JP2001193468A - ミラーサイクルエンジン - Google Patents
ミラーサイクルエンジンInfo
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- JP2001193468A JP2001193468A JP2000002536A JP2000002536A JP2001193468A JP 2001193468 A JP2001193468 A JP 2001193468A JP 2000002536 A JP2000002536 A JP 2000002536A JP 2000002536 A JP2000002536 A JP 2000002536A JP 2001193468 A JP2001193468 A JP 2001193468A
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- air supply
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- exhaust manifold
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- 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
- F02B2275/32—Miller cycle
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- 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
- Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels
Landscapes
- Exhaust Silencers (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 希薄燃焼をおこなうミラーサイクルエンジン
においてポンピングロスを合理的範囲に抑えることがで
き、熱効率の点で有利な物とする。 【解決手段】 給気弁閉時期基準圧縮比が行程容積基準
圧縮比の０．７倍以下、空気過剰率γが１．５以上で運
転される希薄燃焼遅閉じミラーサイクルエンジンを、排
気マニホールドの容積とエンジン総排気量との比をｔ、
給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との比をｕ
とするに、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満たすも
のとする。
においてポンピングロスを合理的範囲に抑えることがで
き、熱効率の点で有利な物とする。 【解決手段】 給気弁閉時期基準圧縮比が行程容積基準
圧縮比の０．７倍以下、空気過剰率γが１．５以上で運
転される希薄燃焼遅閉じミラーサイクルエンジンを、排
気マニホールドの容積とエンジン総排気量との比をｔ、
給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との比をｕ
とするに、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満たすも
のとする。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、過給機で加圧した
給気を冷却器で冷却した後に給気ポートを介してシリン
ダ内に給気するとともに、シリンダの給気ポート側に備
えられた給気弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内
の給気の一部を給気ポートに吹き戻すことで膨張比より
も圧縮比を低下させる遅閉じミラーサイクルエンジンに
関するものであり、例えば、コジェネレーション用過給
式ミラーサイクルガスエンジンとして採用することが期
待されているエンジンに関する。
給気を冷却器で冷却した後に給気ポートを介してシリン
ダ内に給気するとともに、シリンダの給気ポート側に備
えられた給気弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内
の給気の一部を給気ポートに吹き戻すことで膨張比より
も圧縮比を低下させる遅閉じミラーサイクルエンジンに
関するものであり、例えば、コジェネレーション用過給
式ミラーサイクルガスエンジンとして採用することが期
待されているエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】内燃機関の燃費向上の手段として、ミラ
ーサイクルが公知である。ミラーサイクルとは、 圧縮比
を膨張比より小さく維持することによりノッキングの発
生を回避しつつ、高い熱効率を実現する有効な膨張比を
実現するものであり、燃焼ガスが持つエネルギーを十分
に膨張させて取り出すことができ、熱効率が向上する。
このミラーサイクルに希薄燃焼を組み合わせると、さら
なる膨張比の拡大が可能であり、一層の熱効率向上が見
込める。
ーサイクルが公知である。ミラーサイクルとは、 圧縮比
を膨張比より小さく維持することによりノッキングの発
生を回避しつつ、高い熱効率を実現する有効な膨張比を
実現するものであり、燃焼ガスが持つエネルギーを十分
に膨張させて取り出すことができ、熱効率が向上する。
このミラーサイクルに希薄燃焼を組み合わせると、さら
なる膨張比の拡大が可能であり、一層の熱効率向上が見
込める。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな希薄燃焼ミラーサイクルを実際のエンジンに適用し
ようとすると、以下の問題が発生する。ミラーサイクル
のエンジンへの適用にあっては、エンジンの膨張比を圧
縮比よりも大きくする。これには、エンジンのストロー
クを大きくし、膨張終了時のシリンダ容積を大きくする
方法と、エンジンのストロークを一定とし、圧縮開始時
のシリンダ容積を小さくする方法とがある。前者の方法
は、シリンダ容積が極めて大きくなり、単位出力あたり
のエンジンが大きくなりすぎ、実用的でない。従って、
実際には、後者の方法を用いることが多い。この場合、
エンジンの出力を維持するためには、小さなシリンダ容
積に高密度の混合気を供給する必要があり、過給機によ
り予め高圧縮された混合気を供給する必要がある。一般
に過給気に排気タービン過給機を用いることがほとんど
であり、このように混合気の圧縮仕事を増大するという
ことは、過給機タービンでの膨張仕事を大きくするとい
うことに他ならない。また、理論空気比エンジンに比べ
て膨張仕事を大きくするためには、排気タービン入り口
圧力を高くする必要がある。希薄燃焼エンジンにおいて
は、排気ガス温度が低いので排気ガスエネルギが少ない
割に大きな膨張仕事を得るためにはエンジンの排気ター
ビン入口圧力を高くせざるをえない。つまり、希薄燃焼
ミラーサイクルエンジンは、従来のエンジンあるいは理
論空気比ミラーサイクルエンジンに比べ、ポンピングロ
スが大きくなりやすい。このため、熱膨張比を大きくし
たことによるミラーサイクルエンジンの効率向上の効果
を充分に確保し難い。
うな希薄燃焼ミラーサイクルを実際のエンジンに適用し
ようとすると、以下の問題が発生する。ミラーサイクル
のエンジンへの適用にあっては、エンジンの膨張比を圧
縮比よりも大きくする。これには、エンジンのストロー
クを大きくし、膨張終了時のシリンダ容積を大きくする
方法と、エンジンのストロークを一定とし、圧縮開始時
のシリンダ容積を小さくする方法とがある。前者の方法
は、シリンダ容積が極めて大きくなり、単位出力あたり
のエンジンが大きくなりすぎ、実用的でない。従って、
実際には、後者の方法を用いることが多い。この場合、
エンジンの出力を維持するためには、小さなシリンダ容
積に高密度の混合気を供給する必要があり、過給機によ
り予め高圧縮された混合気を供給する必要がある。一般
に過給気に排気タービン過給機を用いることがほとんど
であり、このように混合気の圧縮仕事を増大するという
ことは、過給機タービンでの膨張仕事を大きくするとい
うことに他ならない。また、理論空気比エンジンに比べ
て膨張仕事を大きくするためには、排気タービン入り口
圧力を高くする必要がある。希薄燃焼エンジンにおいて
は、排気ガス温度が低いので排気ガスエネルギが少ない
割に大きな膨張仕事を得るためにはエンジンの排気ター
ビン入口圧力を高くせざるをえない。つまり、希薄燃焼
ミラーサイクルエンジンは、従来のエンジンあるいは理
論空気比ミラーサイクルエンジンに比べ、ポンピングロ
スが大きくなりやすい。このため、熱膨張比を大きくし
たことによるミラーサイクルエンジンの効率向上の効果
を充分に確保し難い。
【０００４】この状況を、エンジンのＰＶ曲線に基づい
て説明すると以下のようになる。一般的なターボ過給式
ガスエンジンのＰＶ曲線を図６に示す。図６の斜線部分
が正の仕事を表し、網かけ部分が負の仕事（ポンピング
ロス）を表すので、ガスエンジンの仕事量は、斜線部分
から網かけ部分を引いたものとなる。熱効率が良いエン
ジンとは、同消費燃料量で、斜線部分から網かけ部分を
引いた部分の面積が大きいエンジンを意味する。図７
に、ミラーサイクルでない希薄燃焼ガスエンジンの低圧
部のＰＶ曲線を示す。この場合、前述の理由から過給機
タービン入口圧力を低く抑制できるので、エンジンの排
気行程中のシリンダ内圧力は低く、ポンピングロスも小
さく維持される。これに対して、希薄燃焼ミラーサイク
ルでは、過給機の圧縮仕事・膨張仕事が大きく、しかも
排気温度が低いので、過給機タービン入口圧力が高くな
る傾向にある。また、過給機の圧力比が大きく過給機を
効率の良い圧力比の低いポイントで使用できないのでタ
ーボ過給機の効率が低下し、エンジンの排気タービン入
り口圧力はさらに高くなってしまうため、図７に示すエ
ンジン構造をそのまま適応して希薄ミラーサイクルとす
ると、ポンピングロスは図８に示すように大きくなる。
即ち、上述のようにミラーサイクルエンジンの効率が充
分に発揮できないこととなる。
て説明すると以下のようになる。一般的なターボ過給式
ガスエンジンのＰＶ曲線を図６に示す。図６の斜線部分
が正の仕事を表し、網かけ部分が負の仕事（ポンピング
ロス）を表すので、ガスエンジンの仕事量は、斜線部分
から網かけ部分を引いたものとなる。熱効率が良いエン
ジンとは、同消費燃料量で、斜線部分から網かけ部分を
引いた部分の面積が大きいエンジンを意味する。図７
に、ミラーサイクルでない希薄燃焼ガスエンジンの低圧
部のＰＶ曲線を示す。この場合、前述の理由から過給機
タービン入口圧力を低く抑制できるので、エンジンの排
気行程中のシリンダ内圧力は低く、ポンピングロスも小
さく維持される。これに対して、希薄燃焼ミラーサイク
ルでは、過給機の圧縮仕事・膨張仕事が大きく、しかも
排気温度が低いので、過給機タービン入口圧力が高くな
る傾向にある。また、過給機の圧力比が大きく過給機を
効率の良い圧力比の低いポイントで使用できないのでタ
ーボ過給機の効率が低下し、エンジンの排気タービン入
り口圧力はさらに高くなってしまうため、図７に示すエ
ンジン構造をそのまま適応して希薄ミラーサイクルとす
ると、ポンピングロスは図８に示すように大きくなる。
即ち、上述のようにミラーサイクルエンジンの効率が充
分に発揮できないこととなる。
【０００５】従って、従来よりミラーサイクルエンジン
と希薄燃焼を組み合わせたコンセプトは知られているも
のの、未だ希薄燃焼ミラーサイクルエンジンは実用化に
至っていない。本発明の目的は、希薄燃焼をおこなうミ
ラーサイクルエンジンにおいてポンピングロスを合理的
範囲に抑えることができ、熱効率の点で有利な希薄燃焼
ミラーサイクルエンジンを得ることにある。
と希薄燃焼を組み合わせたコンセプトは知られているも
のの、未だ希薄燃焼ミラーサイクルエンジンは実用化に
至っていない。本発明の目的は、希薄燃焼をおこなうミ
ラーサイクルエンジンにおいてポンピングロスを合理的
範囲に抑えることができ、熱効率の点で有利な希薄燃焼
ミラーサイクルエンジンを得ることにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】上記の課題の解決にあた
って、発明者らは、希薄燃焼ミラーサイクルエンジンの
排気行程中のシリンダ圧力を下げ、エンジンの燃費を向
上させることを考えた。さらに具体的には、希薄燃焼ミ
ラーサイクルエンジンにおいては、給気弁閉時期および
空気過剰率と、排気マニホールドの容積との関係を適正
化することにより、エンジンのポンピングロスを小さく
でき、エンジン効率を改善できることを見出し、本願発
明を完成した。希薄燃焼ミラーサイクルとして大きな効
果を発揮できるエンジンの運転条件範囲は、後に示すよ
うに空気過剰率が１．５以上で、給気弁閉時期基準圧縮
比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以下の範囲であり、
このような範囲でエンジンが使用されることが好まし
い。ここで、行程容積基準圧縮比は、ピストンが上死点
にあるときのシリンダ内容積Ｖ２／ピストンが下死点に
あるときのシリンダ内容積Ｖ１と、さらに給気弁閉時期
基準圧縮比は、ピストンが上死点にあるときのシリンダ
内容積Ｖ２／給気弁が遅閉じを行う時点でのシリンダ内
容積Ｖ３と定義される。さらに空気過剰率γは、理論混
合比に対する空燃比Ａ／Ｆとして定義される。また、本
願にあって排気マニホールドの容積とは、エンジンの各
シリンダの出口から過給機ターボ入り口までの容積を意
味する。上記の目的を達成するための希薄燃焼ミラーサ
イクルガスエンジンの構成は、請求項１に記載されてい
るように、排気マニホールドの容積とエンジン総排気量
との比をｔ、給気弁閉基準圧縮比と行程容積基準圧縮比
との比をｕ、空気過剰率をγとするに、給気弁閉時期基
準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以下、空気過
剰率γが１．５以上で運転され、排気マニホールド容積
が、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満足する範囲と
されていることにある。排気マニホールド容積を、前記
ｕとγとの関係において、前記の要件を充たすようにし
ておくと、希薄燃焼ミラーサイクルにおいて問題となる
ポンピングロスを、その下限値に近い状態にまで抑える
ことができる。ここで、ｔが上記下限値より小さいとポ
ンピングロスが急激に増加し、好ましくない。一方、ｔ
が３より大きくなると、排気マニホールドが大きくなり
すぎ、実際上、高コストになるので実用的でない。両圧
縮比の関係と空気過剰率とを、上記の状態にすることに
より、エンジン効率を比較的高く維持できる運転状態を
実現できるが、このようなチューニングされた状態にお
いて、さらに排気マニホールド容積を適正にすること
で、より高い効率を実現できる。ここで、給気弁閉時期
基準の下限は、４程度であり、空気過剰率の上限は、
２．５程度となる。結局、過給機で加圧した給気を冷却
器で冷却した後に給気ポートを介してシリンダ内に給気
するとともに、前記シリンダの前記給気ポート側に備え
られた給気弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内の
給気の一部を前記給気ポートに吹き戻すことで膨張比よ
りも圧縮比を低下させるミラーサイクルエンジンの運転
方法としては、請求項５に記載されているように、給気
弁閉時期基準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以
下、空気過剰率γが１．５以上の運転条件において、排
気マニホールドの容積とエンジン総排気量との比をｔ、
給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との比をｕ
として、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満たすミラ
ーサイクルエンジンを採用することが、ポンピングロス
低減と、ひいては、エンジン効率の向上との点で好まし
いのである。
って、発明者らは、希薄燃焼ミラーサイクルエンジンの
排気行程中のシリンダ圧力を下げ、エンジンの燃費を向
上させることを考えた。さらに具体的には、希薄燃焼ミ
ラーサイクルエンジンにおいては、給気弁閉時期および
空気過剰率と、排気マニホールドの容積との関係を適正
化することにより、エンジンのポンピングロスを小さく
でき、エンジン効率を改善できることを見出し、本願発
明を完成した。希薄燃焼ミラーサイクルとして大きな効
果を発揮できるエンジンの運転条件範囲は、後に示すよ
うに空気過剰率が１．５以上で、給気弁閉時期基準圧縮
比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以下の範囲であり、
このような範囲でエンジンが使用されることが好まし
い。ここで、行程容積基準圧縮比は、ピストンが上死点
にあるときのシリンダ内容積Ｖ２／ピストンが下死点に
あるときのシリンダ内容積Ｖ１と、さらに給気弁閉時期
基準圧縮比は、ピストンが上死点にあるときのシリンダ
内容積Ｖ２／給気弁が遅閉じを行う時点でのシリンダ内
容積Ｖ３と定義される。さらに空気過剰率γは、理論混
合比に対する空燃比Ａ／Ｆとして定義される。また、本
願にあって排気マニホールドの容積とは、エンジンの各
シリンダの出口から過給機ターボ入り口までの容積を意
味する。上記の目的を達成するための希薄燃焼ミラーサ
イクルガスエンジンの構成は、請求項１に記載されてい
るように、排気マニホールドの容積とエンジン総排気量
との比をｔ、給気弁閉基準圧縮比と行程容積基準圧縮比
との比をｕ、空気過剰率をγとするに、給気弁閉時期基
準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以下、空気過
剰率γが１．５以上で運転され、排気マニホールド容積
が、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満足する範囲と
されていることにある。排気マニホールド容積を、前記
ｕとγとの関係において、前記の要件を充たすようにし
ておくと、希薄燃焼ミラーサイクルにおいて問題となる
ポンピングロスを、その下限値に近い状態にまで抑える
ことができる。ここで、ｔが上記下限値より小さいとポ
ンピングロスが急激に増加し、好ましくない。一方、ｔ
が３より大きくなると、排気マニホールドが大きくなり
すぎ、実際上、高コストになるので実用的でない。両圧
縮比の関係と空気過剰率とを、上記の状態にすることに
より、エンジン効率を比較的高く維持できる運転状態を
実現できるが、このようなチューニングされた状態にお
いて、さらに排気マニホールド容積を適正にすること
で、より高い効率を実現できる。ここで、給気弁閉時期
基準の下限は、４程度であり、空気過剰率の上限は、
２．５程度となる。結局、過給機で加圧した給気を冷却
器で冷却した後に給気ポートを介してシリンダ内に給気
するとともに、前記シリンダの前記給気ポート側に備え
られた給気弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内の
給気の一部を前記給気ポートに吹き戻すことで膨張比よ
りも圧縮比を低下させるミラーサイクルエンジンの運転
方法としては、請求項５に記載されているように、給気
弁閉時期基準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以
下、空気過剰率γが１．５以上の運転条件において、排
気マニホールドの容積とエンジン総排気量との比をｔ、
給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との比をｕ
として、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満たすミラ
ーサイクルエンジンを採用することが、ポンピングロス
低減と、ひいては、エンジン効率の向上との点で好まし
いのである。
【０００７】このようなｔの範囲は、請求項２に記載さ
れているように、前記排気マニホールドの容積とエンジ
ン総排気量との比ｔが（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ≦０．
８の範囲に設定できる。このｔの下限は、排気マニホー
ルド容積を増加させていった場合に、所定のエンジン運
転条件において到達できるポンピングロスの下限をほぼ
実現する下限値であり、この値を下限として設定するこ
とで、ポンピングロスを十分に抑えた状態で希薄燃焼ミ
ラーサイクルを実現できる。さらに、ｔを１程度までと
することで、排気マニホールド容積を過大にならない状
態に維持できる。また、上述した範囲に排気マニホール
ドを設定した場合、排気マニホールドの容積は給気機弁
の遅閉じが進むにつれて大きくなることとなる。これは
過給機仕事が大きき時ほど、排気マニホールド容積が大
きくなることを意味し、これにより過給機タービン入り
口の圧力変動が小さくなるので、過給機の効率が向上
し、ガスエンジンの効率も向上できる。
れているように、前記排気マニホールドの容積とエンジ
ン総排気量との比ｔが（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ≦０．
８の範囲に設定できる。このｔの下限は、排気マニホー
ルド容積を増加させていった場合に、所定のエンジン運
転条件において到達できるポンピングロスの下限をほぼ
実現する下限値であり、この値を下限として設定するこ
とで、ポンピングロスを十分に抑えた状態で希薄燃焼ミ
ラーサイクルを実現できる。さらに、ｔを１程度までと
することで、排気マニホールド容積を過大にならない状
態に維持できる。また、上述した範囲に排気マニホール
ドを設定した場合、排気マニホールドの容積は給気機弁
の遅閉じが進むにつれて大きくなることとなる。これは
過給機仕事が大きき時ほど、排気マニホールド容積が大
きくなることを意味し、これにより過給機タービン入り
口の圧力変動が小さくなるので、過給機の効率が向上
し、ガスエンジンの効率も向上できる。
【０００８】さらに、前記排気マニホールドの容積とエ
ンジン総排気量との比ｔは、（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ
≦０．６の範囲に設定されていることがさらに好まし
い。ｔの下限は上述の理由によるが、上限は実用性を考
慮したものである。
ンジン総排気量との比ｔは、（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ
≦０．６の範囲に設定されていることがさらに好まし
い。ｔの下限は上述の理由によるが、上限は実用性を考
慮したものである。
【０００９】このように、エンジン総排気量に対する排
気マニホールド容積を設定する方法にあっては、請求項
３に記載されている様に、排気マニホールドの容積とエ
ンジン総排気量との比ｔの範囲を、給気弁閉基準圧縮機
比と行程容積基準圧縮比との比ｕの逆数１／ｕ及びエン
ジン空気過剰率γとに基づいて設定することが好まし
い。このような希薄燃焼ミラーサイクルにあっては、排
気マニホールド部位における圧力は、上記の１／ｕとγ
とに依存することとなるため、これらの要件を考慮して
排気マニホールド容積を決定することで、希薄燃焼ミラ
ーサイクルを実現する場合に、ポンピングロスを十分に
低い状態とし、効率の向上を達成できるエンジンを得る
こととなる。上述するように、エンジン総排気量に対す
る排気マニホールド容積の設定を上記の請求項４に記載
されているような方法で設定することが好ましいが、こ
の場合も、請求項５に記載されている様に、前記排気マ
ニホールド容積とエンジン総排気量との比ｔを設定する
のに、（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ≦０．８を満足するも
のとすることが好ましい。この理由は、先に説明したと
同様である。なお、このミラーサイクルは、制御の複雑
さから、一定負荷、一定回転数で運転されるコージェネ
レーション用エンジンに特に有効であるが、ディーゼル
エンジンでは燃料の噴射時期と噴射量を制御することに
より、ノッキングを回避することが可能であるので、ミ
ラーサイクルを適用しても大きな効果は得られない。こ
のため、特にコージェネーレーション用ガスエンジンに
おいて、本願のような希薄燃焼ミラーサイクルを実現で
きるエンジン構造を採用することが特に有効である。
気マニホールド容積を設定する方法にあっては、請求項
３に記載されている様に、排気マニホールドの容積とエ
ンジン総排気量との比ｔの範囲を、給気弁閉基準圧縮機
比と行程容積基準圧縮比との比ｕの逆数１／ｕ及びエン
ジン空気過剰率γとに基づいて設定することが好まし
い。このような希薄燃焼ミラーサイクルにあっては、排
気マニホールド部位における圧力は、上記の１／ｕとγ
とに依存することとなるため、これらの要件を考慮して
排気マニホールド容積を決定することで、希薄燃焼ミラ
ーサイクルを実現する場合に、ポンピングロスを十分に
低い状態とし、効率の向上を達成できるエンジンを得る
こととなる。上述するように、エンジン総排気量に対す
る排気マニホールド容積の設定を上記の請求項４に記載
されているような方法で設定することが好ましいが、こ
の場合も、請求項５に記載されている様に、前記排気マ
ニホールド容積とエンジン総排気量との比ｔを設定する
のに、（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ≦０．８を満足するも
のとすることが好ましい。この理由は、先に説明したと
同様である。なお、このミラーサイクルは、制御の複雑
さから、一定負荷、一定回転数で運転されるコージェネ
レーション用エンジンに特に有効であるが、ディーゼル
エンジンでは燃料の噴射時期と噴射量を制御することに
より、ノッキングを回避することが可能であるので、ミ
ラーサイクルを適用しても大きな効果は得られない。こ
のため、特にコージェネーレーション用ガスエンジンに
おいて、本願のような希薄燃焼ミラーサイクルを実現で
きるエンジン構造を採用することが特に有効である。
【００１０】
【発明の実施の形態】ターボ過給式ガスエンジン１のフ
ローを図１に示す。給気系では、ミキサー２にて混合さ
れた混合気が過給機１０のブロア部３にて圧縮される。
圧縮により高温になった混合気は給気冷却器４により冷
却されてから、給気ポート５に導かれ、ガスエンジン１
のシリンダ６内に供給される。排気は、過給機のタービ
ン部７を通過して過給機１０を駆動させた後、排気され
る。このエンジン１の運転にあたっては、過給機１０で
加圧した給気を吸気冷却器４で冷却した後に給気ポート
５を介してシリンダ６内に給気するとともに、前記シリ
ンダ６の前記給気ポート側に備えられた給気弁５０を下
死点より遅らせて閉じてシリンダ６内の給気の一部を給
気ポート５に吹き戻すことで膨張比よりも圧縮比を低下
させて運転する。この場合に、給気弁閉時期基準圧縮比
を行程容積基準圧縮比の０．７倍以下（好ましくは０．
７以下０．３以上）で、空気過剰率γを１．５以上（好
ましくは１．５以上２．５以下）で運転する。
ローを図１に示す。給気系では、ミキサー２にて混合さ
れた混合気が過給機１０のブロア部３にて圧縮される。
圧縮により高温になった混合気は給気冷却器４により冷
却されてから、給気ポート５に導かれ、ガスエンジン１
のシリンダ６内に供給される。排気は、過給機のタービ
ン部７を通過して過給機１０を駆動させた後、排気され
る。このエンジン１の運転にあたっては、過給機１０で
加圧した給気を吸気冷却器４で冷却した後に給気ポート
５を介してシリンダ６内に給気するとともに、前記シリ
ンダ６の前記給気ポート側に備えられた給気弁５０を下
死点より遅らせて閉じてシリンダ６内の給気の一部を給
気ポート５に吹き戻すことで膨張比よりも圧縮比を低下
させて運転する。この場合に、給気弁閉時期基準圧縮比
を行程容積基準圧縮比の０．７倍以下（好ましくは０．
７以下０．３以上）で、空気過剰率γを１．５以上（好
ましくは１．５以上２．５以下）で運転する。
【００１１】さて、上記の構成のミラーサイクルガスエ
ンジンを対象として、排気マニホールドの容積を変化さ
せて、ポンピングロスの変化を調べた。この調査に当た
っては、実機における実験を行うと共に、数値シミュレ
ーションを行った。結果を図２に示した。以下、実験状
況と数値シミュレーションの状況を順に説明する。 ［実験］エンジン回転数を１２００ｒｐｍ、空気過剰率
γを２に保った状態において、排気マニホールド容積
を、排気マニホールド容積／エンジン総排気量で、０．
１と０．４に変化させると共に、給気弁閉基準圧縮機比
と行程容積基準圧縮比との比ｕを、０．４から０．７の
範囲で変化させた。これら以外のエンジンの主な要件に
関しては、以下のようにした。 主燃料 都市ガス１３Ａ、 総行程容積 ４０８６×６ｃｃ、 シリンダ数 ６、内径×行程（ｍｍ）１７０×１８０， 給気弁開閉時期 ｏｐｅｎｅｄ ３８°ｄｅｇ ＢＴＤＣ， ｃｌｏｓｅｄ ４５〜１１６° ＡＢＤＣ 排気弁開閉時期 ｏｐｅｎｅｄ ５８° ｄｅｇ ＢＢＤＣ， ｃｌｏｓｅｄ ２５° ｄｅｇ ＡＴＤＣ， アフタークーラの出口の給気温度は４５℃程度とし、給
気圧力は９．８×１０ 4 Ｐａから２．４５×１０4 Ｐａ
程度とした。結果を図２に丸印で示した。 ［数値シミュレーション］上記の実験に対応して、エン
ジン回転数、空気過剰率γ等を、上記の条件に相当する
ものとし、ｕを上記と同様の値とした場合における、排
気マニホールドの容積の変化に対するポンピングロスを
求めた。シミュレーションの結果を図２の実線で示し
た。各線に対応して、パラメータとしてのｕを示した。
ｕも０．４〜０．７まで変化させた。図中、排気マニホ
ールドの容積は、エンジン総排気量の倍数で示してい
る。この図より、排気マニホールドの容積を大きくする
と、ポンピングロスが小さくなり、下限値が存在するこ
とがわかる。図２で示すような状況は、以下のように説
明できる。必要な排気マニホールドの大きさは、おおむ
ね（１／ｕ)0.5に比例する。さらに、１／ｕは、給気弁
閉時期を示すパラメータであるが、この値が大きい程、
給気圧が高いことを意味する。遅閉じが進むほど、高い
給気圧が必要であるため、必然的にエンジン排気行程中
のシリンダ内圧力も大きくなり、ポンピングロスが増大
する。エンジン排気行程中のシリンダ内圧力を下げるた
めには、排気マニホールド内の圧力が一定であるほどよ
く、このためには、大きな排気マニホールドが必要とな
る。一方、空気過剰率γを大ききするためには、やはり
高い給気圧が必要であり、同様の傾向を持つこととな
る。即ち、効率向上に必要な排気マニホールドの大きさ
は、おおむね、（１／ｕ×γ)0.5に比例した大きさとな
る。従って、この指標に従って、排気マニホールド容積
の下限値を設定することが好ましいのである。更に、図
２の数値計算結果からも判明するように、ｕを一定に維
持した場合におけるポンピングロスは、排気マニホール
ド容積の増加に従ってｔが小さい領域では比較的早期に
減少するが、ｔがある値の範囲を超えるとこの減少が起
こらなくなる。即ち、図２においてポンピングロスを示
す線は横軸に平行な線となる。このように、ポンピング
ロスを減少できない領域まで排気マニホールド容積を増
加させることは、エンジンの大型化を招来するだけであ
る。従って、ｔの下限値は、図２に示すように、（１／
ｕ×γ)0.5／１０（破線で示す）、もしくは（１／ｕ×
γ)0.5／６（二点鎖線で示す）とすることができる。こ
こで、前者の限界は、減少傾向に変化の兆しがあらわれ
る限界であり、後者の限界は、排気マニホールド容積の
増加に伴う改善が認められない限界である。排気マニホ
ールド容積の上限に関しては、エンジン排気量の３倍程
度が実用上の理由から限界となる。また、実験結果と数
値シミュレーション結果はよく一致している。
ンジンを対象として、排気マニホールドの容積を変化さ
せて、ポンピングロスの変化を調べた。この調査に当た
っては、実機における実験を行うと共に、数値シミュレ
ーションを行った。結果を図２に示した。以下、実験状
況と数値シミュレーションの状況を順に説明する。 ［実験］エンジン回転数を１２００ｒｐｍ、空気過剰率
γを２に保った状態において、排気マニホールド容積
を、排気マニホールド容積／エンジン総排気量で、０．
１と０．４に変化させると共に、給気弁閉基準圧縮機比
と行程容積基準圧縮比との比ｕを、０．４から０．７の
範囲で変化させた。これら以外のエンジンの主な要件に
関しては、以下のようにした。 主燃料 都市ガス１３Ａ、 総行程容積 ４０８６×６ｃｃ、 シリンダ数 ６、内径×行程（ｍｍ）１７０×１８０， 給気弁開閉時期 ｏｐｅｎｅｄ ３８°ｄｅｇ ＢＴＤＣ， ｃｌｏｓｅｄ ４５〜１１６° ＡＢＤＣ 排気弁開閉時期 ｏｐｅｎｅｄ ５８° ｄｅｇ ＢＢＤＣ， ｃｌｏｓｅｄ ２５° ｄｅｇ ＡＴＤＣ， アフタークーラの出口の給気温度は４５℃程度とし、給
気圧力は９．８×１０ 4 Ｐａから２．４５×１０4 Ｐａ
程度とした。結果を図２に丸印で示した。 ［数値シミュレーション］上記の実験に対応して、エン
ジン回転数、空気過剰率γ等を、上記の条件に相当する
ものとし、ｕを上記と同様の値とした場合における、排
気マニホールドの容積の変化に対するポンピングロスを
求めた。シミュレーションの結果を図２の実線で示し
た。各線に対応して、パラメータとしてのｕを示した。
ｕも０．４〜０．７まで変化させた。図中、排気マニホ
ールドの容積は、エンジン総排気量の倍数で示してい
る。この図より、排気マニホールドの容積を大きくする
と、ポンピングロスが小さくなり、下限値が存在するこ
とがわかる。図２で示すような状況は、以下のように説
明できる。必要な排気マニホールドの大きさは、おおむ
ね（１／ｕ)0.5に比例する。さらに、１／ｕは、給気弁
閉時期を示すパラメータであるが、この値が大きい程、
給気圧が高いことを意味する。遅閉じが進むほど、高い
給気圧が必要であるため、必然的にエンジン排気行程中
のシリンダ内圧力も大きくなり、ポンピングロスが増大
する。エンジン排気行程中のシリンダ内圧力を下げるた
めには、排気マニホールド内の圧力が一定であるほどよ
く、このためには、大きな排気マニホールドが必要とな
る。一方、空気過剰率γを大ききするためには、やはり
高い給気圧が必要であり、同様の傾向を持つこととな
る。即ち、効率向上に必要な排気マニホールドの大きさ
は、おおむね、（１／ｕ×γ)0.5に比例した大きさとな
る。従って、この指標に従って、排気マニホールド容積
の下限値を設定することが好ましいのである。更に、図
２の数値計算結果からも判明するように、ｕを一定に維
持した場合におけるポンピングロスは、排気マニホール
ド容積の増加に従ってｔが小さい領域では比較的早期に
減少するが、ｔがある値の範囲を超えるとこの減少が起
こらなくなる。即ち、図２においてポンピングロスを示
す線は横軸に平行な線となる。このように、ポンピング
ロスを減少できない領域まで排気マニホールド容積を増
加させることは、エンジンの大型化を招来するだけであ
る。従って、ｔの下限値は、図２に示すように、（１／
ｕ×γ)0.5／１０（破線で示す）、もしくは（１／ｕ×
γ)0.5／６（二点鎖線で示す）とすることができる。こ
こで、前者の限界は、減少傾向に変化の兆しがあらわれ
る限界であり、後者の限界は、排気マニホールド容積の
増加に伴う改善が認められない限界である。排気マニホ
ールド容積の上限に関しては、エンジン排気量の３倍程
度が実用上の理由から限界となる。また、実験結果と数
値シミュレーション結果はよく一致している。
【００１２】［実験］図３に、本願発明の一例である、
圧縮比の比を０．４、空気過剰率を２として、エンジン
回転数を１２００（γｐｍ）とした場合において、排気
マニホールド容積をエンジン排気量の０．４倍（ｔ＝
０．４）としたときのエンジンの低圧部のＰＶを示す。
図８に示す従来例（ｔ＝０．１）に比べて、エンジンの
ポンピングロスが減少していることが確認できる。ポン
ピングロスは、従来例の約２／３に低減できた。（平均
有効圧力が１１０×１０4 Ｐａのエンジンにおいて、ポ
ンピングロスが５．９×１０4 Ｐａから３．９×１０4
Ｐａに改善され、エンジン効率は０．７〜０．８％改善
される）。
圧縮比の比を０．４、空気過剰率を２として、エンジン
回転数を１２００（γｐｍ）とした場合において、排気
マニホールド容積をエンジン排気量の０．４倍（ｔ＝
０．４）としたときのエンジンの低圧部のＰＶを示す。
図８に示す従来例（ｔ＝０．１）に比べて、エンジンの
ポンピングロスが減少していることが確認できる。ポン
ピングロスは、従来例の約２／３に低減できた。（平均
有効圧力が１１０×１０4 Ｐａのエンジンにおいて、ポ
ンピングロスが５．９×１０4 Ｐａから３．９×１０4
Ｐａに改善され、エンジン効率は０．７〜０．８％改善
される）。
【００１３】一方 図４に、圧縮比の比ｕとエンジン軸
端効率の関係を示す。ｕを大きくすると、図４に示すよ
うに、ポンピングロスは低下するものの、逆にエンジン
軸端効率が悪くなる。これは、ｕを大きくすることによ
り（吸気弁閉時期を早める）、圧縮比＜膨張比というミ
ラーサイクルエンジンの本来の有利性が弱くなり、ノッ
キングを発生するためであり、このため良好な燃焼が実
現できない。給気弁閉時期をさらに早めると、この傾向
は一層強まるものと思われ、ミラーサイクルの有利性を
発揮できない。即ち、ミラーサイクルとしての効果を期
待する場合、ｕを０．７以下とすることが適当である。
さらに、この値が０．４より低くなると、再度、効率の
低下傾向が現れる。この実験にあたっては、先に示した
実験の条件を踏襲し、エンジン回転数１２００回転、空
気過剰率２に固定した。
端効率の関係を示す。ｕを大きくすると、図４に示すよ
うに、ポンピングロスは低下するものの、逆にエンジン
軸端効率が悪くなる。これは、ｕを大きくすることによ
り（吸気弁閉時期を早める）、圧縮比＜膨張比というミ
ラーサイクルエンジンの本来の有利性が弱くなり、ノッ
キングを発生するためであり、このため良好な燃焼が実
現できない。給気弁閉時期をさらに早めると、この傾向
は一層強まるものと思われ、ミラーサイクルの有利性を
発揮できない。即ち、ミラーサイクルとしての効果を期
待する場合、ｕを０．７以下とすることが適当である。
さらに、この値が０．４より低くなると、再度、効率の
低下傾向が現れる。この実験にあたっては、先に示した
実験の条件を踏襲し、エンジン回転数１２００回転、空
気過剰率２に固定した。
【００１４】図５に空気過剰率γとエンジン軸端効率の
関係を示す。空気過剰率γを小さくしすぎると、ノッキ
ングが発生するため、良好な燃焼ができず、空気過剰率
１．５以上を確保することが必要である。エンジン回転
数１２００回転、ｕ＝０．４に固定した。ここで、空気
過剰率γの上限は燃焼の安定上（希薄になり過ぎると燃
焼が不安定になる）の理由から２．５となる。
関係を示す。空気過剰率γを小さくしすぎると、ノッキ
ングが発生するため、良好な燃焼ができず、空気過剰率
１．５以上を確保することが必要である。エンジン回転
数１２００回転、ｕ＝０．４に固定した。ここで、空気
過剰率γの上限は燃焼の安定上（希薄になり過ぎると燃
焼が不安定になる）の理由から２．５となる。
【図１】ミラーサイクルガスエンジンの構成を示す図
【図２】排気マニホールド容積／エンジン排気量ｔとポ
ンピングロスとの関係を示す図
ンピングロスとの関係を示す図
【図３】本願要件を充たす排気マニホールドを備えたエ
ンジンのＰＶ線図
ンジンのＰＶ線図
【図４】給気弁基準圧縮比／行程容積基準圧縮比ｕとエ
ンジン効率との関係を示す図
ンジン効率との関係を示す図
【図５】空気過剰率γとエンジン効率との関係を示す図
【図６】ポンピングロスの説明図
【図７】ミラーサイクルでない希薄燃焼ガスエンジンの
ＰＶ線図
ＰＶ線図
【図８】図７に示すエンジンをミラーサイクルとして運
転した場合のＰＶ線図
転した場合のＰＶ線図
１ 希薄燃焼ミラーサイクルエンジン ２ ミキサー ３ 過給機ブロアー ４ 給気冷却器 ５ 給気ポート ６ シリンダ ７ 過給機タービン １０ 過給機 ５０ 給気弁
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） Ｆ０２Ｄ 13/02 Ｆ０２Ｄ 13/02 Ｄ 15/00 15/00 Ｅ 23/00 23/00 Ｌ Ｆ０２Ｍ 21/02 ３０１ Ｆ０２Ｍ 21/02 ３０１Ｈ 31/20 31/20 Ａ (72)発明者 鶴崎 将弘 大阪府大阪市中央区平野町四丁目１番２号 大阪瓦斯株式会社内 (72)発明者 合田 泰規 大阪府大阪市中央区平野町四丁目１番２号 大阪瓦斯株式会社内 (72)発明者 角濱 義隆 東京都千代田区丸の内二丁目５番１号 三 菱重工業株式会社内 (72)発明者 遠藤 浩之 東京都千代田区丸の内二丁目５番１号 三 菱重工業株式会社内 Ｆターム(参考） 3G004 AA01 BA03 DA12 3G092 AA09 AA11 AA12 AA18 AB06 AC08 BA04 DA01 DA08 DB03 DD03 DE04S DE18S EA04 FA16 FA25 HA13X HA14X
Claims (5)
- 【請求項１】 過給機で加圧した給気を冷却器で冷却し
た後に給気ポートを介してシリンダ内に給気するととも
に、前記シリンダの前記給気ポート側に備えられた給気
弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内の給気の一部
を前記給気ポートに吹き戻すことで膨張比よりも圧縮比
を低下させるミラーサイクルエンジンであって、給気弁
閉時期基準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７倍以
下、空気過剰率γが１．５以上で運転され、排気マニホ
ールドの容積とエンジン総排気量との比をｔ、給気弁閉
基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との比をｕとする
に、 （１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３ を満たすミラーサイクルエンジン。 - 【請求項２】 前記排気マニホールドの容積とエンジン
総排気量との比ｔが（１／ｕ×γ)0.5／６≦ｔ≦０．８
に設定されている請求項１記載のミラーサイクルエンジ
ン。 - 【請求項３】 過給機で加圧した給気を冷却器で冷却し
た後に給気ポートを介してシリンダ内に給気するととも
に、前記シリンダの前記給気ポート側に備えられた給気
弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内の給気の一部
を前記給気ポートに吹き戻すことで膨張比よりも圧縮比
を低下させるミラーサイクルエンジンの排気マニホール
ド容積の設定方法であって、排気マニホールド容積の下
限を、給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との
比ｕの逆数１／ｕ及び空気過剰率γとに基づいて設定す
るミラーサイクルエンジンの排気マニホールド容積の設
定方法。 - 【請求項４】 前記排気マニホールドの容積とエンジン
総排気量との比ｔを設定するに、（１／ｕ×γ)0.5／６
≦ｔ≦０．８を満足するものとする請求項３記載のミラ
ーサイクルエンジンの排気マニホールド容積の設定方
法。 - 【請求項５】 過給機で加圧した給気を冷却器で冷却し
た後に給気ポートを介してシリンダ内に給気するととも
に、前記シリンダの前記給気ポート側に備えられた給気
弁を下死点より遅らせて閉じてシリンダ内の給気の一部
を前記給気ポートに吹き戻すことで膨張比よりも圧縮比
を低下させるミラーサイクルエンジンの運転方法であっ
て、 給気弁閉時期基準圧縮比が行程容積基準圧縮比の０．７
倍以下、空気過剰率γが１．５以上の運転条件におい
て、排気マニホールドの容積とエンジン総排気量との比
をｔ、給気弁閉基準圧縮機比と行程容積基準圧縮比との
比をｕとして、（１／ｕ×γ)0.5／１０≦ｔ≦３を満た
すミラーサイクルを採用するミラーサイクルエンジンの
運転方法。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000002536A JP4338275B2 (ja) | 2000-01-11 | 2000-01-11 | ミラーサイクルエンジンの運転方法及び排気マニホールド容積の設定方法 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000002536A JP4338275B2 (ja) | 2000-01-11 | 2000-01-11 | ミラーサイクルエンジンの運転方法及び排気マニホールド容積の設定方法 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001193468A true JP2001193468A (ja) | 2001-07-17 |
| JP4338275B2 JP4338275B2 (ja) | 2009-10-07 |
Family
ID=18531632
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000002536A Expired - Lifetime JP4338275B2 (ja) | 2000-01-11 | 2000-01-11 | ミラーサイクルエンジンの運転方法及び排気マニホールド容積の設定方法 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4338275B2 (ja) |
Cited By (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2003013756A (ja) * | 2001-06-28 | 2003-01-15 | Toyota Motor Corp | 可変動弁機構を備える内燃機関 |
| US6883314B2 (en) * | 2002-08-01 | 2005-04-26 | Caterpillar Inc. | Cooling of engine combustion air |
| US7222614B2 (en) * | 1996-07-17 | 2007-05-29 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| JP2007224834A (ja) * | 2006-02-24 | 2007-09-06 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ガスエンジンの吸気装置 |
| JP2009115024A (ja) * | 2007-11-08 | 2009-05-28 | Mitsui Eng & Shipbuild Co Ltd | 等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関 |
| US7918090B2 (en) * | 2007-06-26 | 2011-04-05 | Hitachi, Ltd. | Method and apparatus for controlling an internal combustion engine |
| US8215292B2 (en) | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| CN103557068A (zh) * | 2013-10-24 | 2014-02-05 | 朱譞晟 | 超高增压的涡轮增压米勒循环发动机 |
| EP3256704A4 (en) * | 2015-02-10 | 2018-10-03 | Westport Power Inc. | Reducing unburned hydrocarbon emissions in gaseous fuelled lean-burn engines |
| CN111779584A (zh) * | 2019-04-03 | 2020-10-16 | 广州汽车集团股份有限公司 | 一种燃料燃烧系统及发动机燃烧控制方法 |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN104747276A (zh) * | 2015-03-31 | 2015-07-01 | 安徽江淮汽车股份有限公司 | 一种发动机增压装置及其增压控制系统 |
-
2000
- 2000-01-11 JP JP2000002536A patent/JP4338275B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7222614B2 (en) * | 1996-07-17 | 2007-05-29 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US8215292B2 (en) | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| JP2003013756A (ja) * | 2001-06-28 | 2003-01-15 | Toyota Motor Corp | 可変動弁機構を備える内燃機関 |
| US6883314B2 (en) * | 2002-08-01 | 2005-04-26 | Caterpillar Inc. | Cooling of engine combustion air |
| JP2007224834A (ja) * | 2006-02-24 | 2007-09-06 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ガスエンジンの吸気装置 |
| US7918090B2 (en) * | 2007-06-26 | 2011-04-05 | Hitachi, Ltd. | Method and apparatus for controlling an internal combustion engine |
| JP2009115024A (ja) * | 2007-11-08 | 2009-05-28 | Mitsui Eng & Shipbuild Co Ltd | 等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関 |
| CN103557068A (zh) * | 2013-10-24 | 2014-02-05 | 朱譞晟 | 超高增压的涡轮增压米勒循环发动机 |
| EP3256704A4 (en) * | 2015-02-10 | 2018-10-03 | Westport Power Inc. | Reducing unburned hydrocarbon emissions in gaseous fuelled lean-burn engines |
| US10526983B2 (en) | 2015-02-10 | 2020-01-07 | Westport Power Inc. | Reducing unburned hydrocarbon emissions in gaseous fueled lean-burn engines |
| CN111779584A (zh) * | 2019-04-03 | 2020-10-16 | 广州汽车集团股份有限公司 | 一种燃料燃烧系统及发动机燃烧控制方法 |
| CN111779584B (zh) * | 2019-04-03 | 2022-05-17 | 广州汽车集团股份有限公司 | 一种燃料燃烧系统及发动机燃烧控制方法 |
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|---|---|
| JP4338275B2 (ja) | 2009-10-07 |
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