JP2000274286A - 直噴式ディーゼルエンジン - Google Patents

直噴式ディーゼルエンジン

Info

Publication number
JP2000274286A
JP2000274286A JP11076222A JP7622299A JP2000274286A JP 2000274286 A JP2000274286 A JP 2000274286A JP 11076222 A JP11076222 A JP 11076222A JP 7622299 A JP7622299 A JP 7622299A JP 2000274286 A JP2000274286 A JP 2000274286A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
fuel
diesel engine
fuel injection
engine
direct
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP11076222A
Other languages
English (en)
Inventor
Shuji Kimura
修二 木村
Eiji Aiyoshizawa
英二 相吉澤
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP11076222A priority Critical patent/JP2000274286A/ja
Priority to US09/525,054 priority patent/US6158413A/en
Priority to EP00105468A priority patent/EP1039111B1/en
Priority to DE60023204T priority patent/DE60023204T2/de
Publication of JP2000274286A publication Critical patent/JP2000274286A/ja
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/3011—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion
    • F02D41/3017—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used
    • F02D41/3035—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used a mode being the premixed charge compression-ignition mode
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L9/00—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically
    • F01L9/10—Valve-gear or valve arrangements actuated non-mechanically by fluid means, e.g. hydraulic
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B23/00—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation
    • F02B23/02—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition
    • F02B23/06—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition the combustion space being arranged in working piston
    • F02B23/0696—W-piston bowl, i.e. the combustion space having a central projection pointing towards the cylinder head and the surrounding wall being inclined towards the cylinder wall
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
    • F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/30—Controlling fuel injection
    • F02D41/38—Controlling fuel injection of the high pressure type
    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/401—Controlling injection timing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/23—Layout, e.g. schematics
    • F02M26/27—Layout, e.g. schematics with air-cooled heat exchangers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/23—Layout, e.g. schematics
    • F02M26/28—Layout, e.g. schematics with liquid-cooled heat exchangers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
    • F02B2275/14—Direct injection into combustion chamber
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B23/00—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation
    • F02B23/02—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition
    • F02B23/06—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition the combustion space being arranged in working piston
    • F02B23/0618—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition the combustion space being arranged in working piston having in-cylinder means to influence the charge motion
    • F02B23/0621—Squish flow
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0025—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D41/0047—Controlling exhaust gas recirculation [EGR]
    • F02D41/005—Controlling exhaust gas recirculation [EGR] according to engine operating conditions
    • F02D41/0057—Specific combustion modes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/05—High pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust system upstream of the turbine and reintroduced into the intake system downstream of the compressor
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Abstract

(57)【要約】 【課題】低い圧縮圧力のもとで、酸素濃度を低減し、着
火遅れ期間の長期化、縦方向ガス流動の弱い条件下での
燃焼により、ＮＯｘとＰＭが少なく、しかも燃費も良好
なディーゼルエンジンを提供する。 【解決手段】燃料噴射弁２２からの燃料噴射時期を少な
くとも圧縮上死点あるいはそれ以降に遅らせ、要求燃料
噴射量を着火遅れ期間中に燃料噴射弁２２より噴射す
る。エンジンに排気還流して吸気の酸素濃度を低減し、
エンジンの圧縮比を下げ、浅いピストンキャビティによ
り燃焼室内の縦方向ガス速度を低減し、筒内最高圧が１
２ＭＰａ以下となるよう燃焼を制御する。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は直噴式のディーゼ
ルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】従来の直噴式ディーゼルエンジンにおい
て、ＮＯｘとＰＭ（パーティキュレイト）を共に減らす
るために、予混合燃焼の低減と拡散燃焼の促進を図るこ
とが知られている（「ＮＯ．９５０３自技会シンポジウ
ム 新開発エンジン」４７頁参照）。
【０００３】予混合燃焼では圧縮上死点よりも十分に前
に燃料が噴射され、この燃料が着火するまでの、いわゆ
る着火遅れ期間中に十分に気化し、これが一気に燃焼す
るために、ＰＭの少ない良好な燃焼が確保できるが、そ
の反面燃焼が急激に行われることから、燃焼温度が上昇
し、ＮＯｘが大量に発生しやすい。ＮＯｘを減らすには
予混合燃焼を抑制することであり、燃焼温度を下げるた
めに排気還流を行うと共に燃料噴射時期を遅らせ、ただ
し着火遅れ期間を短縮するため、高圧縮比化、小噴孔化
などを採用している。
【０００４】これに対して、燃料噴射時期を大きく遅ら
せていくと、燃料が噴射される時点では燃焼室温度がか
なり上昇しており、圧縮上死点付近で噴射された燃料は
噴射されるそばから次々に燃焼していくのであり、これ
が拡散燃焼であり、一気に燃焼することがないため、温
度上昇が抑制され、ＮＯｘは減少する。しかし、燃料が
十分に気化しないうちに燃え出すため、空気との混合も
不十分となりがちで、ＰＭが増加する。そこで燃焼室内
の空気の流動を促進するため、深いピストンキャビティ
を形成し、強力なスキッシュ流を生起するようにしてい
る。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかし、このような従
来の直噴式のディーゼルエンジンにあっては、高圧縮比
化に伴うシリンダ内圧の増大により、シリンダブロッ
ク、コンロッド、クランクシャフトなどのエンジン本体
構造の強化が必要となり、重量増を招き、主運動系の重
量増はフリクションロスや燃費の悪化にもつながってい
る。
【０００６】また燃焼室内に強力なスキッシュを発生さ
せるため冷却損失が増大し、燃費の悪化をもたらし、ま
たエンジンの始動性を低下させたり、低温時に白煙が発
生しやすくなるという問題もあった。
【０００７】そして、これらのことは、エンジンのサイ
ズがガソリンエンジンと同一であったとしても、ディー
ゼルエンジンとのエンジン本体系の共用化を不可能と
し、生産コストの低減に障壁となっていた。
【０００８】本発明はこのような問題を解決するために
提案されたもので、低い圧縮圧力と共に酸素濃度を低減
し、着火遅れ期間の長期化、かつ縦方向ガス流動の弱い
条件下での燃焼により、ＮＯｘとＰＭが少なく、しかも
燃費も良好なディーゼルエンジンを提供することを目的
とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】第１の発明は燃焼室内に
直接的に燃料を噴射する直噴式のディーゼルエンジンに
おいて、燃料噴射弁からの燃料噴射時期を少なくとも圧
縮上死点あるいはそれ以降に遅らせる噴射時期遅角手段
と、要求燃料噴射量をほぼ燃料の着火遅れ期間中に噴射
する燃料噴射弁と、エンジンに吸入される吸気の酸素濃
度を低減する手段と、エンジンの圧縮圧力を低減する手
段と、燃焼室内の縦方向ガス速度を低減する手段とを備
え、筒内最高圧が１２ＭＰａ以下となるようにしたこと
を特徴とする直噴式ディーゼルエンジン。
【００１０】第２の発明は、第１の発明において、前記
圧縮圧力の低減手段が、圧縮比を少なくとも１５以下の
低圧縮比に設定したエンジンで構成される。
【００１１】第３の発明は、第１または第２の発明にお
いて、前記縦方向ガス速度を低減する手段が、ピストン
のキャビティを浅くかつ大径化して構成される。
【００１２】第４の発明は、第３の発明において、ピス
トンピンからピストン頂面までの高さをシリンダボア径
の４５％以下に設定した。
【００１３】第５の発明は、第１または第２の発明にお
いて、前記縦方向ガス速度を低減する手段が、燃焼室内
に高スワールを生起する可変スワール制御装置で構成さ
れている。
【００１４】第６の発明は、第１から第５の発明におい
て、前記酸素濃度低減手段が、吸気中に排気の一部を冷
却しながら還流する排気還流装置で構成される。
【００１５】第７の発明は、第１から第６の発明におい
て、前記燃料噴射弁には高圧燃料を蓄える蓄圧室からの
高圧の燃料が供給され、燃料噴射時期が電磁弁を介して
制御される。
【００１６】第８の発明は、第１から第７の発明におい
て、少なくとも吸気弁の閉時期を変化させられる可変動
弁機構を備え、運転状態によって実圧縮比を調整可能と
している。
【００１７】第９の発明は、直噴式ディーゼルエンジン
の少なくともエンジン負荷、回転数が比較的小さい運転
領域において、燃料噴射弁からの燃料噴射時期を少なく
とも圧縮上死点あるいはそれ以降に遅らせ、要求燃料噴
射量をほぼ燃料の着火遅れ期間中に燃料噴射弁から噴射
し、排気還流によりエンジンに吸入される吸気の酸素濃
度を低減し、エンジンの圧縮比を下げ、浅いピストンキ
ャビティにより燃焼室内の縦方向ガス速度を減少し、筒
内最高圧が１２ＭＰａ以下となるように燃焼させること
を特徴とする直噴式ディーゼルエンジンの燃焼制御方
法。
【００１８】第１０の発明は、第９の発明において、燃
焼室内にスワールを生成し、燃焼室内の乱流エネルギー
を維持しつつ燃焼室内の縦方向ガス速度を減少させる。
【００１９】
【発明の作用、効果】本発明において、ピストンの上昇
により新気と還流排気の混合ガスが圧縮されるが、圧縮
比は低く設定され、圧縮による燃焼室内の温度上昇は相
対的に低く、また還流排気が冷却により低温に維持され
ることが相俟って、圧縮最高温度が低く抑えられる。燃
料の噴射時期は圧縮上死点あるいはそれ以降に遅角さ
れ、燃焼室内温度の最高点よりも下がったところで燃料
が噴射され、この燃料の着火遅れ期間は、燃焼室内温度
が低いために長期化し、これに対して燃料噴射弁は大流
量ノズルとして、短時間のうちに大量の燃料を噴射で
き、通常は着火遅れ期間中に燃料の噴射が終了する。こ
のようにして着火遅れ期間中に噴射燃料の多くは十分に
気化し、また一方で、燃焼室内の混合ガスは、多くの還
流排気を含み、酸素濃度が低く抑えられている。このた
め、噴射された燃料については十分に気化した、非常に
燃焼しやすい状態で燃焼が始まり、しかし燃料を燃やす
酸素濃度は低く、したがって予混合燃焼が、良好ではあ
るが、高い燃焼温度上昇を伴わずに速やかに行われるこ
とになり、燃焼は高圧縮比のもとでの通常の燃焼よりも
大きく遅れることなく終了する。この結果、低温での予
混合燃焼が促進されることで、ＰＭの発生が十分に低く
抑えられ、しかも最高温度、圧力が低いことからＮＯｘ
も非常に少なくなる。一方で、燃焼室を形成するピスト
ンキャビティは、大径の浅皿状であり、圧縮行程におい
て燃焼室内に発生するスキッシュが弱く、ガス流の乱れ
が少なく、キャビティ内周面に沿っての縦方向ガス流に
依存しての冷却損失が小さく抑えられる。このため、熱
効率が向上し、また燃焼開始が遅れるにもかかわらず終
了時期は遅れず、燃費も良好となる。
【００２０】また、シリンダ内最高圧力が１２ＭＰａ以
下と低く、ピストンは浅いキャビティによりコンプレッ
ションハイトも低く、したがってガソリンエンジンのエ
ンジン本体系、つまりシリンダブロック、コンロッド、
クランクシャフトなどとの共通化も可能となる。
【００２１】
【発明の実施の形態】本発明の実施形態について図に基
づいて説明する。
【００２２】図１に示すように、１はエンジン本体、２
は吸気マニホールド、３は吸気通路、４は排気マニホー
ルド、５は排気通路である。排気通路５から吸気マニホ
ールド２には、排気環流（ＥＧＲ）通路６により排気の
一部が還流され、その還流量が排気環流制御弁７により
コントロールユニット１８からの信号に基づいて運転状
態に応じて制御される。排気還流通路６の途中には、還
流排気を冷却するために水冷あるいは空冷の冷却装置８
が設けられる。なお、１０は排気エネルギを利用して吸
気を過給するターボチャージャである。
【００２３】また、シリンダ内に吸入される吸気流れに
スワールを付与し、かつそのスワール強さをエンジン運
転状態に応じてコントロールするための可変スワール制
御装置３１が設けられる。
【００２４】エンジン本体１の各気筒に燃料を供給する
ためにコモンレール式の燃料噴射装置が備えられる。こ
の燃料噴射装置は、燃料圧送ポンプ２１により高圧化さ
れた燃料が蓄圧室２３に蓄えられ、各気筒に設けた燃料
噴射弁２２より燃料が噴射される。燃料噴射弁２２は蓄
圧された高圧燃料を電磁弁の開閉に応じて噴射するもの
で、燃料の噴射時期、噴射量、パイロット噴射などが自
由に制御できる。燃料噴射弁２２は燃料の着火遅れ期間
中に必要燃料の全てを噴射できるように大流量ノズルと
して構成されている。
【００２５】なお、蓄圧室２３に蓄えられる燃料圧力
（すなわち噴射圧力）はコントロールユニット１８によ
り燃料圧送ポンプ２１を制御することにより、運転条件
に応じて最適な値に調整される。
【００２６】図２に各気筒のピストン１１の構造を示
す。ピストン１１はその頂面に浅皿状のキャビティ１２
が形成され、キャビティ径はシリンダボア径（ピストン
径）Ｄに対して０．７Ｄに、また深さは０．１３Ｄとな
っている。ピストンピン１３の径は０．２５Ｄ、さらに
ピストンピン中心からピストン頂面までの高さ、つまり
コンプレッションハイトは０．４５Ｄ以下、この例では
０．３５Ｄに設定されている。そして、ピストン１１の
圧縮作用による燃焼室内の圧縮比εは１５と、通常のデ
ィーゼルエンジンの圧縮比（圧縮比１８以上）に比較し
て大幅に低く設定されている。
【００２７】本発明ではこのような低圧縮比のエンジン
について、燃料の噴射時期を遅らせ、かつ大量の排気還
流が行われるように制御することにより、着火遅れ期間
の長期化と酸素濃度の低減により、ＮＯｘとＰＭの少な
い低温予混合燃焼を実現するものである。なお、この低
温予混合燃焼に関連する発明としては、本出願人によ
り、特願平４−２６３５７０号、特願平６−２２３３４
５１号、特願平９−２６６３５８号が提案されている。
【００２８】排気還流通路６を経由して大量の排気が吸
気中に還流されるが、還流排気は冷却装置８により冷却
され、負荷の高い運転域であっても、排気温度の上昇が
抑制され、このようにして低温の排気が吸気中に混入さ
れる。
【００２９】吸気行程から圧縮行程に入り、ピストン１
１の上昇により新気と還流排気の混合ガスが圧縮される
が、圧縮比はε＝１５と低く設定され、圧縮による燃焼
室内の温度上昇は相対的に低くなる。このことと還流排
気が冷却により低温に維持されることが相俟って、圧縮
最高温度が低く抑えられる。
【００３０】燃料噴射弁２２からの燃料の噴射時期は圧
縮上死点あるいはそれ以降に遅角され、燃焼室内温度の
最高点よりも下がったところで燃料が噴射される。噴射
燃料が着火するまでの着火遅れ期間は、燃焼室内温度が
低いために長期化し、これに対して燃料噴射弁２２は大
流量ノズルとして、短時間のうちに大量の燃料を噴射で
き、このため通常は着火遅れ期間中に燃料の噴射が終了
する。
【００３１】なお、着火遅れ期間中に燃料の噴射を終了
させるためには、着火時期を筒内圧センサやエンジン回
転数センサの出力値を微分または２階微分して求め、着
火するまでの間に燃料の噴射が終了するように、コント
ロールユニット１８によって、燃料噴射圧を高くした
り、噴射時期を遅らせたりする。
【００３２】このようにして着火遅れ期間が長期化し、
かつこの間に全ての燃料が噴射されることにより、噴射
燃料の多くは十分に気化している。一方で、燃焼室内の
混合ガスは、多くの還流排気を含み、酸素濃度が低く抑
えられている。
【００３３】このため、噴射された燃料については十分
に気化した、非常に燃焼しやすい状態で燃焼が始まり、
しかし燃料を燃やす酸素濃度は低く、したがって予混合
燃焼が、良好ではあるが、高い温度上昇を伴わずに速や
かに行われることになり、燃焼は高圧縮比のもとでの通
常の燃焼よりも大きく遅れることなく終了する。
【００３４】この結果、低温での予混合燃焼が促進され
ることで、ＰＭの発生が十分に低く抑えられ、しかも最
高温度、圧力が低いことからＮＯｘも非常に少なくな
る。
【００３５】一方で、燃焼室を形成するピストンキャビ
ティ１２は、大径の浅皿状であり、このため、圧縮行程
において燃焼室内に発生するスキッシュが弱く、ガス流
の乱れが少なく、キャビティ内周面に沿っての縦方向ガ
ス流に依存しての冷却損失が小さく抑えられる。このた
め、熱効率が向上し、また燃焼開始が遅れるにもかかわ
らず終了時期は遅れず、燃費も良好となる。
【００３６】また燃焼室内の圧力が相対的に低下するこ
とから、圧縮損失が小さくなり、このことも燃費の改善
に寄与する。一方で、燃焼最高温度、圧力が下がるの
で、それだけ耐久性が高まり、このことは、ピストンや
コンロッドなどの肉厚低減、軽量化などを可能とする。
【００３７】以上のことについて、さらに実験結果など
を参照しながら、さらに詳しく説明する。
【００３８】図３は排気還流（ＥＧＲ）率、空気過剰率
を変化させたときのスモーク、ＮＯｘの発生状態、さら
に予混合燃焼割合などを示すもので、実線で示す本発明
では、低圧縮比、還流排気の冷却効果などにより、着火
遅れ期間が長期化し、噴射期間を上回り、予混合燃焼の
割合が、通常の高圧縮比のディーゼルエンジンに比較し
て大幅に増大し、スモークの発生は、空気過剰率λの小
さい領域まで抑制される。
【００３９】なお、図４には燃焼室内最高圧力（Ｐｍａ
ｘ）と一般的なピストン重量、コンプレッションハイ
ト、ピストンピン径の関係を示す。直噴式ディーゼルエ
ンジン用のピストンは、深さのある燃焼室（深いピスト
ンキャビティ）を備えることから、Ｐｍａｘにより大き
な応力が発生し、このためＰｍａｘが低くければ、燃焼
室下部の肉厚、ピストンピンボス肉厚が薄肉化でき、ピ
ストン重量、コンプレッションハイトが低減し、ピスト
ンピン径も小さくできる。
【００４０】図５にシリンダボア径に対するコンプレッ
ションハイト、ピストンピン径の一般的な例を、ディー
ゼルエンジンとガソリンエンジンとで示す。本発明では
上記の通り、Ｐｍａｘが低いため、これらの値は、ガソ
リンエンジンの領域に入ってくる。
【００４１】図６は一般的なディーゼルエンジンとガソ
リンエンジンとのフリクションの違いを示す。圧縮比の
違いと、エンジン主運動系の重量の相違から、ガソリン
エンジンのフリクションはディーゼルエンジンに比較し
て大幅に低い。
【００４２】なお、本発明では圧縮比が低く、また噴射
時期の遅角化、大量排気還流での燃焼抑制により、Ｐｍ
ａｘを、ターボ付きのガソリンエンジン並の１０ＭＰ
ａ、最大でも１２ＭＰａ以下とすることができ、エンジ
ン主運動系の軽量化によりフリクションを大幅に低減で
きる。ただし、燃料噴射系はガソリンエンジンに比較す
ると高圧のため、その分だけフリクションが大きくなる
のは避けられない。
【００４３】図７はシリンダボア径とキャビティ径との
比率、及びスワール比率と、燃焼室内縦方向ガス流速Ｖ
ｚとの関係を示す。キャビティを大径とすることによ
り、Ｖｚは低下し、また可変スワール制御装置３１によ
りスワール比率を大きくするほど、Ｖｚが低下する。
【００４４】そして、図８にも示すように、この縦方向
ガス流速Ｖｚはエンジン冷却損失に大きな影響を及ぼ
し、Ｖｚが小さくなるほど、冷却損失は低下することが
分かっている。当然のことながら冷却損失が減れば、そ
れだけ燃費が良好となり、エンジン始動性も向上する。
【００４５】図９に本発明のエンジン出力特性を、通常
のディーゼルエンジン、及びコモンレール型の燃料噴射
装置を備えたディーゼルエンジンと比較して示す。
【００４６】燃料噴射時期を遅らせることにより、全体
的にＰｍａｘは低下し、燃費やトルクも低下する。ま
た、ＢＳＦＣ（燃料消費率）は噴射時期が早くても遅く
ても悪化する。スモーク濃度が一定のときの空気過剰率
λは、噴射時期が遅れるほど高くなる。
【００４７】本発明では、低圧縮比化によりＰｍａｘが
他のエンジンに比較して大幅に低下し、これによるフリ
クション低減、また大径化したキャビティによる縦方向
ガス流速の低下による冷却損失の低減により、燃費やト
ルクが向上する。
【００４８】さらに、Ｐｍａｘの低減によりエンジン主
運動系の軽量化が可能となり、フリクションがガソリン
エンジン並となることから、これに伴いトルクや燃費が
大きく改善できる。
【００４９】また、スモーク濃度一定のときの空気過剰
率も、通常のディーゼルエンジンに比較すると、低圧縮
比化に伴う容積率（上死点時のシリンダ内ボリュームに
対するピストンキャビティの容積割合）の向上により低
下できる。
【００５０】ところで、一般には低圧縮比化すると、エ
ンジン始動性が悪化する。図１０は圧縮比とクランキン
グスピードに対するシリンダ内圧縮ガス温度の関係を示
す。
【００５１】圧縮比が低下すると、圧縮ガス温度が下が
るため、始動性は悪化する。しかし、図から明らかなよ
うに、極低温始動時のクランキングスピードである５０
ｒｐｍの付近では、圧縮ガス温度は圧縮比よりもクラン
キングスピードに大きく依存して変化する。
【００５２】本発明では、低圧縮比化と主運動系の軽量
化により、クランキングスピードが１０〜２０ｒｐｍほ
ど上昇する。このため圧縮比が低くても、圧縮ガス温度
を高くすることが可能となる。
【００５３】図１１は始動可能な圧縮比を従来と本発明
とで比較して示す。
【００５４】本発明では、フリクション低減よるクラン
キングスピードの向上と、冷却損失の低減とにより、始
動可能な圧縮比が１５にまで下がる。通常のディーゼル
エンジンでは始動可能な圧縮比は１８と高い。またコモ
ンレール燃料噴射装置を備えたエンジンでは、始動時に
噴射時期を大きく進角できること、噴射圧を高められる
ことなどから、それよりも圧縮比は下げられる。
【００５５】以上のことから分かるように、本発明で
は、エンジンの排気性能、出力性能を向上させつつ、良
好な始動性をも確保できるのである。また、圧縮比が低
く、筒内最大圧力も低く、ピストン１１は深いキャビテ
ィも必要ないため、コンプレッションハイトも低くな
り、したがってシリンダ容量が同一ならば、ガソリンエ
ンジンとエンジン本体系、つまりシリンダブロック、コ
ンロッド、クランクシャフトなどを共用化することも可
能となる。
【００５６】続いて本発明の第２の実施形態を説明す
る。
【００５７】図１２、図１３に示すように、この実施形
態では、第１の実施形態に対して、可変動弁機構と超浅
皿燃焼室を備える点で相違し、その他の構成については
同一である。
【００５８】可変動弁機構４１は吸気バルブ４２の作動
タイミングを自由に変更することができるもので、油圧
により作動するタイプが採用される。各気筒の吸気バル
ブ４２は同軸上に配置したピストン４３により駆動さ
れ、ピストン４３に油圧が作用するとバルブスプリング
４４に抗して吸気バルブ４２を押し下げて開く。油圧が
解放されると、バルブスプリング４４により吸気バルブ
４２が閉じる。
【００５９】ピストン４２に作用させる油圧を制御する
ために、４気筒エンジンの場合、一対の油圧供給弁４５
と、一対の油圧解放弁４６が設けられ、一対の主回路４
７に対してポンプを介してアキュムレータ４８に蓄えら
れた油圧を供給したり、排出したりする。一対の主回路
４７からはそれぞれ一対の切換弁４９により各気筒のピ
ストン４３に対して油圧の給排が行われる。
【００６０】油圧供給弁４５が開くと高圧が主回路４７
に作用し、切換弁４９がこの高圧を該当する気筒のピス
トン４３に作用させ、これにより吸気バルブ４２が開
く。この状態から油圧供給弁４５が閉じ、油圧解放弁４
６が開くと、主回路４７の油圧が解放され、吸気バルブ
４２が閉じる。
【００６１】したがって油圧供給弁４５と油圧解放弁４
６の作動を制御することにより、吸気バルブ４２の開閉
時期、開閉期間が自由に制御される。
【００６２】一方、ピストン１１には、その頂面の全域
に、図１３のように超浅皿状のキャビティ１２ａが形成
され、これにより燃焼室内でのスキッシュの発生を大幅
に制限している。
【００６３】そして、圧縮比としては、第１の実施形態
よりもさらに低い値、すなわち圧縮比ε＝１３に設定し
ている。
【００６４】図１４に前記可変動弁機構４１の制御特性
を含めて運転特性を示すが、エンジン回転数、負荷の共
に小さい運転域では吸気バルブ閉時期を早めて下死点側
に近づける。通常は高回転域での吸気充填効率を高める
ため、吸気バルブ４２を圧縮開始後しばらくは開いてい
るが、低回転域ではこのように早めに閉じることで、実
圧縮比を高めることができる。
【００６５】図１５は同一圧縮比におけるエンジン負荷
と燃焼開始時の雰囲気温度との関係を示すが、一般に負
荷が高くなるほど温度は高まる。吸気バルブ４２を低負
荷域では下死点付近で閉じ、実質的な圧縮比を上げるこ
とができるので、圧縮比が１３でも実圧縮比は高くな
り、低温予混合燃焼領域の温度を十分に維持することが
可能となる。
【００６６】ところでピストン１１のキャビティ１２ａ
を超浅皿形状とすると、図１６にも示すように、縦方向
ガス流速Ｖｚが小さくなり、冷却損失が減り、熱効率は
向上するが、キャビティ大径化により、同一スワール比
率におけるＮＯｘ性能は改善されても、スモーク（ＩＳ
Ｆ）性能は悪化してしまう。
【００６７】図１７にシリンダボア径に対するキャビテ
ィ径の比率、及びスワール比率に対する燃焼室内のガス
流動の代表値である乱流エネルギＴＥ、キャビティ内周
方向速度Ｖθ、同じく半径方向速度ＶＲ、縦方向速度Ｖ
ｚの各関係を示す。
【００６８】なお、各速度成分は方向に関係しない、い
わゆる絶対値である。
【００６９】そして、図１８に一定回転数、負荷のとき
に、これらＴＥ、Ｖθ、ＶＲ、Ｖｚに対しての、冷却損
失、仕事効率、ＮＯｘ、スモーク（ドライスート）等の
関係を示す。
【００７０】これから分かるように、冷却損失以外の仕
事効率、ＮＯｘ、スモークは、乱流エネルギとキャビテ
ィ周方向速度に大きく影響を受けている。したがって、
冷却損失を低減しつつ、仕事効率、スモーク性能を向上
させるには、縦方向速度Ｖｚを低減しつつ、乱流エネル
ギーを一定に保持することが有効である。
【００７１】前述の図１７から、キャビティ大径化によ
りＶｚが低減し、また高スワール化によりＴＥが一定値
以上に保持することが可能である。
【００７２】したがって、可変スワール制御装置３１に
より主として低負荷域などで強力な吸気スワールを発生
させ、一方で超浅皿状のキャビティ１２ａによりＶｚを
低下させることにより、スモークを抑制しつつ燃費の悪
化を回避することができる。
【００７３】図１９に熱効率、限界空気過剰率、筒内最
高ガス圧力について、この実施形態によるものと第１の
実施形態、並びに従来例のものなどを比較して示す。
【００７４】第１の実施の形態ではキャビティの大径
化、低圧縮化、これに伴うフリクション低減などによ
り、熱効率が改善され、筒内最高ガス圧力が下がる。第
２の実施形態では、超浅皿キャビティだけの場合には、
冷却損失は低減するものの仕事効率の低下により熱効率
はそれほど向上しないが、これに高スワール化により乱
流エネルギを高めることで、仕事効率が改善され、熱効
率が上がり、またスモーク特性も改善される結果、限界
空気過剰率も下げられる。
【００７５】なお、図２０により始動可能な圧縮比につ
いて説明する。本実施の形態では超浅皿状キャビティに
より冷却損失が低減し、可変動弁機構４１により実圧縮
比を高められる結果、圧縮比１３の状態でも、圧縮温度
がエンジンを始動するのに必要な温度まで上昇する。し
たがって、このように低い圧縮比であっても良好な始動
性が確保される。
【００７６】本発明は上記実施形態に限られず、その技
術的思想の範囲内でさまざまな変更がなしうることは明
白である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態の全体構成を示す図。
【図２】同じくそのピストンの断面図。
【図３】排気還流率とＮＯｘ、スモークなどの排出特性
の関係を示す説明図。
【図４】筒内最高圧とピストンの仕様の関係を示す説明
図。
【図５】シリンダボア径とコンプレッションハイトとの
関係を示す説明図。
【図６】エンジン回転速度とフリクショントルクなどの
関係を示す説明図。
【図７】キャビティ内の縦方向ガス速度の特性の説明
図。
【図８】キャビティ内縦方向ガス速度と冷却損失の関係
を示す説明図。
【図９】燃料噴射時期とトルク、ＢＳＦＣなどの関係を
示す説明図。
【図１０】クランキング時の筒内ガス温度の関係を示す
説明図。
【図１１】始動可能な圧縮比の特性を示す説明図。
【図１２】第２の実施形態の可変動弁機構の断面図。
【図１３】同じくピストンの断面図。
【図１４】吸気バルブの制御特性を示す説明図。
【図１５】エンジン負荷と燃焼開始温度との関係を示す
説明図。
【図１６】スワール比とキャビティ比に対するＮＯｘ、
ＩＳＦ、熱効率の関係を示す説明図。
【図１７】スワール比とキャビティ比に対する乱流エネ
ルギ、キャビティ内周速度、半径方向速度、縦方向速度
の関係を示す説明図。
【図１８】冷却損失、仕事効率、ＮＯｘ、ドライスート
の特性を示す説明図。
【図１９】熱効率、限界空気過剰率、筒内最高圧を本発
明の各実施形態と従来例を比較して示す説明図。
【図２０】始動可能な圧縮比の関係を示す説明図。
【符号の説明】
１ エンジン本体 ６ 排気還流通路 ８ 冷却装置 １１ ピストン １２ キャビティ ２２ 燃料噴射弁 ２３ 蓄圧室 ３１ 可変スワール制御装置 ４１ 可変動弁機構
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.7 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｆ０２Ｂ 31/00 Ｆ０２Ｂ 31/00 Ｚ Ｆ０２Ｄ 13/02 Ｆ０２Ｄ 13/02 Ｄ 15/00 15/00 Ｅ 21/08 ３０１ 21/08 ３０１Ｂ ３０１Ｄ 43/00 ３０１ 43/00 ３０１Ｊ ３０１Ｕ ３０１Ｓ ３０１Ｎ Ｆ０２Ｍ 25/07 Ｆ０２Ｍ 25/07 Ｂ ５５０ ５５０Ｒ ５７０ ５７０Ｊ ５８０ ５８０Ｅ Ｆターム(参考） 3G023 AA02 AA04 AA05 AA08 AA18 AB05 AC05 AD02 AD06 AD09 AD14 AF01 3G062 AA01 BA05 BA09 CA06 ED08 GA05 GA06 GA10 GA15 GA21 3G084 AA01 BA15 BA20 BA21 BA23 CA03 CA09 DA02 DA10 FA21 FA34 3G092 AA02 AA06 AA10 AA11 AA12 AA17 AA18 BB01 BB06 BB08 DA01 DA06 DB03 DC06 DC09 DD03 DE09S DF04 DF07 DF08 DG05 EA02 EA04 EA28 EA29 EB03 FA17 FA18 FA24 FA31 FA50 HA13X HB01X HB02X HB03X HC01X HC01Z HC03X HE01Z 3G301 HA02 HA13 HA17 HA19 JA02 JA25 KA08 KA24 LA05 MA18 NA05 NE12 PC01Z PE02Z

Claims (10)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】燃焼室内に直接的に燃料を噴射する直噴式
    のディーゼルエンジンにおいて、 燃料噴射弁からの燃料噴射時期を少なくとも圧縮上死点
    あるいはそれ以降に遅らせる噴射時期遅角手段と、 要求燃料噴射量をほぼ燃料の着火遅れ期間中に噴射する
    燃料噴射弁と、 エンジンに吸入される吸気の酸素濃度を低減する手段
    と、 エンジンの圧縮圧力を低減する手段と、 燃焼室内の縦方向ガス速度を低減する手段と、 を備え、筒内最高圧が１２ＭＰａ以下となるようにした
    ことを特徴とする直噴式ディーゼルエンジン。
  2. 【請求項２】前記圧縮圧力の低減手段が、圧縮比を少な
    くとも１５以下の低圧縮比に設定したエンジンで構成さ
    れる請求項１に記載の直噴式ディーゼルエンジン。
  3. 【請求項３】前記縦方向ガス速度を低減する手段が、ピ
    ストンのキャビティを浅くかつ大径化して構成される請
    求項１または２に記載の直噴式ディーゼルエンジン。
  4. 【請求項４】ピストンピンからピストン頂面までの高さ
    をシリンダボア径の４５％以下に設定した請求項３に記
    載の直噴式ディーゼルエンジン。
  5. 【請求項５】前記縦方向ガス速度を低減する手段が、燃
    焼室内に高スワールを生起する可変スワール制御装置で
    構成される請求項１または２に記載の直噴式ディーゼル
    エンジン。
  6. 【請求項６】前記酸素濃度低減手段が、吸気中に排気の
    一部を冷却しながら還流する排気還流装置で構成される
    請求項１〜５のいずれか一つに記載の直噴式ディーゼル
    エンジン。
  7. 【請求項７】前記燃料噴射弁には高圧燃料を蓄える蓄圧
    室からの高圧燃料が供給され、燃料噴射時期が電磁弁を
    介して制御される請求項１〜６のいずれか一つに記載の
    直噴式ディーゼルエンジン。
  8. 【請求項８】少なくとも吸気弁の閉時期を変化させられ
    る可変動弁機構を備え、運転状態によって実圧縮比を調
    整可能とした請求項１〜７のいずれか一つに記載の直噴
    式ディーゼルエンジン。
  9. 【請求項９】直噴式ディーゼルエンジンの少なくともエ
    ンジン負荷、回転数が比較的小さい運転領域において、 燃料噴射弁からの燃料噴射時期を少なくとも圧縮上死点
    あるいはそれ以降に遅らせ、 要求燃料噴射量をほぼ燃料の着火遅れ期間中に燃料噴射
    弁から噴射し、 排気還流によりエンジンに吸入される吸気の酸素濃度を
    低減し、 エンジンの圧縮比を下げ、 浅いピストンキャビティにより燃焼室内の縦方向ガス速
    度を減少し、 筒内最高圧が１２ＭＰａ以下となるように燃焼させるこ
    とを特徴とする直噴式ディーゼルエンジンの燃焼制御方
    法。
  10. 【請求項１０】燃焼室内にスワールを生成し、燃焼室内
    の乱流エネルギーを維持しつつ燃焼室内の縦方向ガス速
    度を減少させる請求項９に記載の直噴式ディーゼルエン
    ジンの燃焼制御方法。
JP11076222A 1999-03-19 1999-03-19 直噴式ディーゼルエンジン Pending JP2000274286A (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP11076222A JP2000274286A (ja) 1999-03-19 1999-03-19 直噴式ディーゼルエンジン
US09/525,054 US6158413A (en) 1999-03-19 2000-03-14 Direct injection diesel engine
EP00105468A EP1039111B1 (en) 1999-03-19 2000-03-15 Direct injection diesel engine
DE60023204T DE60023204T2 (de) 1999-03-19 2000-03-15 Direkteingespritzte Dieselbrennkraftmaschine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP11076222A JP2000274286A (ja) 1999-03-19 1999-03-19 直噴式ディーゼルエンジン

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2000274286A true JP2000274286A (ja) 2000-10-03

Family

ID=13599167

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP11076222A Pending JP2000274286A (ja) 1999-03-19 1999-03-19 直噴式ディーゼルエンジン

Country Status (4)

Country Link
US (1) US6158413A (ja)
EP (1) EP1039111B1 (ja)
JP (1) JP2000274286A (ja)
DE (1) DE60023204T2 (ja)

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003097274A (ja) * 2001-09-26 2003-04-03 Mazda Motor Corp ディーゼルエンジンの燃料燃焼装置
JP2010019149A (ja) * 2008-07-09 2010-01-28 Toyota Central R&D Labs Inc ディーゼルエンジン
JP2010138743A (ja) * 2008-12-10 2010-06-24 Isuzu Motors Ltd ディーゼルエンジン及びディーゼルエンジンの制御方法
JP2011058377A (ja) * 2009-09-07 2011-03-24 Toyota Motor Corp 内燃機関の筒内ガス温度推定装置
WO2011142112A1 (en) * 2010-05-11 2011-11-17 Mazda Motor Corporation Diesel engine for automobile, control device and control method
JP2012107601A (ja) * 2010-11-19 2012-06-07 Hino Motors Ltd 内燃機関
JP2017180271A (ja) * 2016-03-30 2017-10-05 マツダ株式会社 燃焼室内の流動制御装置

Families Citing this family (26)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6612292B2 (en) * 2001-01-09 2003-09-02 Nissan Motor Co., Ltd. Fuel injection control for diesel engine
US6557503B2 (en) * 2001-08-08 2003-05-06 General Electric Co. Method for lowering fuel consumption and nitrogen oxide emissions in two-stroke diesel engines
DE10150721B4 (de) * 2001-10-13 2012-02-09 Daimler Ag Dieselbrennkraftmaschine
US6739308B1 (en) 2002-05-24 2004-05-25 Hatch & Kirk, Inc. Fuel igniter and head for use in diesel engines and related systems and methods
AT7207U1 (de) * 2002-10-22 2004-11-25 Avl List Gmbh Verfahren zum betreiben einer direkteinspritzenden diesel-brennkraftmaschine
AT7203U1 (de) 2002-12-19 2004-11-25 Avl List Gmbh Verfahren zum betreiben einer direkteinspritzenden diesel-brennkraftmaschine
AT7204U1 (de) * 2002-12-19 2004-11-25 Avl List Gmbh Verfahren zum betreiben einer direkteinspritzenden diesel-brennkraftmaschine
US20040144690A1 (en) * 2002-12-20 2004-07-29 Lloyd David Hugh Diesel fuel compositions
AT413858B (de) * 2004-04-27 2006-06-15 Avl List Gmbh Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine
WO2005005813A2 (de) * 2003-07-15 2005-01-20 Avl List Gmbh Brennkraftmaschine
CN100476180C (zh) * 2003-10-09 2009-04-08 Avl里斯脱有限公司 内燃机的工作方法
AT414019B (de) * 2003-10-09 2006-08-15 Avl List Gmbh Verfahren zum betreiben einer diesel-brennkraftmaschine
US7373917B2 (en) * 2004-09-02 2008-05-20 Avl List Gmbh Method for operating a hybrid vehicle
JP3979416B2 (ja) * 2004-10-01 2007-09-19 いすゞ自動車株式会社 ディーゼルエンジン
CA2883044C (en) * 2004-10-08 2017-08-15 Sdb Ip Holdings, Llc Diaphragm valve with electronic pressure detection
US20060225672A1 (en) * 2005-04-08 2006-10-12 Harvey Donahue Vapor injection system for an internal combustion engine
US7765966B2 (en) * 2006-03-09 2010-08-03 Ford Global Technologies, Llc Hybrid vehicle system having engine with variable valve operation
US7527028B2 (en) * 2006-03-09 2009-05-05 Ford Global Technologies, Llc Hybrid vehicle system having engine with variable valve operation
US20090188481A1 (en) * 2008-01-29 2009-07-30 Detroit Diesel Corporation Squish-induced mixing-intensified low emissions combustion piston for internal combustion engines
DE102008016600A1 (de) * 2008-04-01 2009-10-08 Volkswagen Ag Selbstzündende Brennkraftmaschine
US20110030635A1 (en) * 2009-08-04 2011-02-10 International Engine Intellectual Property Company, Llc Fuel injector nozzle for reduced coking
JP5093407B2 (ja) * 2010-03-26 2012-12-12 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃焼制御装置
US10690247B2 (en) * 2017-01-10 2020-06-23 Tenneco Inc. Galleryless short compression insulated steel piston
CN110139977B (zh) * 2017-02-01 2022-04-26 卡明斯公司 使用可变气门正时的燃烧和热管理策略
AU2021225956A1 (en) 2020-02-26 2022-08-25 Clearflame Engines, Inc. Fuel agnostic compression ignition engine
US11643987B2 (en) * 2021-09-07 2023-05-09 Caterpillar Inc. In-line generation of pilot fuel for power systems

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3786792A (en) * 1971-05-28 1974-01-22 Mack Trucks Variable valve timing system
US4444166A (en) * 1981-06-16 1984-04-24 Kovacs Research Center, Inc. Method and apparatus for reducing the operating compression ratios of compression ignition engines
US4429669A (en) * 1982-02-08 1984-02-07 General Motors Corporation Valved prechamber diesel engine and method of operating
JPS60195368A (ja) * 1984-03-17 1985-10-03 Mazda Motor Corp 渦流室式デイ−ゼルエンジンの排気還流制御装置
US4561406A (en) * 1984-05-25 1985-12-31 Combustion Electromagnetics, Inc. Winged reentrant electromagnetic combustion chamber
JPH04121456A (ja) * 1990-09-12 1992-04-22 Nissan Motor Co Ltd 直噴式ディーゼルエンジン
CA2088786C (en) * 1991-06-21 1998-05-05 Shigeru Onishi Direct-injection type compression-ignition internal combustion engine
JP2864896B2 (ja) * 1992-10-01 1999-03-08 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの制御装置
JP3339197B2 (ja) * 1994-09-19 2002-10-28 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジン
DE19649052A1 (de) * 1996-11-27 1998-05-28 Mtu Friedrichshafen Gmbh Dieselmotor mit Direkteinspritzung und einer Kolbenmulde
JPH1176222A (ja) 1997-09-11 1999-03-23 Hitachi Medical Corp Ｘ線検出器とそれを備えるｘ線ｃｔ装置
JP3622446B2 (ja) * 1997-09-30 2005-02-23 日産自動車株式会社 ディーゼルエンジンの燃焼制御装置

Cited By (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003097274A (ja) * 2001-09-26 2003-04-03 Mazda Motor Corp ディーゼルエンジンの燃料燃焼装置
JP4595273B2 (ja) * 2001-09-26 2010-12-08 マツダ株式会社 ディーゼルエンジンの燃料燃焼装置
JP2010019149A (ja) * 2008-07-09 2010-01-28 Toyota Central R&D Labs Inc ディーゼルエンジン
JP2010138743A (ja) * 2008-12-10 2010-06-24 Isuzu Motors Ltd ディーゼルエンジン及びディーゼルエンジンの制御方法
JP2011058377A (ja) * 2009-09-07 2011-03-24 Toyota Motor Corp 内燃機関の筒内ガス温度推定装置
WO2011142112A1 (en) * 2010-05-11 2011-11-17 Mazda Motor Corporation Diesel engine for automobile, control device and control method
JP2011236821A (ja) * 2010-05-11 2011-11-24 Mazda Motor Corp 自動車搭載用ディーゼルエンジン
CN102933825A (zh) * 2010-05-11 2013-02-13 马自达汽车株式会社 用于汽车的柴油引擎、控制装置和控制方法
US9234478B2 (en) 2010-05-11 2016-01-12 Mazda Motor Corporation Diesel engine for automobile, control device and control method
JP2012107601A (ja) * 2010-11-19 2012-06-07 Hino Motors Ltd 内燃機関
JP2017180271A (ja) * 2016-03-30 2017-10-05 マツダ株式会社 燃焼室内の流動制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
EP1039111B1 (en) 2005-10-19
EP1039111A3 (en) 2001-11-28
EP1039111A2 (en) 2000-09-27
US6158413A (en) 2000-12-12
DE60023204T2 (de) 2006-05-24
DE60023204D1 (de) 2006-03-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP2000274286A (ja) 直噴式ディーゼルエンジン
JP4100401B2 (ja) 内燃機関
JP4180278B2 (ja) マルチモード内燃機関及び内燃機関の作動方法
JP4033160B2 (ja) 予混合圧縮自着火運転が可能な内燃機関の制御装置
JP4472932B2 (ja) エンジンの燃焼制御装置
KR101704064B1 (ko) 복합 착화방식의 디젤-가솔린 혼합연소엔진과 그 제어방법 및 복합 착화방식의 디젤-가솔린 혼합연소시스템
JP2000514526A (ja) 最適燃焼制御を有する予混合給気圧縮点火エンジン
US10920655B2 (en) Control device for compression ignition engine
US10914259B2 (en) Control device for pre-mixture compression ignition engine
JP2002004913A (ja) 圧縮自己着火式内燃機関
JPH07332141A (ja) 圧縮着火式ガソリン機関
JP2014047643A (ja) 火花点火式エンジン
JP2018123706A (ja) 内燃機関
JP2013510261A (ja) 可変圧縮比および排気ポートシャッターを有する２ストローク内燃機関およびそのようなエンジンを動作させる方法
JPH10252512A (ja) 圧縮点火式内燃機関
JP4534403B2 (ja) 圧縮着火式内燃機関
JP2004245171A (ja) 混合気を圧縮自着火させる自着火運転が可能な内燃機関
JP4835279B2 (ja) 多種燃料内燃機関
CN111412075A (zh) 一种缸内直喷甲醇发动机及甲醇发动机燃烧系统的工作方法
JPH10141124A (ja) ディーゼルエンジン
JP4023434B2 (ja) ２種類の燃料を用いる予混合圧縮自着火運転可能な内燃機関
JP3218867B2 (ja) 圧縮着火式内燃機関
JP2005163686A (ja) 混合気を圧縮自着火させる自着火運転が可能な内燃機関
JP2006257999A (ja) 内燃機関
JP7167830B2 (ja) 予混合圧縮着火式エンジンの制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20040706

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20040906

A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 20050831

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20051031

A911 Transfer to examiner for re-examination before appeal (zenchi)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A911

Effective date: 20060308

A912 Re-examination (zenchi) completed and case transferred to appeal board

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A912

Effective date: 20060407