 angesaugte Luft in die Brennkammer 9 eingeleitet wird; einen Auslassanschluss 17, durch den das in der Brennkammer 9 erzeugte Abgas zu der Auslasspassage 40 ausgestoßen wird, ein Einlassventil 18, das eingerichtet ist, eine Öffnung des Ansauganschlusses 16 zu öffnen und zu schließen, wobei sich die Öffnung nahe der Brennkammer 9 befindet, und ein Auslassventil 19, das eingerichtet ist, eine Öffnung des Auslassanschlusses 17 zu öffnen und zu schließen, wobei sich die Öffnung nahe der Brennkammer 9 befindet.
Eine Kavität 10 ist an der Scheitelfläche 4a des Kolben 4 in der Weise gebildet, dass ein Bereich beinhaltend einen mittleren Abschnitt der Scheitelfläche 4a hin zu einer Seite (nach unten) gegenüberliegend dem Zylinderkopf 5 vertieft ist (vgl. 2). Die Kavität 10 ist derart gebildet, dass ein Volumen davon das meiste Volumen der Brennkammer 9 einnimmt, wenn sich der Kolben 4 nach oben bewegt, um sich an dem oberen Totpunkt zu befinden.
Der Injektor 20 ist an dem Zylinderkopf 5 angebracht, um als eine Einspritzvorrichtung eingerichtet, den Kraftstoff an die Brennkammer 9 einzuspritzen. Der Injektor 20 ist koaxial zum Zylinder 2 angebracht (d.h. eine Zentralachse des Injektors 20 und eine Zentralachse des Zylinders 2 überschneiden einander) in einer solchen Stellung, dass sein Endabschnitt (Endabschnitt der Spitze), die sich nahe des Kolbens 4 befindet, einem mittleren Abschnitt der Kavität 10 zugewandt ist.
Wie in 1 gezeigt, umfasst der Turbolader 60: einen an der Ansaugpassage 30 bereitgestellten Verdichter 61; und eine koaxial an den Verdichter 61 gekoppelte und an der Auslasspassage 40 bereitgestellte Turbine 62. Die Turbine 62 dreht sich durch Energie des durch die Auslasspassage 40 strömenden Abgases. Der Verdichter 61 dreht sich zusammen mit der Turbine 62, um die durch die Ansaugpassage 30 strömende Luft zu verdichten (aufzuladen).
Die AGR-Vorrichtung 50 ist eine Vorrichtung, die dazu eingerichtet ist, einen Teil des Abgases, das durch die Auslasspassage 40 strömt, als ein AGR-Gas an die Ansaugpassage 30 rückzuführen. Die AGR-Vorrichtung 50 umfasst: eine AGR-Passage 51, die die Auslasspassage 40 mit der Ansaugpassage 30 koppelt; ein an der AGR-Passage 51 bereitgestelltes AGR-Ventil 53 zur Anpassung einer Strömungsrate (der Menge von in den Zylinder 2 eingeleitetem AGR-Gas) des durch die AGR-Passage 51 strömenden AGR-Gases; und einen AGR-Kühler 52, der dazu eingerichtet ist, das AGR-Gas zu kühlen. Es sei angemerkt, dass in der vorliegenden Ausführungsform die stromaufwärts (stromaufwärts in einer Strömungsrichtung des Abgases) bereitgestellte Auslasspassage 40 der Turbine 62 und die stromabwärts (stromabwärts in einer Strömungsrichtung der Ansaugluft) bereitgestellte Ansaugpassage 30 des Verdichters 61 durch die AGR-Passage 51 miteinander gekoppelt sind, so dass das Hochdruck-Abgas, das noch nicht durch die Turbine 62 geströmt ist, an die Ansaugpassage 30 zurückgeführt wird. Anstelle dessen oder im Zusatz hierzu kann jedoch das Niederdruck-Abgas, das bereits durch die Turbine 62 geströmt ist, an die Ansaugpassage 30 zurückgeführt werden. In diesem Fall ist eine andere AGR-Passage bereitgestellt, die die stromabwärts der Turbine 62 bereitgestellte Auslasspassage 40 und die stromaufwärts des Verdichters 61 bereitgestellte Ansaugpassage 30 koppelt.
Ein zur Kühlung der durch den Verdichter 61 verdichteten Luft eingerichteter Verdichtungsluftkühler 35 und eine öffenbare/schließbare Drosselklappe 36 sind an der Ansaugpassage 30 bereitgestellt, um sich stromabwärts des Verdichters 61 zu befinden. Es sei angemerkt, dass die Drosselklappe 36 während des Betriebs des Motors grundsätzlich vollständig geöffnet ist, oder zu einem hohen Öffnungsgrad nahe der vollständigen Öffnung gehalten wird und geschlossen wird, um die Ansaugpassage 30 wenn nötig zu sperren, beispielsweise wenn sich der Motor in einem Stopp-Zustand befindet.
Eine Abgasreinigungsvorrichtung 41, die eingerichtet ist, schädliche Bestandteile im Abgas zu reinigen, ist an der Auslasspassage 40 bereitgestellt, um sich stromabwärts der Turbine 62 zu befinden. Die Abgasreinigungsvorrichtung 41 beinhaltet: einen Oxidationskatalysator 41, der Kohlenstoff (CO) und Kohlenwasserstoff (Hydrocarbon, HC) in dem Abgas oxidiert; und einen DPF (Dieselpartikelfilter) 41b, der Ruß in dem Abgas sammelt. Es sei angemerkt, dass, obgleich später unter „(3) Aktionen“ Details erläutert werden, der Motor der vorliegenden Ausführungsform die Menge an durch die Verbrennung erzeugtem Stickoxid (NOx) auf einen angemessen kleinen Wert niedrig halten kann. Daher ist kein Katalysator (beispielsweise ein Katalysator, der NOx mithilfe von Harnstoff-Wasser verringert), der NOx behandelt, an der Auslasspassage 40 bereitgestellt.
3 ist ein Schaubild, das Öffnungs-und Schließzeitpunkte des Einlassventils 18 und des Auslassventils 19 zeigt. Bei diesem Schaubild bezeichnet eine Vertikalachse ein Hubbetrag, und eine Horizontalachse bezeichnet einen Kurbelwinkel. Ferner bezeichnen „TDC“ und „BDC“ an der Horizontalachse jeweils den oberen Totpunkt und den unteren Totpunkt. Ferner ist eine durch „EX“ bezeichnete Kurve eine Hubkurve des Auslassventils 19, und eine durch „IN“ gezeigte Kurve ist eine Hubkurve des Einlassventils 18. Es sei angemerkt, dass jeder der Anfangspunkte und Endpunkte der Hubkurven, also jeder der Öffnungs-und Schließzeitpunkte des Einlassventils 18 und des Auslassventils 19, einem Zeitpunkt entspricht, zu dem der Hubbetrag des Ventils 0,1 mm beträgt.
Der Schließzeitpunkt (gezeigt durch „EVC“ in 3), des Auslassventils 19 ist auf eine Schubseite von 10°Kurbelwinkel ATDC (Crank Angle After Top Dead Center, dt. Kurbelwinkel nach oberem Totpunkt) (beispielsweise 8° Kurbelwinkel ATDC) festgelegt. Wie obenstehend, wird das Auslassventil 19 unmittelbar nach dem oberen Totpunkt geschlossen. Daher kommt es in dem Motor der vorliegenden Ausführungsform kaum zu einem Phänomen, bei dem das Hochtemperatur-Abgas von dem Auslassanschluss 17 zurück zu der Brennkammer 9 strömt, des bedeutet, dass es kaum zu interner AGR (Abgasrückführung) kommt.
Der Schließzeitpunkt (gezeigt durch „IVC“ in 3), des Ansaugventils 18 wird auf 25° Kurbelwinkel (Crank Angle, dt.: Kurbelwinkel) ABDC (After Bottom Dead Center, dt.: nach oberem Totpunkt) festgelegt. Daher wird bei dem Motor der vorliegenden Ausführungsform ein effektives Verdichtungsverhältnis von jedem der Zylinder 2, also ein Verhältnis eines Volumens der Brennkammer, wenn das Ansaugventil 18 geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Totpunkt befindet, auf 14,45 festgelegt.
Bei der vorliegenden Ausführungsform sind die obenstehenden Öffnungs-/Schließeigenschaften der Ansaug-und Auslassventile 18 und 19 unabhängig von einem Betriebszustand des Motors konstant. Daher ist es bei der vorliegenden Ausführungsform unnötig, die Öffnungs-/Schließeigenschaften (Öffnungs-und Schließzeitpunkte und den Hubbetrag) des Ventils zu verändern, und ein spezieller Mechanismus zum Ändern der Öffnungs-/Schließzeitpunkte ist ebenfalls unnötig. Genauer können je nach Art des Motors einem Ventilmechanismus ein Zeitpunkt-Änderungsmechanismus, der eingerichtet ist, die Öffnungs-und Schließzeitpunkte des Ansaug-oder Auslassventils zu verändern, ein HubÄnderungsmechanismus, der eingerichtet ist, den Hubbetrag zu verändern oder dergleichen hinzugefügt werden. Derartige Änderungsmechanismen sind jedoch am Motor der vorliegenden Ausführungsform nicht bereitgestellt.
Die 4 und 5 zeigen jeweils einen Zustand, in dem der Injektor 20 den Kraftstoff hin zu der an der Scheitelfläche 4a des Kolbens 4 bereitgestellten Kavität 10 einspritzt. Wie in den 4 und 5 gezeigt ist, ist an dem Endabschnitt des Injektors 20 eine Vielzahl (in der vorliegenden Ausführungsform zehn) Einspritzlöcher 22 als Auslässe des Kraftstoffs bereitgestellt. Die Einspritzlöcher 22 sind derart angeordnet, um in einer Umfangsrichtung an im Wesentlichen regelmäßigen Abständen aufgereiht zu sein. Beim Einspritzen des Kraftstoffs wird der Kraftstoff von den Einspritzlöchern 22 eingespritzt, um eine Vielzahl von Sprühnebeln F zu bilden, die sich in einer Draufsicht radial verteilen (vgl. 5).
Die Kavität 10 ist eingestellt, eine derartige Form und Größe zu besitzen, um in der Lage zu sein, die von dem Injektor 20 eingespritzten Kraftstoffsprühnebel (Sprühnebel F) zu empfangen, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Totpunkt oder in der Umgebung des oberen Totpunkts befindet. Genauer besitzt die Kavität 10 in der vorliegenden Ausführungsform eine sogenannte ablaufinvariante Form. Genauer beinhaltet eine Wandfläche, die die Kavität 10 bildet: einen mittleren vorspringenden Abschnitt 11, der eine im Wesentlichen bergige Form besitzt, einen konkaven Umfangsabschnitt 12, der an einer Außenseite des mittleren vorspringenden Abschnitts 11 in Radialrichtung des Kolbens 4 gebildet ist und in Draufsicht eine Kreisform besitzt; und einen Randabschnitt 13, der zwischen dem konkaven Umfangsabschnitt 12 und der Scheitelfläche 4a des Kolbens 4 gebildet ist und in einer Draufsicht eine Kreisform besitzt.
Der mittlere vorspringende Abschnitt 11 ist derart gebildet, dass: ein Abschnitt davon, der näher am Mittelpunkt der Kavität 10 liegt, hervorspringt, um näher an den Injektor 20 zu gelangen; und ein oberer Abschnitt dieses Vorsprungs sich unmittelbar unterhalb des Abschnitts des Endes der Spitze des Injektors 20 befindet. Der konkave Umfangsabschnitt 12 ist derart gebildet, um durchgängig mit dem mittleren vorspringenden Abschnitt 11 zu sein und in einer Querschnittansicht eine Kreisbogen-förmige Formgebung zu besitzen, wobei die Kreisbogen-förmige Formgebung in Radialrichtung des Kolbens 4 nach außen gewölbt ist. Der Randabschnitt 13 ist gebildet, um durchgängig zu sein mit dem konkaven Umfangsabschnitt 12 und in einer Querschnittansicht eine Kreisbogenform zu besitzen, wobei die Kreisbogenform in Radialrichtung des Kolbens 4 nach innen konvex ist.
Die wie obenstehend ausgestaltete Kavität 10 besitzt eine sich insgesamt nach oben verschmälernde Querschnittsform, d.h. ein Bereich einer Öffnung der Kavität 10 nimmt in Richtung der Scheitelfläche 4a des Kolbens 4 ab. Insbesondere dann, wenn die Menge an von dem Injektor 20 eingespritztem Kraftstoff groß ist, nimmt die Kavität 10, die eine solche Formgebung besitzt, eine Funktion dahingehend an, die Sprühnebel F des eingespritzten Kraftstoffs von der Außenseite an die Innenseite (eine mittlere Seite der Kavität 10) in Radialrichtung hauptsächlich entlang des konkaven Umfangsabschnitts 12 und des mittleren hervorspringenden Abschnitts 11 zurückzuführen. Darum ist die Kavität 10 mit solch einer Formgebung e vorteilhaft zum Fördern der Vermischung des Kraftstoffs. Andererseits verbleiben die Sprühnebel F hauptsächlich an dem konkaven Umfangsabschnitt 12 und seiner Umgebung, wenn die Menge an eingespritztem Kraftstoff klein ist. Daher bildet sich lokal ein fettes Kraftstoff-Luft-Gemisch und im Ergebnis wird die Zündung (Selbstzündung) des Kraftstoffs gefördert.
6 ist ein Diagramm, dass einen detaillierten Aufbau der Turbine 62 des Turboladers 60 zeigt. Wie in 6 gezeigt ist, besitzt die Turbine 62 der vorliegenden Ausführungsform einen variablen Schaufelmechanismus 66, der eingerichtet ist, eine Strömungsgeschwindigkeit des auf die Turbine 62 treffenden Abgases zu steuern. Genauer ist der Turbolader 60 der vorliegenden Ausführungsform ein sogenannter Turbolader mit variabler Geometrie (VGT).
Der variable Schaufelmechanismus 66 beinhaltet: eine Vielzahl von Leitschaufeln 67, die um die Turbine 62 herum bereitgestellt sind; eine mit den Leitschaufeln 67 verbundene Stange 68, und einen Schaufel-Aktuator 69, der eingerichtet ist, die Stange 68 vor-und zurück zu bewegen um Winkel der Leitschaufeln 67 zu verändern. Werden die Leitschaufeln 67 durch den Schaufel-Aktuator 69 und die Stange 68 in eine Schließrichtung verfahren (in eine solche Richtung, dass ein Abstand zwischen angrenzenden Leitschaufeln 67 abnimmt) verringert sich ein Bereich einer Passage des Abgases, und die Strömungsgeschwindigkeit des auf die Turbine 62 treffenden Abgases nimmt zu. Daher kann die Turbine 62 selbst dann in einem Betriebszustand (zum Beispiel einem niedertourigen Bereich) bei hoher Drehzahl drehen, in dem die Strömungsrate des Abgases niedrig ist, und somit kann der Verdichtungsdruck erhöht werden. Hingegen wird in einem Zustand, in dem die Strömungsgeschwindigkeit des Abgases hoch ist, das Strömen des Abgases gestört, wenn die Leitschaufeln 67 nahezu geschlossen sind. Daher werden die Leitschaufeln 67 durch den Schaufel-Aktuator 69 und die Stange 68 in eine Öffnungsrichtung angetrieben (in eine solche Richtung, dass der Abstand zwischen den angrenzenden Leitschaufeln 67 zunimmt).
Bei der vorliegenden Ausführungsform kann ein Öffnungsgrad der Schaufel (also ein Öffnungsgrad j eder Leitschaufel 67) während dem Betrieb des Motors auf weniger als 10 % im Minimum verringert werden, insbesondere auf 7 %. Genauer wird, wie in 7A gezeigt, eine Hubstellung der Stange 68, wenn die angrenzenden Leitschaufeln 67 einander kontaktieren, um die Passage des Abgases vollständig zu schließen, als 0 mm betrachtet, und eine Bewegungsdistanz (mm) der Stange 68, wenn sich die Stange 68 aus der Position von 0 mm in solch eine Richtung bewegt, dass sich die Leitschaufeln 67 öffnen, als ein Schaufelhub S betrachtet (vgl. 7B). Ferner wird ein Maximalwert des Schaufelhubs S mit Smax bezeichnet und ein durch die Formel „S/Smax>< 100“ erhaltener Wert ist ein Schaufelöffnungsgrad (%). Genauer wird der Öffnungsgrad der Schaufeln als 0% betrachtet, wenn die Leitschaufeln 67 einander kontaktieren, und der Öffnungsgrad der Schaufeln nimmt zu, sobald sich die Leitschaufeln 67 öffnen. Der Schaufelöffnungsgrad bei maximal geöffneten Leitschaufeln 67 ist 100 %. Sobald der Schaufelöffnungsgrad abnimmt, nimmt eine die Strömungsgeschwindigkeit des Abgases beschleunigende Wirkung zu. Nimmt jedoch der Schaufelöffnungsgrad ab, nimmt ein Einfluss auf die Strömungsgeschwindigkeit des Abgases durch einen Steuerfehler des Schaufelhubs zu. Die Steuerung des Schaufelhubs erfordert daher Genauigkeit. Bei der vorliegenden Ausführungsform kommt als ein Antriebssystem ein Hochleistungssystem wie etwa der Schaufel-Aktuator 69 und dergleichen zum Einsatz, das in der Lage ist, eine exakte Steuerung durchzuführen, und der Schaufelöffnungsgrad während des Betriebs des Motors kann auf mindestens 7 % verringert werden.
Als nächstes wird mithilfe eines Blockdiagramms aus 8 ein Steuersystem für den Motor erläutert. Wie in 8 gezeigt ist, wird der Dieselmotor der vorliegenden Ausführungsform vollständig durch ein PCM 70 (Power Train Control Module, dt.: Steuermodul für einen Antriebsstrang) gesteuert. Es ist hinreichend bekannt, dass das PCM 70 ein durch eine CPU (Central Processing Unit), einen ROM (Read Only Memory, dt. Festwertspeicher), einen RAM (Random Access Memory, dt. Direktzugriffsspeicher) etc. gebildet ist.
Das PCM 70 ist elektrisch mit verschiedenen Sensoren verbunden, die eingerichtet sind, Betriebszustände des Motors zu detektieren. Um genauer zu sein, ist der Motor oder das Fahrzeug mit verschiedenen Sensoren bereitgestellt, beinhaltend: einen Luftmassensensor SN1, der eingerichtet ist, eine Strömungsmenge (Betrag an Ansaugluft) der durch die Ansaugpassage 30 angesaugten Luft zu detektieren; einen Motordrehzahlsensor SN2, der eingerichtet ist, eine Drehzahl (Motordrehzahl) der Kurbelwelle 7 zu detektieren; und einen Gaspedalöffnungsgradsensor SN3, der eingerichtet ist, einen Öffnungsgrad eines durch einen Fahrer, der das Fahrzeug fährt, bedienten Gaspedals (nicht gezeigt) zu detektieren. Informationsteile, die durch die verschiedenen obenstehenden Sensoren detektiert wurden, werden dem PCM 70 als elektrische Signale eingegeben.
Das PCM 70 steuert die jeweiligen Abschnitte des Motors, während es auf Grundlage der Eingabesignale von den verschiedenen obenstehenden Sensoren, verschiedene Bestimmungen, Berechnungen und dergleichen ausführt. Genauer ist das PCM 70 elektrisch mit den jeweiligen Abschnitten verbunden, wie etwa dem Injektor 20, der Drosselklappe 36, dem AGR-Ventil 53 und dem Schaufel-Aktuator 69 und gibt auf Grundlage von Ergebnissen der obenstehenden Berechnungen und dergleichen Antriebssteuersignale an diese Abschnitte aus.
Beispielsweise bestimmt das PCM 70 nacheinander den Betriebszustand des Motors auf Grundlage der Signale von dem Luftmassensensor SN1, dem Motordrehzahlsensor SN2, dem Gaspedal-Öffnungsgradsensor SN3 etc. und steuert auf Grundlage des Betriebszustands des Motors den variablen Schaufelmechanismus 66 des Turboladers 60, ein Einspritzmuster (einen Einspritzzeitpunkt und eine Einspritzmenge) des Kraftstoffs von dem Injektor 20, und dergleichen.
9 zeigt das Einspritzmuster des Kraftstoffs in einem Bereich extremer Niedriglast A0, der in einem Niedriglast/Niederdrehzahl-Bereich beinhaltend einen lastfreien Zustand (einen Leerlaufzustand in dem der Öffnungsrad des Gaspedales Null ist) des Motors festgelegt ist. Wie in 9 gezeigt, steuert das PCM 70, in dem Bereich extremer Niedriglast A0 des Motors, den Injektor 20 in der Weise, dass vor und nach dem oberen Verdichtungs-Totpunkt (Oberer Totpunkt, wenn ein Verdichtungshub beendet ist) der Kraftstoff, währenddessen er in mehrere Teile unterteilt ist, eingespritzt wird. Genauer wird in dem Beispiel aus 9 die Voreinspritzung Qp dreimal vor dem oberen Verdichtungs-Totpunkt ausgeführt und eine Haupteinspritzung Qm wird nach der Voreinspritzung Qp einmalig in der Umgebung des oberen Verdichtungs-Totpunkts ausgeführt. Die Voreinspritzung Qp und die Haupteinspritzung Qm werden zu einem solchen Zeitpunkt ausgeführt, dass zumindest ein Teil des von dem Injektor 20 eingespritzten Kraftstoffs (Sprühnebel F in 4 und 5) in der Kavität 10 gespeichert wird.
Während dem Betrieb in dem Bereich A0 extremer Niedriglast, steuert das PCM 70 den Schaufel-Aktuator 69 des Turboladers 60 derart, dass ein Schaufelöffnungsgrad des variablen Schaufelmechanismus 66 ein Minimalwert (in der vorliegenden Ausführungsform 7 %) eines Steuerbereichs wird.
(2) Ausführungsform 2
10 ist ein Diagramm, das eine Gesamtkonfiguration des Dieselmotors gemäß Ausführungsform 2 der vorliegenden Erfindung zeigt. Der Dieselmotor der Ausführungsform 2 ist der gleiche wie der Dieselmotor aus Ausführungsform 1, mit Ausnahme der Spezifikationen des Motorhauptkörpers und des Aufbaus des Turboladers. Daher werden im Folgenden hauptsächlich die Unterschiede zu Ausführungsform 1 erläutert.
Der Motor aus Ausführungsform 2 umfasst einen Reihenvierzylinder-Hauptkörper 1', ähnlich dem Motorhauptkörper aus Ausführungsform 1, doch die Spezifikationen wie etwa die Gesamtverschiebung und das Verdichtungsverhältnis sind unterschiedlich. Genauer ist die Gesamtverschiebung des Motorhauptkörpers 1' 2,2 L (2.188 cc) und das geometrische Verdichtungsverhältnis von jedem der Zylinder 2 wird auf 14,30 festgelegt.
Ferner wird bei dem Motor aus Ausführungsform 2 der Schließzeitpunkt des Einlassventils 18 auf 26° Kurbelwinkel ABDC (nach dem unteren Totpunkt) festgelegt, und das effektive Verdichtungsverhältnis von jedem Zylinder 2 wird auf Grundlage dieses Schließzeitpunkts des Einlassventils 18 auf 13,56 festgelegt.
Hingegen wird, wie bei Ausführungsform 1, der Schließzeitpunkt des Auslassventils 19 auf eine Schubseite von 10°Kurbelwinkel ATDC (nach dem oberen Totpunkt) festgelegt, beispielsweise 8° Kurbelwinkel ATDC. Ferner ist wie bei Ausführungsform 1, kein Mechanismus bereitgestellt, um die Öffnungs-/Schließcharakteristik (die Öffnungs-und Schließzeitpunkte und den Hubbetrag) des Einlassventils 18 und des Auslassventils 19 verändern.
Wie in 10 gezeigt ist, beinhaltet der Motor aus Ausführungsform 2 zwei Turbolader 80 und 90, die sich bezüglich Größe voneinander unterscheiden (nachfolgend als ein kleiner Turbolader 80 und ein großer Turbolader 90 bezeichnet). Genauer ist ein Turbolader der vorliegenden Ausführungsform eine sogenannter Zwei-Stufen-Turbolader.
An der Ansaugpassage 30 ist ein Verdichter 91 des großen Turboladers 90 bereitgestellt, um sich stromaufwärts eines Verdichters 81 des kleinen Turboladers 80 zu befinden, und eine Turbine 92 des großem Turboladers 90 ist an der Auslasspassage 40 bereitgestellt, um sich stromabwärts einer Turbine 82 des kleinen Turboladers 80 zu befinden. Dann werden der Verdichter 91 und die Turbine 92 des großen Turboladers 90 gebildet, um jeweils bezüglich der Größe größer zu sein als der Verdichter 81 und die Turbine 82 des kleinen Turboladers 80.
Die Ansaugpassage 30 ist mit einer Bypass-Passage 83 zum Umgehen des Verdichters 81 des kleinen Turboladers 80 bereitgestellt, und ein öffenbares/schließbares Bypass-Ventil 84 ist an der Bypass-Passage 83 bereitgestellt.
Die Auslasspassage 40 ist bereitgestellt mit: einer Bypass-Passage 85 zum Umgehen der Turbine 82 des kleinen Turboladers 80; und einer Bypass-Passage 95 zum Umgehen der Turbine 92 des großen Turboladers 90. Die Bypass-Passagen 85 und 95 sind jeweils mit öffenbaren/schließbaren Wastegate-Ventilen 86 und 96 bereitgestellt.
Das Bypass-Ventil 84 und die Wastegate-Ventile 86 und 96 werden derart gesteuert, dass der kleine Turbolader 80 und der große Turbolader 90 wahlweise in Abhängigkeit des Betriebszustands des Motors genutzt werden. Beispielsweise wird in dem Niederdrehzahlbereich, in dem die Strömungsrate des Abgases gering ist, Verdichtung durch den kleinen Turbolader 80 durchgeführt, indem zumindest das Bypass-Ventil 84 und das Wastegate-Ventil 86 geschlossen werden. Hingegen sind in einem Hochdrehzahlbereich, in dem die Strömungsrate des Abgases hoch ist, das Bypass-Ventil 84 und das Wastegate-Ventil 86 offen und das Wastegate-Ventil 96 wird geschlossen. Damit wird in dem Hochdrehzahlbereich des Motors Verdichtung durch den großen Turbolader 90 durchgeführt, und Verdichtung durch den kleinen Turbolader 80 angehalten.
Mit Ausnahme der obenstehenden Angaben sind die Konfigurationen und Steuerdetails des Motors aus Ausführungsform 2 grundsätzlich die gleichen wie die des Motors aus Ausführungsform 1. Beispielsweise wird die Kraftstoffeinspritzung durch das Einspritzmuster, das dem in 9 gezeigten Einspritzmuster ähnelt, in dem Motor aus Ausführungsform 2 in dem Niederdrehzahl-/Niedriglastbereich beinhaltend den lastfreien (Leerlauf-) Zustand, durchgeführt. Um genauer zu sein, veranlasst das PCM 70 den Injektor 20, den Kraftstoff dreimal durch die Voreinspritzung Qp einzuspritzen und einmal durch die Haupteinspritzung Qm einzuspritzen, an Zeitpunkten einzuspritzen, die derart sind, dass zumindest ein Teil des von dem Injektor 20 eingespritzten Kraftstoffs (Sprühnebel F) in der Kavität 10 des Kolbens gespeichert wird. Es sei angemerkt, dass aufgrund der Tatsache, dass die Gesamtverschiebung des Motors aus Ausführungsform 2 größer ist als die aus Ausführungsform 1, eine Gesamteinspritzmenge des Injektors 20 größer wird als in Ausführungsform 1.
(3) Maßnahmen
Gemäß jedem der Dieselmotoren aus den obenstehend erläuterten Ausführungsformen 1 und 2, kann die Verbrennungsstabilität in einem Niedriglastbereich, in dem die Kraftstoffeinspritzmenge klein ist (und daher die Zündbarkeit zu Verschlechterung neigt), auf angemessene Weise sichergestellt werden, währenddessen die Menge an erzeugtem NOx auf ein solches Maß verringert wird, dass kein NOx-Katalysator erforderlich ist.
Genauer wendet Ausführungsform 1, die den Vierzylinder-Dieselmotor mit der Gesamtverschiebung von 1,5 L beschreibt, die Verdichtungsverhältnisse, die extrem niedrig sind, als die Verdichtungsverhältnisse der Dieselmotoren an, das bedeutet, das geometrische Verdichtungsverhältnis beträgt 14,80 und dass effektive Verdichtungsverhältnis beträgt 14,45. Auf ähnliche Weise wendet Ausführungsform 2, die den Vierzylinder-Dieselmotor mit der Gesamtverschiebung von 2,2 L beschreibt, die Verdichtungsverhältnisse, die extrem niedrig sind, als die Verdichtungsverhältnisse der Dieselmotoren an, das bedeutet, das geometrische Verdichtungsverhältnis ist 14,30 und das effektive Verdichtungsverhältnis ist 13,56. Daher beginnt in jedem der Dieselmotoren der Ausführungsformen 1 und 2 die Verbrennung in einem Zustand, in dem Luft und Kraftstoff auf angemessene Weise vermischt werden, und die Verbrennungstemperatur niedrig gehalten wird. Damit wird die Menge an erzeugtem NOx auf angemessene Weise klein, so dass ein spezieller Katalysator oder dergleichen, der NOx behandelt, nicht in der Auslasspassage 40 bereitgestellt wird, und die Menge an ausgestoßenen NOx kann auf einen angemessen niedrigen Pegel gesenkt werden.
In dem Dieselmotor mit den wie obenstehend niedrigen Verdichtungsverhältnissen kann jedoch in einer Situation, in der die Temperatur einer Wandoberfläche des Zylinders 2 niedrig und die erzeugte Wärmemenge klein ist, insbesondere in einem lastfreien Zustand (Leerlauf) in einem Kaltzustand, eine Zylinder-interne Gegebenheit (Temperatur und Druck), die in der Lage ist, den Kraftstoff zu zünden, nicht realisiert werden und es kann im schlimmsten Fall zu einer Fehlzündung kommen. Um diese Probleme zu lösen, wird in Ausführungsform 1 der sogenannte Turbolader variabler Geometrie (VGT) beinhaltend den variablen Schaufelmechanismus 66 als der Turbolader 60 verwendet, und der Schaufelöffnungsgrad in dem Bereich extremer Niedriglast A0 beinhaltend den lastfreien Zustand wird auf weniger als 10 % (genauer 7%) verringert. Daher kann selbst bei einer Bedingung, bei der die Strömungsrate des Abgases ursprünglich niedrig ist, der Zylinderinnendruck durch angemessenes Ausbringen der Verdichtungsleistung erhöht werden, und dies kann die Zündbarkeit verbessern. Ferner ist der zweistufige Turbolader, der sich aus dem kleinen Turbolader 80 und dem großen Turbolader 90 zusammensetzt, als der Turbolader der Ausführungsform 2 verwendet. Während dem Betrieb in dem Bereich A0 extremer Niedriglast wird die Verdichtung mithilfe des kleinen Turboladers 80 durchgeführt, der ein verhältnismäßig geringes Gewicht besitzt (Trägheitsmoment) und kann selbst mit einer kleinen Menge Abgas betrieben werden. Daher kann die Verdichtungsleistung auf angemessene Weise ausgebracht werden, und dies kann die Zündbarkeit verbessern. Damit kann selbst in einem Zustand, wie etwa einem Kalt-oder lastfreien Zustand, in dem die Durchführung der Zündung schwierig ist, der Kraftstoff zuverlässig gezündet werden, und die angemessene Verbrennungsstabilität kann sichergestellt werden.
Insbesondere wird bei den Ausführungsformen 1 und 2 der Kraftstoff während des Betriebs in dem Bereich extremer Niedriglast A0 von dem Injektor 20 eingespritzt, währenddessen er in mehrere Teile unterteilt wird, an Zeitpunkten, die derart sind, dass zumindest ein Teil des Sprühnebels F in der Kavität 10 des Kolbens 4 gespeichert wird. Daher kann in der Kavität 10 das leicht zündbare fette Kraftstoff-Luft-Gemisch gebildet werden. Somit kann die Zündbarkeit wirksam verbessert und die hohe Verbrennungsstabilität sichergestellt werden. Genauer wird in einem Fall, bei dem der Kraftstoff eingespritzt wird, währenddessen er in mehrere Teile unterteilt wird (in jeder der Ausführungsformen 1 und 2 vier Teile beinhaltend die dreimalige Voreinspritzung Qp, und die einmalige Haupteinspritzung Qm) die Kraftstoffmenge pro Einspritzvorgang kleiner als der in einem Fall, in dem ein benötigter Kraftstoffbetrag einmalig eingespritzt wird. Daher wird eine Durchdringung des Sprühnebels F schwach. Damit neigt der Sprühnebel F beispielsweise dazu, sich an dem konkaven Umfangsabschnitt 12 der Kavität 10 und seiner Umgebung zu sammeln. Daher kann, obwohl die Gesamteinspritzmenge gering ist, das fette Kraftstoff-Luft-Gemisch lokal gebildet werden, und dies kann die Zündung des Kraftstoffs fördern.
(4) Verallgemeinerung von Bedingungen
Zusätzlich zu den Dieselmotoren der Ausführungsformen 1 und 2, dachten die vorliegenden Erfinder ferner die Produktion verschiedener Dieselmotoren mit zu Ausführungsform 1 und 2 gleichwertigen Eigenschaften an (also Dieselmotoren, die keinen NOx-Katalysator erfordern und die hervorragende Verbrennungsstabilität besitzen) und haben die Bedingungen hierfür erforscht. Dann werden die in 11 gezeigten Ergebnisse erzielt.
11 ist ein Schaubild, das die Bedingungen eines effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e und einer Gesamtverlagerung V zeigt, die erforderlich sind, um den Dieselmotor mit den zu Ausführungsformen 1 und 2 gleichwertigen Eigenschaften zu realisieren. Wie in den Ausführungsformen 1 und 2 erläutert, ist das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e ein Verhältnis eines Volumens der Brennkammer, wenn das Ansaugventil geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich der Kolben an dem oberen Totpunkt befindet. Das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e ist wiedergegeben durch die untenstehende Formel (3).
$ε_{e} = 1 + {(ε - 1) / 2} \times {L + 1 - cos θ− {(L^{2} - {sin}^{2} θ)}^{1 / 2}}$
In Formel (3) bezeichnet Σ das geometrische Verdichtungsverhältnis, θ bezeichnet einen Schließzeitpunkt des Ansaugventils (Stufe des BTDC) und L wird wiedergegeben durch „Länge Pleuelstange/Kurbelradius“.
Es sei angemerkt, dass die das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e definierende Formel (3) eine Formel für einen Fall ist, bei dem eine Mitte der Kurbelwelle mit einer Zylinderachse übereinstimmt. Ist die Kurbelwelle bezüglich der Zylinderachse versetzt, wird das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e unter Verwendung des Verschiebungsbetrags durch die untenstehende Formel (4) dargestellt.
$ε_{e} = 1 + {(ε - 1) / 2} \times {[{{(L + 1)}^{2} - e^{2}}}^{1 / 2} - cos (θ + ϕ) - {L^{2} - (sin (θ + ϕ) {- e)}^{2}}^{1 / 2}]$
In Formel (4) wird e wiedergegeben durch „Verschiebungsbetrag/Kurbelradius“ und ϕ wird wiedergegeben durch „tan^-1[e/{(1+L)²-e²}^1/2].“
In dem Schaubild aus 11 ist die Gesamtverschiebung V auf einen Bereich von 1,0 bis 3,0 L begrenzt. Dies liegt daran, dass das Schaubild hauptsächlich auf in Fahrzeugen (Personenfahrzeugen) verbaute Dieselmotoren abzielt.
Gemäß den Studien der Erfinder der vorliegenden Erfindung kann in einem Fall, in dem das durch Formel (3) oder (4) definierte effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e bezüglich der Gesamtverschiebung V auf einen Wert innerhalb eines in 11 gezeigten Bereichs X oder Y festgelegt ist, sowohl die Sicherstellung der Verbrennungsstabilität als auch die Weglassung des NOx-Katalysators realisiert werden.
Die in 11 gezeigten Bereiche X und Y sind insbesondere durch Geraden L1, L2 und L3 definiert. Unter diesen Geraden zeigt die sich an einer untersten Seite befindende Gerade L1 eine untere Grenze des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, das in der Lage ist, die Verbrennungsstabilität in einem Fall sicherzustellen, in dem ein Zwei-Stufen-Turbolader (kleiner und großer Turbolader) ähnlich der Ausführungsform 2 an einem Motor verbaut ist, und diese Bedingung kann aufgrund von später beschriebenen Gründen, (die Einheit der Gesamtverschiebung V ist L (Liter)) dargestellt werden durch ℇ_e= -0,67×V+15,0". Genauer kann hinsichtlich des Dieselmotors beinhaltend den Zweistufen-Turbolader die in der Praxis erforderliche Verbrennungsstabilität sichergestellt werden, und der Kraftstoff kann selbst unter erschwerten Bedingungen, wie etwa während eines lastfreien Betriebs (Leerlaufbetrieb) in einem Kaltzustand, gezündet werden, wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e auf einen Wert festgelegt wird, der sich auf der Geraden L1 (-0,67×V+15,0) befindet.
Ferner zeigt die geringfügig oberhalb der Geraden L1 in 11 gesetzte Gerade L2 einen unteren Grenzwert des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, das in der Lage ist, die Verbrennungsstabilität in einem Fall sicherzustellen, bei dem ein einzelner Turbolader variabler Geometrie (einzelner VGT) ähnlich der Ausführungsform 1 an einem Motor verbaut ist, und diese Bedingung kann aufgrund von später zu beschreibenden Gründen (die Einheit der Gesamtverschiebung V ist L (Liter)), dargestellt werden durch „ℇ_e= -0,67×V+15,2“. Genauer kann hinsichtlich des Dieselmotors beinhaltend den Turbolader variabler Geometrie, wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e auf einen Wert auf der Geraden L2 (-0,67xV+15,2) oder größer festgelegt ist, die in der Praxis erforderliche Verbrennungsstabilität sichergestellt werden.
Ferner zeigt die an einer obersten Seite in 11 gesetzte Gerade L3 einen oberen Grenzwert des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, zum Unterbinden der durch die Verbrennung erzeugten Menge an NOx auf eine derart niedrige Stufe, dass der NOx-Katalysator entfallen kann, und diese Bedingung kann wiedergegeben werden durch „ℇ_e = 14,8“. Genauer kann ein Anstieg der Verbrennungstemperatur auf eine Temperatur verhindert werden, die derart hoch ist, dass eine große Menge NOx entsteht, und der NOx-Katalysator kann entfallen, wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e 14,8 oder weniger ist.
In 11 ist der Bereich X ein Bereich, der zwischen der Geraden L1 und der Geraden L3 definiert ist, und der Bereich Y ist ein Bereich, der zwischen der Geraden L2 und der Geraden L3 definiert ist. Diese Bereiche X und Y sind jeweils dargestellt durch die untenstehenden Ungleichheiten (2) und (1).
Ungleichheit darstellend Bereich X $- 0,67 \times V + 15,0 \leq ε_{e} \leq 14,8$
Ungleichheit darstellend Bereich Y $- 0,67 \times V + 15,2 \leq ε_{e} \leq 14,8$
Die Reichweite des durch die Ungleichheit (2) dargestellten Bereichs X zeigt die Bedingung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, das der Dieselmotor erfüllen sollte, an dem der Zwei-Stufen-Turbolader verbaut ist, und die Reichweite des durch die Ungleichheit (1) dargestellten Bereichs Y zeigt die Bedingung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, das der Dieselmotor erfüllen sollte, an dem der Turbolader variabler Geometrie verbaut ist. Genauer wird bei dem Fall des Dieselmotors, an dem der Zwei-Stufen-Turbolader verbaut ist, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e in der Weise festgelegt, um Ungleichheit (2) zu erfüllen (also ist das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e, innerhalb des Bereichs X festgelegt). Damit können sowohl die Sicherstellung der Verbrennungsstabilität und das Weglassen des NOx-Katalysators realisiert werden. Bei dem Fall des Dieselmotors, bei dem der Turbolader variabler Geometrie verbaut ist, wird das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e in der Weise festgelegt, um Ungleichheit (1) zu erfüllen (also ist das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e, innerhalb des Bereichs Y festgelegt). Damit können sowohl die Verbrennungsstabilität gesichert als auch die Weglassung des NOx Katalysators verwirklicht werden.
Die 13 und 13 sind schematische Diagramme zur simplen Erläuterung einer durch die Erfinder der vorliegenden Erfindung durchgeführten Studie, um die obenstehenden Schlüsse ableiten zu können. Bei dieser Studie wurde vom Gesichtspunkt, ob der Kraftstoff zuverlässig gezündet werden kann oder nicht, die Zylinder-interne Gegebenheit zu Bedingungen ergründet, die (i) ein lastfreier Zustand, bei dem der Öffnungsgrad des Gaspedals null ist, sind, (ii) ein Zustand sind, bei dem die Motordrehzahl 2.000 UpM betrug, (iii) eine Außenlufttemperatur von -25°C, (iv) eine Ansaugtemperatur von -10°C, und (v) eine Höhe von 3.000 Meter sind.
Bei dieser Studie wird zunächst das Konzept des „Zündbarkeitsindex“ eingeführt. Der Zündbarkeitsindex bezeichnet einen Index, der zeigt, inwieweit die Zylinder-interne Gegebenheit für die Zündung des Kraftstoffs vorteilhaft ist und ist ein Wert, der in engem Bezug zu einer Zeit (Zündverzögerung) steht, ab der Einspritzung des Kraftstoffs bis zur Zündung des Kraftstoffs. Genauer wird die Zündverzögerung desto kürzer, je kleiner der Zündbarkeitsindex ist und im Ergebnis wird die Zylinder-interne Gegebenheit realisiert, die vorteilhaft für die Einspritzung ist.
Wird der Zündbarkeitsindex durch Z gezeigt, wird Z durch die untenstehende Formel (5) angezeigt.
$Z = A \times P_{TDC}^{B} \times exp (1 / T_{TDC}) C \times {NE}^{D} \times {CCLD}^{E}$
In Formel 5 bezeichnet P_TDC den Zylinderinnendruck beim oberen Verdichtungstotpunkt, wenn keine Verbrennung durchgeführt wird, T_TDC bezeichnet eine Innentemperatur des Zylinders am oberen Verdichtungs-Totpunkt, wenn keine Verbrennung durchgeführt wird, NE bezeichnet die Drehzahl des Motors und CCLD bezeichnet eine Zylinder-interne Sauerstoffkonzentration (d.h. eine Sauerstoffkonzentration vor der Verbrennung). Ferner sind A, B, C, D und E Konstanten. Unter diesen Konstanten sind A, C und D positive Werte und B und E sind negative Werte. Daher wird der Zündbarkeitsindex Z kleiner (d.h. die Zündverzögerung wird kürzer), sobald der Zylinderinnendruck, die Innentemperatur des Zylinders und die Zylinder-interne Sauerstoffkonzentration ansteigen. Ferner wird der Zündbarkeitsindex Z größer, sobald die Motordrehzahl ansteigt (d.h. die Zündverzögerung wird länger).
Die Anmelderin der vorliegenden Erfindung hat bereits den Dieselmotor auf den Markt gebracht, dessen Verdichtungsverhältnisse dahingehend festgelegt wurden, um ausgesprochen niedrig zu sein und es wurde bereits bestätigt, dass die Zündbarkeit eines solchen Dieselmotors (nachfolgend als „vorangegangener Motor“ bezeichnet) selbst unter der schwierigen Gegebenheit sichergestellt ist, die obenstehend durch (i) bis (v) erläutert ist. Somit haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung mithilfe des vorangegangenen Motors als Ausgangspunkt ähnlich wie obenstehend die Bedingungen zum Sicherstellen der Zündbarkeit ergründet.
Insbesondere ist der obenstehende, vorangegangene, durch die Erfinderin auf den Markt gebrachte Motor ein Vierzylinder-Dieselmotor mit einer Gesamtverschiebung von 2,2 L (2.188 cc) und dem effektiven Verdichtungsverhältnis von 13, 28 und beinhaltet den Zwei-Stufen-Turbolader. Der vorangegangene Motor beinhaltet ferner einen Hubänderungsmechanismus, der dahingehend eingerichtet ist, zu schalten, um das Auslassventil während eines Ansaugtakts erneut zu öffnen oder nicht. In dem NiedriglastBereich des Motors beinhaltend den lastfreien Zustand, wird das Auslassventil während des Ansaugtakts erneut durch den Hubänderungsmechanismus geöffnet um die interne AGR zu realisieren, die dafür sorgt, dass das Abgas in dem Zylinder verbleibt. Damit steigt die Zylinder-interne Temperatur an (die Zündbarkeit wird verbessert).
Das Schaubild aus 11 zeigt den vorangegangenen Motor als eine Grafik p. Gemäß dem vorangegangenen Motor wird die interne AGR in dem obenstehend erläuterten Niedriglastbereich durchgeführt. Da durch die interne AGR die Zündbarkeit verbessert wird, kann das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e weiter verringert werden. Daher befindet sich das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e der grafischen Darstellung p, welche den vorstehenden Motor zeigt, weiter unten als der Bereich X.
Zunächst haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung den Zündbarkeitsindex Z, gezeigt durch die grafische Darstellung p des vorangegangenen Motors unter der schwierigen Gegebenheit obenstehend von (i) bis (v) berechnet, und der erhaltene Wert wird mit Z1 bezeichnet. Ist der Zündbarkeitsindex Z eines Motors mit der Verschiebung von 2,2 L Z1, kann die gleiche Zündbarkeit sichergestellt werden wie in dem vorangegangenen Motor. Bei einer solchen Voraussetzung gingen die Erfinder der vorliegenden Erfindung davon aus, dass der Hubänderungsmechanismus zur Durchführung der internen AGR im 2,2-Liter Motor entfällt und haben Bedingungen ergründet, durch die der gleiche Zündbarkeitsindex Z1 wie bei dem vorangegangenen Motor erhalten werden kann, selbst wenn der Hubänderungsmechanismus entfällt. Im Ergebnis gelangten die Erfinder der vorliegenden Erfindung zu dem Ergebnis, dass wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e von 13,28 des vorangegangenen Motors auf 13,56 ansteigt, der Zündbarkeitsindex zum gleichen Wert (Z1) wird, wie der vorstehende Motor. Genauer gleicht, wie dies durch ein Balkendiagramm aus (q1) in 12 gezeigt ist, wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e auf 13,56 ansteigt, die Verbesserung der Zündbarkeit die durch das Weglassen des Hubänderungsmechanismus (Anstieg und Abnahme des Zündbarkeitsindex Z ist jeweils α1) verursachte Verschlechterung der Zündbarkeit aus. Im Ergebnis wird der Zündbarkeitsindex auf dem gleichen Wert (Z1) gehalten, wie der vorangegangene Motor.
Das obenstehende Ergebnis ist durch eine grafische Darstellung q1 in 11 gezeigt. Genauer ist der durch die grafische Darstellung q1 gezeigte Motor ein Dieselmotor, der das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e von 13,56 besitzt, beinhaltend den Zwei-Stufen-Turbolader, nicht beinhaltend den Hubmechanismus und die Gesamtverschiebung von 2,2 L besitzt. Ausführungsform 2 verkörpert den durch die grafische Darstellung q1 gezeigten Dieselmotor.
Die Erfinder der vorliegenden Erfindung gehen ferner davon aus, dass zusätzlich zur Weglassung des Hubmechanismus des vorangegangenen Motors, der Zwei-Stufen-Turbolader mit dem einzelnen Turbolader variabler Geometrie ersetzt wird (single VGT) und haben die Bedingung des hierfür benötigten effektiven Verdichtungsverhältnisses ε_e ergründet. Dann sind die Erfinder der vorliegenden Erfindung zu Ergebnissen gelangt, dass der Zündbarkeitsindex Z durch Erhöhung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ε_e von 13,28 auf 13,70 und Verringern des Schaufelöffnungsgrads des variablen Schaufelmechanismus auf 7 % zum gleichen Wert (Z1) wird, wie bei dem vorangegangenen Motor. Genauer, wie durch ein Balkendiagramm aus (q2) in FIG, 12 gezeigt ist, in einem Fall, bei dem das effektive Verdichtungsverhältnis auf 13,70 ansteigt, und der Schaufelöffnungsgrad des Turboladers variabler Geometrie dahingehend gesteuert werden kann, um sich auf 7 % zu verringern, gleicht die Verbesserung der Zündbarkeit die durch das Weglassen des Hubänderungsmechanismus und das Weglassen des Zwei-Stufen-Turboladers verursachte Verschlechterung der Zündbarkeit aus (Anstieg und Abfall des Zündbarkeitsindizes Z werden zu α2). Im Ergebnis wird der Zündbarkeitsindex Z auf dem gleichen Wert (Z1) gehalten wie der vorangegangene Motor.
Das obenstehende Ergebnis ist durch eine grafische Darstellung q2 in 11 gezeigt. Genauer ist der durch Darstellung q2 gezeigte Motor ein Dieselmotor, der das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e von 13,70 besitzt, beinhaltend den einzelnen Turbolader variabler Geometrie, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7% zu verringern, der den Hubänderungsmechanismus nicht beinhaltet, und der die Gesamtverschiebung von 2,2 L besitzt.
Um den Schaufelöffnungsgrad auf 7% zu verringern, muss die Leistung des zum Antreiben der Leitschaufeln eingerichteten Antriebssystems beträchtlich hoch sein. Daher haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung angenommen, dass der Minimalwert des Schaufelöffnungsgrads geringfügig höher festgelegt ist, und haben die hierfür benötigte Bedingung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ε_e ergründet. Dann sind die Erfinder der vorliegenden Erfindung zu dem Ergebnis gelangt, dass wenn das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e auf 14,60 erhöht wird, die gleiche Zündbarkeit erzielt werden kann wie in dem vorangegangenen Motor, selbst wenn der Minimalwert des Schaufelöffnungsgrads 15 % ist. Genauer wird, wie durch ein Balkendiagramm (q3) in 12 gezeigt ist, die Verbesserung der Zündbarkeit insgesamt die gleiche wie in der Grafischen Darstellung q2 (α2), selbst wenn der Minimalwert des Schaufelöffnungsgrads 15 % ist. Im Ergebnis wird der Zündbarkeitsindex Z auf dem gleichen Wert (Z1) gehalten, wie bei dem vorangegangenen Motor.
Das obenstehende Ergebnis ist durch eine Grafische Darstellung q3 in 11 gezeigt. Genauer ist der durch die grafische Darstellung q3 gezeigte Motor ein Dieselmotor, der das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e von 14,60 besitzt, beinhaltend den Turbolader variabler Geometrie, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 15 % zu verringern, nicht beinhaltend den Hubänderungsmechanismus und besitzend die Gesamtverschiebung 2,2 L.
Als nächstes haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung Studien zur Realisierung eines Dieselmotors durchgeführt, der die von den Motoren durch die grafischen Darstellungen q1 bis q3 gezeigte verschiedene Totalverschiebung besitzt, jedoch die gleiche Zündbarkeit besitzt wie die durch die grafischen Darstellungen q1 bis q3 gezeigten Motoren. Genauer gingen die Erfinder der vorliegenden Erfindung davon aus, dass die Gesamtverschiebung 1,5 L ist und haben den in einem solchen Fall erforderlichen Zündbarkeitsindex Z berechnet. Wird die Gesamtverschiebung von 2,2 L auf 1,5 L verringert, nimmt die Menge an eingespritzten Kraftstoff ab, so dass ein lokales Äquivalenzverhältnis in dem Zylinder abnimmt. Dies bedeutet, dass die Zündverzögerung länger wird, es sei denn, in dem Zylinder wird die für die Zündung verteilhafte Bedingung realisiert. In dieser Hinsicht haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung verschiedentliche Studien durchgeführt und herausgefunden, dass der Zündbarkeitsindex Z, um den die Zündverzögerung des 1,5-Liter Motors die gleiche wird wie die des 2,2 Liter-Motors, und der erhaltene Wert wird mit Z2 bezeichnet. Wie in 13 gezeigt ist, ist der Soll-Zündbarkeitsindex Z2 des 1,5 Liter-Motors wertmäßig kleiner als der Zündbarkeitsindex Z1 des 2,2 Liter-Motors.
Zunächst haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung die Bedingung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e studiert, durch den der Zündbarkeitsindex Z des 1,5-Liter Dieselmotors beinhaltend den gleichen Zweistufen-Turbolader wie den durch die grafische Darstellung q1 veranschaulichten Motor zu Z2 wird. Im Ergebnis gelangten die Erfinder der vorliegenden Erfindung zu dem Schluss, dass der Zündbarkeitsindex Z durch Festlegen des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e auf 14,03 zu Z2 wird.
Das obenstehende Ergebnis ist durch eine grafische Darstellung in 11 gezeigt. Genauer ist der durch die Grafik r1 gezeigte Motor ein Dieselmotor mit dem effektiven Verdichtungsverhältnis ℇ_e von 14,03 beinhaltend den Zweistufen-Turbolader, nicht beinhaltend den Hubänderungsmechanismus, und mit der Gesamtverschiebung von 1,5 L.
Die Erfinder der vorliegenden Erfindung gehen ferner davon aus, dass in dem Motor der grafischen Darstellung r1, der Zweistufen-Turbolader durch den einzelnen Turbolader variabler Geometrie (Single VGT) ersetzt wird, und haben die hierfür erforderliche Bedingung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e ergründet. Die Erfinder der vorliegenden Erfindung sind dann zu Ergebnissen dahingehend gekommen, dass der Zündbarkeitsindex Z zum gleichen Wert (Z2) wird, wie der Motor der grafischen Darstellung r1, indem das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e von 14,03 auf 14,18 erhöht wird, und der Schaufelöffnungsgrad des variablen Schaufelmechanismus auf 7 % verringert wird. Genauer kann, wie durch ein Balkendiagramm (r2) in 13 gezeigt ist, in einem Fall, bei dem das effektive Verdichtungsverhältnis auf 14,18 erhöht wird und der Schaufelöffnungsgrad des Turboladers variabler Geometrie dahingehend gesteuert werden kann, um auf 7 % abgesenkt zu werden, die Verbesserung der Zündbarkeit dadurch die Verschlechterung durch die Weglassung des zweistufigen Turboladers (sowohl Anstieg als auch Abnahme des Zündindexes Z wird β1) ausgleichen. Im Ergebnis wird der Zündbarkeitsindex Z auf dem gleich Wert gehalten (Z2) wie der durch die grafische Darstellung r1 gezeigte Motor.
Das obenstehende Ergebnis ist durch eine grafische Darstellung r2 in 11 gezeigt. Genauer ist der durch Darstellung q2 gezeigte Motor ein Dieselmotor mit dem effektiven Verdichtungsverhältnis ℇ_e 14,18, beinhaltend den einzelnen Turbolader variabler Geometrie, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7% zu verringern, den Hubänderungsmechanismus nicht beinhaltet, und der die Gesamtverschiebung 1,5 L besitzt.
Eine grafische Darstellung r3, die sich in 11 über der grafischen Darstellung r2 befindet, zeigt ferner einen Motor, bei dem das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e zum Zwecke der verbesserten Zündbarkeit stärker erhöht wurde als das der grafischen Darstellung r2.
Genauer ist der durch Grafik r3 gezeigte Motor ein Dieselmotor mit dem effektiven Verdichtungsverhältnis ℇ_e von 14,45, des einzelnen Turboladers variabler Geometrie, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7% zu verringern, der keinen Hubänderungsmechanismus beinhaltet, und der die Gesamtverschiebung von 1,5L besitzt. Ausführungsform 1 verkörpert den Dieselmotor, der durch die grafische Darstellung r3 gezeigt ist.
Gemäß dem Motor steigt, wie in FIG, 3 gezeigt, durch Verbessern des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e die Verbesserung der Zündbarkeit von β1 auf β2 an, und im Ergebnis verbessert sich der Zündbarkeitsindex verglichen mit dem Motor der Darstellung r2 um (β1-β2) weiter.
Die Erfinder der vorliegenden Erfindung gehen davon aus, dass, wie bei Darstellung q3, der Minimalwert des Schaufelöffnungsgrads des Turboladers variabler Geometrie des 1,5-Liter -Motors auf 15 % ansteigt, und haben das in einem solchen Fall erforderliche Verdichtungsverhältnis ℇ_e studiert. Im Ergebnis kamen die Erfinder der vorliegenden Erfindung zu dem Schluss, dass das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e 15,07 beträgt. Der Wert „15,07“ kann jedoch nicht angewendet werden, da er 14,8 (Gerade L3) überschreitet, welche die Obergrenze des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e ist, wenn NOx berücksichtigt wird.
Wie obenstehend haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung Studien durchgeführt, dafür, dass jeder der Dieselmotoren verschiedener Verlagerungen, von denen jeder die gleiche Zündbarkeit besitzt (Verbrennungsstabilität, die in der Lage ist, selbst in einen kalten oder einem lastfreien Zustand Zündung durchzuführen) wie die bereits entwickelten, vorigen Dieselmotoren, realisiert wird durch eine einfache Konfiguration, bei der der Ventilwechselmechanismus zum Erhöhen der Menge an internen AGR entfällt. Im Ergebnis haben die Erfinder der vorliegenden Erfindung sechs Möglichkeiten erzielt, die in 11 durch die Grafischen Darstellungen q1 bis q3 und r1 bis r3 gezeigt sind. Dann wird die obenstehende Gerade L1 (ε_e = 0.67×V+15,0) erhalten durch Verknüpfen der grafischen Darstellungen q1 und r1, von denen angenommen wird, dass jede den zweistufigen Turbolader beinhaltet, und die obenstehende Gerade L2 (ε_e = -0.67×V+15.2) wird erhalten durch Koppeln der grafischen Darstellungen q2 und r2, von denen angenommen wird, dass jede den Turbolader variabler Geometrie beinhaltet, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7 % zu verringern. Ferner kann der obere Grenzwert des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e, bestimmt werden, um den die Menge an durch die Verbrennung erzeugtem NOx auf eine solchen Pegel verringert werden kann, dass der NOx-Katalysator entfallen kann, und damit wird die Gerade L3 (ℇ_e= 14,8) erhalten.
Dann wird aus dem obenstehenden Ergebnis der folgende Schluss gezogen.
Gemäß dem Dieselmotor beinhaltend den zweistufigen Turbolader können sowohl die Sicherstellung der Verbrennungsstabilität und das Weglasse des NOx-Katalysators durch Festlegen des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e innerhalb des Bereichs, der dargestellt wird durch Ungleichung (2) „-0.67×V+15.0 ≤ ε_e ≤ 14.8“ mithilfe der Funktion der Gesamtverschiebung V, das bedeutet innerhalb des Bereichs X aus 11, realisiert werden.
Ferner kann gemäß dem Dieselmotor beinhaltend den Turbolader mit variabler Geometrie, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7 % zu verringern, sowohl das Sichterstellen der Verbrennungsstabilität und das Weglassen des NOx-Katalysators durch Festlegen des effektiven Verdichtungsverhältnisses ℇ_e innerhalb des Bereichs, der dargestellt wird durch Ungleichung (1) „-0.67×V+15.2 ≤ ε_e ≤ 14.8“ mithilfe der Funktion der Gesamtverschiebung V, das bedeutet innerhalb des Bereichs Y aus 11, realisiert werden.
Gemäß einem Motor, bei dem der Schließzeitpunkt des Ansaugventils nicht verändert werden kann, wie in den Ausführungsformen 1 und 2, ist das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e immer konstant. Gemäß einem Motor, der einen Wechselmechanismus, wie etwa einen Ansaug-WT (Variable Ventilsteuerung, Mechanismus, der eingerichtet ist, die Öffnungs-und Schließzeitpunkte des Einlassventils zu verändern) ist das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e nicht konstant. Selbst in diesem Fall kann die notwendige Verbrennungsstabilität gewährleistet werden durch Veranlassen des effektiven Verdichtungsverhältnisses zumindest während dem lastfreien Zustand, um die Bedingung (Ungleichheit (1) oder (2)) aus 11 zu erfüllen. Mit anderen Worten kann gemäß dem Motor, der in der Lage ist, den Schließzeitpunkt des Ansaugventils zu ändern, das effektive Verdichtungsverhältnis während der anderen Betriebsbedingung niedriger sein als die Bedingung aus 11, solange das effektive Verdichtungsverhältnis während dem lastfreien Zustand die Bedingung aus 11 erfüllt.
Ferner hat jede der Ausführungsformen 1 und 2 den Vierzylinder-Dieselmotor erläutert. Wie jedoch aus den obenstehenden Details der Studien deutlich wird, können selbst bei Dieselmotoren, die sich von dem Vierzylinder-Dieselmotor unterscheiden, die Dieselmotoren besitzend die gleichen Eigenschaften (Wirkweisen) wie obenstehend , in der Weise produziert werden, dass das effektive Verdichtungsverhältnis , das die Bedingung aus 11 erfüllt, auf Grundlage der Gesamtverschiebung spezifiziert wird.
Ferner ist in der obenstehenden Erläuterung die Bedingung dafür, dass auf der Geraden L2 (ε_e = 0,67 × V + 15,2), welches die Untergrenze des Bereichs Y aus 11 ist, das effektive Verdichtungsverhältnis ε_e angewendet werden kann, dass der Motor den Turbolader variabler Geometrie beinhaltet, der in der Lage ist, den Schaufelöffnungsgrad auf 7 % zu verringern. Kann jedoch der Schaufelöffnungsgrad auf weniger als 10 % verringert werden, kann die geringfügige Verschlechterung der Zündbarkeit, die einem Wert entspricht, der erhalten wurde durch Subtrahieren von 7 % von weniger als 10% ausgeglichen werden, beispielsweise durch die anderen Einrichtungen zum Verbessern der Zündbarkeit. Daher kann die angemessene Zündstabilität sichergestellt werden, die in der Praxis angewendet werden kann.
Bezugszeichenliste

1: Motor-Hauptkörper
2: Zylinder
4: Kolben
4a: Kronenoberfläche
10: Kavität
18: Einlassventil
19: Auslassventil
20: Injektor (Einspritzvorrichtung)
30: Ansaugpassage
40: Auslasspassage
60: Turbolader
61: Verdichter
62: Turbine
67: Leitschaufel
80: Kleiner Turbolader
81: Verdichter
82: Turbine
90: Großer Turbolader
91: Verdichter
92: Turbine

Claims

Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff aus einer Einspritzvorrichtung (20) in einen Zylinder (2) eingespritzt wird, der Dieselmotor aufweisend einen Turbolader (60), der Turbolader (60) aufweisend: eine drehbar an einer Auslasspassage (40) bereitgestellte Turbine (62); einen drehbar an einer Ansaugpassage (30) bereitgestellten Verdichter (61), um zusammen mit der Turbine (62) drehbar zu sein; und eine Vielzahl von Leitschaufeln (67), die um die Turbine (62) bereitgestellt sind, um eine Strömungsgeschwindigkeit eines auf die Turbine (62) treffenden Abgases zu steuern, wobei Winkel der Leitschaufeln (67) veränderbar sind, wobei in einem Fall, in dem ein Verhältnis eines Volumens einer Brennkammer, wenn ein Einlassventil (18) geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich ein Kolben (4) an einem oberen Totpunkt befindet, als effektives Verdichtungsverhältnis ℇ_e bezeichnet wird, und eine Gesamtverlagerung des Motors mit V(L) bezeichnet wird, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e festgelegtwird, um der Formel (1) „-0,67><V+l 5,2< Σ_e≤14,8“ zu genügen, dadurch gekennzeichnet, dass der Dieselmotor keinen Ventilwechselmechanismus zum Erhöhen der Menge an internen AGR aufweist, wobei im Leerlaufbetrieb der Schaufelöffnungsgrad verringert wird, um die Zündbarkeit zu verbessern.
Dieselmotor nach Anspruch 1, wobei der Turbolader (60) derart eingerichtet ist, dass in einem Fall, in dem ein Öffnungsgrad der Leitschaufel (67), wenn die angrenzenden Leitschaufeln (67) geschlossen sind, um einander zu kontaktieren, als 0% betrachtet wird, und der Öffnungsgrad der Leitschaufel (67), wenn die Leitschaufeln (67) maximal geöffnet sind, als 100% betrachtet wird, der Öffnungsgrad der Leitschaufel (67) während eines Betriebs des Motors auf weniger als 10% im Minimum verringert werden darf.
Dieselmotor nach Anspruch 1 oder 2, wobei: an einer Scheitelfläche (4a) des Kolbens (4) eine konkave Kavität (10) gebildet ist, wobei die Scheitelfläche (4a) der Einspritzvorrichtung (20) gegenüberliegt; und die Einspritzvorrichtung (20) in zumindest einem Niedriglastbetrieb-Bereich beinhaltend einen lastfreien Status den Kraftstoff einspritzt, währenddessen der Kraftstoff in mehrere Teile unterteilt wird, zu Zeitpunkten, die derart sind, dass zumindest ein Teil eines Kraftstoffnebels in der Kavität (10) gespeichert wird.
Dieselmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei ein Schließzeitpunkt eines Auslassventils (19) an einer Schubseite auf 10° Kurbelwinkel nach einem oberen Totpunkt festgelegt wird.
Dieselmotor, der eingerichtet ist, einen Kraftstoff durch Selbstzündung zu verbrennen, wobei der Kraftstoff von einer Einspritzvorrichtung (20) in einen Zylinder (2) eingespritzt wird, der Dieselmotor aufweisend: einen kleinen Turbolader (80) beinhaltend eine Turbine (82), die drehbar an einer Auslasspassage (40) bereitgestellt ist, und einen Verdichter (81), der an einer Ansaugpassage (30) bereitgestellt ist, um zusammen mit der Turbine (82) drehbar zu sein; und einen großen Turbolader (90), beinhaltend eine drehbar an der Auslasspassage (40) bereitgestellte Turbine (92), wobei die Turbine (92) größer ist als die Turbine (82) des kleinen Turboladers (80) und einen Verdichter (91), der an einer Ansaugpassage (30) bereitgestellt ist, um zusammen mit der Turbine (92) des großen Turboladers (90) drehbar zu sein, wobei der Verdichter (91) größer ist als der Verdichter (81) des kleinen Turboladers (80), wobei in einem Fall, in dem ein Verhältnis eines Volumens einer Brennkammer, wenn ein Einlassventil (18) geschlossen ist, zu einem Volumen der Brennkammer, wenn sich ein Kolben (4) an einem oberen Totpunkt befindet, als effektives Verdichtungsverhältnis ℇ_e bezeichnet wird, und eine Gesamtverlagerung des Motors mit V(L) bezeichnet wird, das effektive Verdichtungsverhältnis ℇ_e festgelegt wird, um der Formel (1) „-0,67><V+15,0< Σ_e≤14,8“ zu genügen, dadurch gekennzeichnet, dass der Dieselmotor keinen Ventilwechselmechanismus zum Erhöhen der Menge an internen AGR aufweist, wobei im Leerlaufbetrieb die Verdichtung mithilfe des kleinen Turboladers (80) durchgeführt wird, um die Zündbarkeit zu verbessern.
Dieselmotor nach Anspruch 5, wobei an einer Scheitelfläche (4a) des Kolbens (4) eine konkave Kavität (10) gebildet ist, wobei die Scheitelfläche (4a) der Einspritzvorrichtung (20) gegenüberliegt; und die Einspritzvorrichtung (20) in zumindest einem Niedriglastbetrieb-Bereich beinhaltend einen lastfreien Status den Kraftstoff einspritzt, während der Kraftstoff in mehrere Teile unterteilt wird, zu Zeitpunkten, die derart sind, dass zumindest ein Teil eines Kraftstoffnebels in der Kavität (10) gespeichert wird.
Dieselmotor nach Anspruch 5 oder 6, wobei ein Schließzeitpunkt eines Auslassventils (19) an einer Schubseite von 10° Kurbelwinkel nach einem oberen Totpunkt festgelegt wird.