JP2001342838A - 過給機付きディーゼルエンジン - Google Patents
過給機付きディーゼルエンジンInfo
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- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 エンジンのコンパクト化に寄与でき、また、
通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣る燃料を用いても
エンジン性能に悪影響を与え難い過給機付きディーゼル
エンジンを提供する。 【解決手段】 過給機(1)を備えて外気(A1)を吸気し加
圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシ
リンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機
出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過
給機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器(2a)
と、第１熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を
受けて第１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２
熱交換器(2b)とを備えたハイブリッド式熱交換器(2)で
ある。
通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣る燃料を用いても
エンジン性能に悪影響を与え難い過給機付きディーゼル
エンジンを提供する。 【解決手段】 過給機(1)を備えて外気(A1)を吸気し加
圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシ
リンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機
出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過
給機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器(2a)
と、第１熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を
受けて第１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２
熱交換器(2b)とを備えたハイブリッド式熱交換器(2)で
ある。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、過給機付きディー
ゼルエンジンに関する。
ゼルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】過給機付きディーゼルエンジンは、過給
機出口からシリンダ入口までの過給気路内に熱交換器を
備え、過給機によって高められた圧力と温度とでなる過
給気を冷却するのが普通である。
機出口からシリンダ入口までの過給気路内に熱交換器を
備え、過給機によって高められた圧力と温度とでなる過
給気を冷却するのが普通である。
【０００３】熱交換器としては、外気を熱交換媒体とす
る空冷式熱交換器、又は水冷式エンジンではその冷却水
を熱交換媒体とする水冷式熱交換器が一般的である。
る空冷式熱交換器、又は水冷式エンジンではその冷却水
を熱交換媒体とする水冷式熱交換器が一般的である。
【０００４】尚、特開昭５７−３５１１６号公報、特公
平３−４７３１号公報には「過給機出口からシリンダ入
口へ向けて順に、上流側の水冷式熱交換器と、開閉自在
弁付きバイパス過給気路を備えた下流側の空冷式熱交換
器とを備えたハイブリッド式熱交換器」が開示されてい
る。尚、後者は前者の改良であり、上流側の水冷式熱交
換器を開閉自在弁と共に下流側の空冷式熱交換器のアッ
パータンク内に格納し(構成) 、アッパータンクをバイ
パス過給気路と兼用させ（作用）、もってコンパクトな
過給機付きディーゼルエンジンを提供している（効
果）。
平３−４７３１号公報には「過給機出口からシリンダ入
口へ向けて順に、上流側の水冷式熱交換器と、開閉自在
弁付きバイパス過給気路を備えた下流側の空冷式熱交換
器とを備えたハイブリッド式熱交換器」が開示されてい
る。尚、後者は前者の改良であり、上流側の水冷式熱交
換器を開閉自在弁と共に下流側の空冷式熱交換器のアッ
パータンク内に格納し(構成) 、アッパータンクをバイ
パス過給気路と兼用させ（作用）、もってコンパクトな
過給機付きディーゼルエンジンを提供している（効
果）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】ところが上記従来の構
造では次の不都合があり、期待するほどエンジンのコン
パクト化を図れない。
造では次の不都合があり、期待するほどエンジンのコン
パクト化を図れない。
【０００６】（１）シリンダの吸気温度は、運転条件
（大気温度、エンジン負荷）によって大幅に変化する。
寒冷地、極寒地、冬季では、低温大気によってシリンダ
の吸気温度が過冷となり、例えば、中高負荷時では空気
過剰率が増加し、燃焼効率が良くなり、意に反して出力
が過大となる。また、低負荷時ではシリンダ内の温度が
低いため、着火不良を生じ易く、安定したエンジン運転
を行い難い。一方、熱帯地、夏季では、高負荷時には高
温大気によって排気温度が上昇し、エンジン構造部品の
耐久性が損なわれる。そしてこれら不都合に加え，エン
ジン負荷変化に対するエンジン本体のヒートバランス問
題がある。従って、空冷式熱交換器だけでは、当該熱交
換器自体が大形化すると共に熱交換器に大掛かりなシャ
ッター等の風量調節機構を設ける等の必要が生じて熱交
換器系自体が大形化する。一方、水冷式熱交換器だけで
は，多量の冷却水が必要となり、冷却用ラジエータ等の
冷却系が大形化する。即ち、水冷式熱交換器又は空冷式
熱交換器だけではエンジンのコンパクト化に不利であ
る。
（大気温度、エンジン負荷）によって大幅に変化する。
寒冷地、極寒地、冬季では、低温大気によってシリンダ
の吸気温度が過冷となり、例えば、中高負荷時では空気
過剰率が増加し、燃焼効率が良くなり、意に反して出力
が過大となる。また、低負荷時ではシリンダ内の温度が
低いため、着火不良を生じ易く、安定したエンジン運転
を行い難い。一方、熱帯地、夏季では、高負荷時には高
温大気によって排気温度が上昇し、エンジン構造部品の
耐久性が損なわれる。そしてこれら不都合に加え，エン
ジン負荷変化に対するエンジン本体のヒートバランス問
題がある。従って、空冷式熱交換器だけでは、当該熱交
換器自体が大形化すると共に熱交換器に大掛かりなシャ
ッター等の風量調節機構を設ける等の必要が生じて熱交
換器系自体が大形化する。一方、水冷式熱交換器だけで
は，多量の冷却水が必要となり、冷却用ラジエータ等の
冷却系が大形化する。即ち、水冷式熱交換器又は空冷式
熱交換器だけではエンジンのコンパクト化に不利であ
る。
【０００７】（２）また、エンジン定常回転時(これ
は，「エンジン始動後であり、かつ暖気運転完了後のエ
ンジン回転時であって、ローアイドル、ハイアイドル、
負荷の大小に無関係なエンシン回転時」とする、以下同
じ)おける外気温度，冷却水温度，過給機出口過給気温
度は、「外気温度＜冷却水温度＜過給機出口過給気温
度」の順に高い。即ち、上記従来のハイブリッド式熱交
換器では、水冷式熱交換器を上流側に設けてあるため，
エンジン冷却水が高温の過給気によって加熱されてしま
う。従って，エンジン負荷変化によるエンジン本体のヒ
ートバランス確保に多量の冷却水が必要となり、冷却水
用ラジエータ等が大形化し，冷却系が大形化する。つま
り、上記従来のハイブリッド式熱交換器でも，期待する
ほどのエンジンのコンパクト化は得られない。
は，「エンジン始動後であり、かつ暖気運転完了後のエ
ンジン回転時であって、ローアイドル、ハイアイドル、
負荷の大小に無関係なエンシン回転時」とする、以下同
じ)おける外気温度，冷却水温度，過給機出口過給気温
度は、「外気温度＜冷却水温度＜過給機出口過給気温
度」の順に高い。即ち、上記従来のハイブリッド式熱交
換器では、水冷式熱交換器を上流側に設けてあるため，
エンジン冷却水が高温の過給気によって加熱されてしま
う。従って，エンジン負荷変化によるエンジン本体のヒ
ートバランス確保に多量の冷却水が必要となり、冷却水
用ラジエータ等が大形化し，冷却系が大形化する。つま
り、上記従来のハイブリッド式熱交換器でも，期待する
ほどのエンジンのコンパクト化は得られない。
【０００８】（３）ところでディーゼル燃料は、普通
は、軽油だが、通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣
る、例えば、Ａ重油、廃プラスチック油燃料、水エマル
ジョン燃料（燃料と水とを混合し乳化させたもの）等を
用いることがある。そして水エマルジョン燃料で例示す
れば、図１０に示す３種のエンジンの実測結果に示すよ
うに、燃料中の水含有率を増加させることによりディー
ゼルエンジンから排出される窒素酸化物、黒鉛等の有害
物質を低減する効果がある。しかしながら、同燃料中の
水の量を増やしてゆくと、シリンダの吸気温度が低いと
き（寒冷地、極寒地、冬季、さらには軽負荷時等）、前
記不都合（「シリンダ内で異常燃焼が生じ易く、安定し
たエンジン運転を行い難い」）が促進される。そして、
水含有率が５０％に達すると常温でも運転は不安定状態
になる。これは、エンジン圧縮工程中に噴射される水エ
マルジョン燃料中の水が蒸発し、その潜熱によってシリ
ンダ内の温度が低下し、これにより水エマルジョン燃料
の着火、燃焼(つまり、エンジン性能)が阻害されるから
である。
は、軽油だが、通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣
る、例えば、Ａ重油、廃プラスチック油燃料、水エマル
ジョン燃料（燃料と水とを混合し乳化させたもの）等を
用いることがある。そして水エマルジョン燃料で例示す
れば、図１０に示す３種のエンジンの実測結果に示すよ
うに、燃料中の水含有率を増加させることによりディー
ゼルエンジンから排出される窒素酸化物、黒鉛等の有害
物質を低減する効果がある。しかしながら、同燃料中の
水の量を増やしてゆくと、シリンダの吸気温度が低いと
き（寒冷地、極寒地、冬季、さらには軽負荷時等）、前
記不都合（「シリンダ内で異常燃焼が生じ易く、安定し
たエンジン運転を行い難い」）が促進される。そして、
水含有率が５０％に達すると常温でも運転は不安定状態
になる。これは、エンジン圧縮工程中に噴射される水エ
マルジョン燃料中の水が蒸発し、その潜熱によってシリ
ンダ内の温度が低下し、これにより水エマルジョン燃料
の着火、燃焼(つまり、エンジン性能)が阻害されるから
である。
【０００９】本発明は、上記不都合に鑑み、エンジンの
コンパクト化に寄与でき、また、通常の圧縮比で軽油よ
りも着火性の劣る燃料を用いてもエンジン性能に悪影響
を与え難い過給機付きディーゼルエンジンを提供するこ
とを目的としている。
コンパクト化に寄与でき、また、通常の圧縮比で軽油よ
りも着火性の劣る燃料を用いてもエンジン性能に悪影響
を与え難い過給機付きディーゼルエンジンを提供するこ
とを目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段、作用及び効果】上記の目
的を達成するため本発明に係わる過給機付きディーゼル
エンジンは、第１に、過給機を備えて外気を吸気し加圧
してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシリ
ンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機出
口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエンジ
ンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過給
機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器と、第１
熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を受けて第
１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２熱交換器
とを備えたハイブリッド式熱交換器であることを特徴と
する。第２に、上記第１の過給機付きディーゼルエンジ
ンにおいて、使用する燃料は水エマルジョン燃料でもよ
い。第３に、第１又は第２の過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、エンジンは冷却水を用いた水冷式エンジ
ンであり、第１熱交換媒体は外気であり、かつ第２熱交
換媒体は冷却水であるとしてもよい。第４に、上記第
１、第２又は第３の過給機付きディーゼルエンジンにお
いて、エンジンの負荷を検出する負荷検出手段と、前記
負荷検出手段からの検出信号を受けて第２熱交換器にお
ける第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段とを有す
ることを特徴とする。第５に、上記第１、第２又は第３
の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、ほぼ一定回
転で使用するエンジンにおいて、過給機のコンプレッサ
出口とシリンダ入り口との間に設けた過給気圧力を検出
する圧力センサと、圧力センサからの検出信号を受けて
第２熱交換器における第２熱交換媒体の流量を制御する
制御手段とを有することを特徴とする。第６に、過給機
を備えて外気を吸気し加圧してシリンダ内に過給すると
共に、過給機出口からシリンダ入口までの過給気路内に
熱交換器を備えて過給機出口からの過給気を冷却する過
給機付きディーゼルエンジンにおいて、使用する燃料は
軽油よりも着火性の劣る燃料であり、かつ、シリンダの
吸気温度を所定値に維持する手段を有することを特徴と
する。
的を達成するため本発明に係わる過給機付きディーゼル
エンジンは、第１に、過給機を備えて外気を吸気し加圧
してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシリ
ンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機出
口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエンジ
ンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過給
機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器と、第１
熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を受けて第
１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２熱交換器
とを備えたハイブリッド式熱交換器であることを特徴と
する。第２に、上記第１の過給機付きディーゼルエンジ
ンにおいて、使用する燃料は水エマルジョン燃料でもよ
い。第３に、第１又は第２の過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、エンジンは冷却水を用いた水冷式エンジ
ンであり、第１熱交換媒体は外気であり、かつ第２熱交
換媒体は冷却水であるとしてもよい。第４に、上記第
１、第２又は第３の過給機付きディーゼルエンジンにお
いて、エンジンの負荷を検出する負荷検出手段と、前記
負荷検出手段からの検出信号を受けて第２熱交換器にお
ける第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段とを有す
ることを特徴とする。第５に、上記第１、第２又は第３
の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、ほぼ一定回
転で使用するエンジンにおいて、過給機のコンプレッサ
出口とシリンダ入り口との間に設けた過給気圧力を検出
する圧力センサと、圧力センサからの検出信号を受けて
第２熱交換器における第２熱交換媒体の流量を制御する
制御手段とを有することを特徴とする。第６に、過給機
を備えて外気を吸気し加圧してシリンダ内に過給すると
共に、過給機出口からシリンダ入口までの過給気路内に
熱交換器を備えて過給機出口からの過給気を冷却する過
給機付きディーゼルエンジンにおいて、使用する燃料は
軽油よりも着火性の劣る燃料であり、かつ、シリンダの
吸気温度を所定値に維持する手段を有することを特徴と
する。
【００１１】上記第１〜第６の各構成の作用効果を説明
する。 （１）熱交換媒体候補としては、外気、水道水（例え
ば、定置式ディーゼル発電機用エンジンの場合）、クー
リングタワー冷却水(例えば、定置式ディーゼル発電機
用エンジンの場合)、海水（例えば、船舶用エンジンの
場合）、エンジン潤滑油、エンジン冷却水（水冷式エン
ジンの場合）等を例示できる。そこで、エンジン定常回
転時での各候補を各温度の高低で２分すると、低温側の
外気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水と、高温
側の潤滑油、冷却水となる。即ち、第１構成では、外
気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水が第１熱交
換媒体に対応し、一方、潤滑油、冷却水が第２熱交換媒
体に対応する。そこで第１構成に基づき、ともかく第１
熱交換媒体の候補である外気、水道水、クーリングタワ
ー冷却水、海水によって高温の過給気を冷却すると、通
常の設計によれば、冷却後の過給気温度は第２熱交換媒
体の候補である潤滑油、冷却水よりも低温となる。即
ち、第１熱交換器において冷却された過給気は、そのの
ち第２熱交換器において第２熱交換媒体の候補である潤
滑油、冷却水によって加熱されることになる。そしてこ
の冷却水温度は大きく変動しない。それ故、シリンダの
吸気温度は外気温度及びエンジン負荷に係わらず、潤滑
油、冷却水の温度以下又はその近傍温度の狭い領域内に
収束するようになる。しかもこのとき、第２熱交換器は
潤滑油、冷却水に対するクーラとして作用している。従
って、エンジン負荷変化に対するヒートバランス資源で
ある潤滑油系、冷却水系がコンパクト化する。即ち、エ
ンジン自体のコンパクト化に大きく寄与する。尚、仮
に、第１熱交換器による冷却後の過給気温度が潤滑油、
冷却水よりも高くなることがあるとしても、第２熱交換
媒体の候補である潤滑油、冷却水が過給気を再度冷却す
る。このとき、第２熱交換器は潤滑油、冷却水に対する
ヒータとして作用するものの、その熱交換量は僅かであ
るのが普通である。即ち、このときも、エンジン負荷変
化へのエンジン本体の基本的ヒートバランスに大きな悪
影響を与えることがなく、従って、潤滑油系、冷却水系
のコンパクト化、即ち、エンジン自体のコンパクト化に
支障を来たさない。即ち、第１構成によれば、高効率の
過給気冷却機構を備えた過給機付きディーゼルエンジン
となる。勿論、従来のハイブリッド式熱交換器のような
「開閉自在弁付きバイパス過給気路」を備える必要もな
く、その分も、過給気冷却機構は勿論のこと、エンジン
自体のコンパクト化に寄与する。 （２）第２構成は第１構成を引用するため、第１構成の
上記作用効果「シリンダの吸気温度が、外気温度及びエ
ンジン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又は
その近傍温度の狭い領域内に収束する」を有する。従っ
て使用する燃料として水エマルジョン燃料を用いても、
従って同燃料中の水の量が多くても、シリンダ内で異常
燃焼が生じ難く、安定したエンジン運転を行える。実験
の結果、燃料中の水含有率が５０％を越えても安定して
運転できることが確認されている。即ち、エンジン性能
に悪影響を与えることなく、エンジンから排出される窒
素酸化物、黒鉛等の有害物質を低減させることができ
る。 （３）第３構成における第１熱交換媒体なる外気と、第
２熱交換媒体なる冷却水とは、第１構成の作用効果の説
明中で述べた熱交換媒体候補中の選択例である。従って
第３構成によれば、第１構成に基づく作用効果がそのま
ま得られる。 （４）第１〜第３構成によれば、第１構成の作用効果で
述べた通り「シリンダの吸気温度は外気温度及びエンジ
ン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又はその
近傍温度の狭い領域内に収束するようになる」が、この
第４構成では、エンジンの負荷に応じて第２熱交換器に
供給される第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段を
設けた。そのため、負荷が大きい時には第２熱交換器の
第２熱交換媒体の流量を停止するか、少なくして十分に
冷却された過給気をエンジンに供給して出力を確保す
る。負荷が小さいときには第２熱交換器の第２熱交換媒
体の流量を全開か、増量し、過給気を暖めてエンジンの
着火を確実にして白煙の排出や、回転変動の低減を図る
ことができる。 （５）エンジンの回転速度がほぼ一定であれば、エンジ
ンの負荷と過給気圧力との間には正の相関関係がある。
第５構成では、第１〜第３構成に基づき、エンジンの過
給気圧力に応じて第２熱交換器に供給される第２熱交換
媒体の流量を制御する制御手段を設けた。そのため、エ
ンジンの過給気圧力（エンジンの負荷）に応じて第２熱
交換器に供給される第２熱交換媒体の流量を制御するこ
とにより第４構成のものと同様の作用、効果が得られ
る。 （６）第６構成は、第２構成を引用する第４構成の上位
概念化である（「水エマルジョン燃料」を「軽油よりも
着火性の劣る燃料」とし、かつ「負荷検出手段及び制御
手段」を「熱交換器からシリンダ入口までの間の過給気
温度を所定値に維持する手段」とした）。従って第２、
第４構成の作用効果で述べた各作用効果が得られる。
する。 （１）熱交換媒体候補としては、外気、水道水（例え
ば、定置式ディーゼル発電機用エンジンの場合）、クー
リングタワー冷却水(例えば、定置式ディーゼル発電機
用エンジンの場合)、海水（例えば、船舶用エンジンの
場合）、エンジン潤滑油、エンジン冷却水（水冷式エン
ジンの場合）等を例示できる。そこで、エンジン定常回
転時での各候補を各温度の高低で２分すると、低温側の
外気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水と、高温
側の潤滑油、冷却水となる。即ち、第１構成では、外
気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水が第１熱交
換媒体に対応し、一方、潤滑油、冷却水が第２熱交換媒
体に対応する。そこで第１構成に基づき、ともかく第１
熱交換媒体の候補である外気、水道水、クーリングタワ
ー冷却水、海水によって高温の過給気を冷却すると、通
常の設計によれば、冷却後の過給気温度は第２熱交換媒
体の候補である潤滑油、冷却水よりも低温となる。即
ち、第１熱交換器において冷却された過給気は、そのの
ち第２熱交換器において第２熱交換媒体の候補である潤
滑油、冷却水によって加熱されることになる。そしてこ
の冷却水温度は大きく変動しない。それ故、シリンダの
吸気温度は外気温度及びエンジン負荷に係わらず、潤滑
油、冷却水の温度以下又はその近傍温度の狭い領域内に
収束するようになる。しかもこのとき、第２熱交換器は
潤滑油、冷却水に対するクーラとして作用している。従
って、エンジン負荷変化に対するヒートバランス資源で
ある潤滑油系、冷却水系がコンパクト化する。即ち、エ
ンジン自体のコンパクト化に大きく寄与する。尚、仮
に、第１熱交換器による冷却後の過給気温度が潤滑油、
冷却水よりも高くなることがあるとしても、第２熱交換
媒体の候補である潤滑油、冷却水が過給気を再度冷却す
る。このとき、第２熱交換器は潤滑油、冷却水に対する
ヒータとして作用するものの、その熱交換量は僅かであ
るのが普通である。即ち、このときも、エンジン負荷変
化へのエンジン本体の基本的ヒートバランスに大きな悪
影響を与えることがなく、従って、潤滑油系、冷却水系
のコンパクト化、即ち、エンジン自体のコンパクト化に
支障を来たさない。即ち、第１構成によれば、高効率の
過給気冷却機構を備えた過給機付きディーゼルエンジン
となる。勿論、従来のハイブリッド式熱交換器のような
「開閉自在弁付きバイパス過給気路」を備える必要もな
く、その分も、過給気冷却機構は勿論のこと、エンジン
自体のコンパクト化に寄与する。 （２）第２構成は第１構成を引用するため、第１構成の
上記作用効果「シリンダの吸気温度が、外気温度及びエ
ンジン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又は
その近傍温度の狭い領域内に収束する」を有する。従っ
て使用する燃料として水エマルジョン燃料を用いても、
従って同燃料中の水の量が多くても、シリンダ内で異常
燃焼が生じ難く、安定したエンジン運転を行える。実験
の結果、燃料中の水含有率が５０％を越えても安定して
運転できることが確認されている。即ち、エンジン性能
に悪影響を与えることなく、エンジンから排出される窒
素酸化物、黒鉛等の有害物質を低減させることができ
る。 （３）第３構成における第１熱交換媒体なる外気と、第
２熱交換媒体なる冷却水とは、第１構成の作用効果の説
明中で述べた熱交換媒体候補中の選択例である。従って
第３構成によれば、第１構成に基づく作用効果がそのま
ま得られる。 （４）第１〜第３構成によれば、第１構成の作用効果で
述べた通り「シリンダの吸気温度は外気温度及びエンジ
ン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又はその
近傍温度の狭い領域内に収束するようになる」が、この
第４構成では、エンジンの負荷に応じて第２熱交換器に
供給される第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段を
設けた。そのため、負荷が大きい時には第２熱交換器の
第２熱交換媒体の流量を停止するか、少なくして十分に
冷却された過給気をエンジンに供給して出力を確保す
る。負荷が小さいときには第２熱交換器の第２熱交換媒
体の流量を全開か、増量し、過給気を暖めてエンジンの
着火を確実にして白煙の排出や、回転変動の低減を図る
ことができる。 （５）エンジンの回転速度がほぼ一定であれば、エンジ
ンの負荷と過給気圧力との間には正の相関関係がある。
第５構成では、第１〜第３構成に基づき、エンジンの過
給気圧力に応じて第２熱交換器に供給される第２熱交換
媒体の流量を制御する制御手段を設けた。そのため、エ
ンジンの過給気圧力（エンジンの負荷）に応じて第２熱
交換器に供給される第２熱交換媒体の流量を制御するこ
とにより第４構成のものと同様の作用、効果が得られ
る。 （６）第６構成は、第２構成を引用する第４構成の上位
概念化である（「水エマルジョン燃料」を「軽油よりも
着火性の劣る燃料」とし、かつ「負荷検出手段及び制御
手段」を「熱交換器からシリンダ入口までの間の過給気
温度を所定値に維持する手段」とした）。従って第２、
第４構成の作用効果で述べた各作用効果が得られる。
【００１２】
【発明の実施の形態】以下、本発明の好適な実施例を図
面を参照し説明する。図１〜図４は第１実施例を示す。
面を参照し説明する。図１〜図４は第１実施例を示す。
【００１３】エンジンは水冷式ディーゼルエンジンであ
り、第１実施例は、図１のブロック図に示す通り、過給
機１で外気Ａ１を吸気し加圧した過給気Ａ２を、直列配
決した第１熱交換器２ａと第２熱交換器２ｂとを経てシ
リンダ内（図示せず）に過給する過給機１付き、かつハ
イブリッド式熱交換器（以下、単に「ハイブリッド式熱
交２」とする）付きエンジン３である。
り、第１実施例は、図１のブロック図に示す通り、過給
機１で外気Ａ１を吸気し加圧した過給気Ａ２を、直列配
決した第１熱交換器２ａと第２熱交換器２ｂとを経てシ
リンダ内（図示せず）に過給する過給機１付き、かつハ
イブリッド式熱交換器（以下、単に「ハイブリッド式熱
交２」とする）付きエンジン３である。
【００１４】ハイブリッド式熱交喚器２を構成する上流
側の第１熱交喚器２ａは、外気Ａ１を熱交換媒体とする
空冷式熱交換器である(以下、単に「空冷式熱交換器２
ａ」とする)。一方、下流側の第２熱交換器２ｂは、エ
ンジン３本体の冷却水（図示せず）を熱交間媒体とする
水冷式熱交換器である（以下、単に「水冷式熱交換器２
ｂ」とする）。
側の第１熱交喚器２ａは、外気Ａ１を熱交換媒体とする
空冷式熱交換器である(以下、単に「空冷式熱交換器２
ａ」とする)。一方、下流側の第２熱交換器２ｂは、エ
ンジン３本体の冷却水（図示せず）を熱交間媒体とする
水冷式熱交換器である（以下、単に「水冷式熱交換器２
ｂ」とする）。
【００１５】第１実施例の作用効果を図２〜図４を参照
し説明する。図２〜図４は、過給機１の入口吸気温度
（０、１０、２０、３０、４０℃ ）をパラメータとし
た、過給機圧力比（横軸）と、各熱交換器２ａ、２ｂ、
２の出口過給気温度との関係グラフである。尚、図２の
空冷式熱交換器２ａの温度効率は約８０％、図３の水冷
式熱交換器２ｂの温度効率は約８５％である。詳しくは
次の通り。
し説明する。図２〜図４は、過給機１の入口吸気温度
（０、１０、２０、３０、４０℃ ）をパラメータとし
た、過給機圧力比（横軸）と、各熱交換器２ａ、２ｂ、
２の出口過給気温度との関係グラフである。尚、図２の
空冷式熱交換器２ａの温度効率は約８０％、図３の水冷
式熱交換器２ｂの温度効率は約８５％である。詳しくは
次の通り。
【００１６】過給機１の使用域（圧力比で約１．１〜
２．３）での各熱交換器２ａ、２ｂの入口吸気温度が
０、１０、２０、３０又は４０℃ であるときの各熱交
換器２ａ、２ｂの単体性能は、空冷式熱交換器２ａでは
その出口過給気温度で、図２に示す通り、約６〜６６℃
である（尚、熱交換媒体なる外気温度は、空冷式熱交
換器２Ａがエンジン３近傍に位置するために過給機１へ
の各入口吸気温度に５℃を加算した値に補正してあ
る）。一方、水冷式熱交換器２ｂではその出口過給気温
度で、図３に示す通り、約６５〜９９℃である。(尚、
熱交換媒体なる冷却水温度は約７５〜９０℃ であ
る)。ところが上記ハイブリッド式熱交換器２では、そ
の出口過給気温度は、図４に示す通り、約５８〜８４℃
と狭い領域内に収束している。即ち、シリンダの吸気
温度が、外気温度及びエンジン負荷に係わらず、狭い領
域内に収束している。しかも、過給気は、空冷式熱交換
器２ａ（第１熱交換器２ａ）において外気(第１熱交換
媒体) で冷却されるものの、水冷式熱交換器２ｂ（第
２熱交換器２ｂ）において冷却水（第２熱交換媒体）で
加熱される。言い換えれば、冷却水は水冷式熱交換器２
ｂにおいて冷却されるので、エンジン本体に対する冷却
水によるヒートバランスを少ない冷却水で適切に行え、
その分、エンジン自体がコンパクト化する。勿論、第１
実施例は、従来のハイブリッド式熱交換器のような「開
閉自在弁付きバイパス過給気路」を備えておらずその
分、過給気冷却機構の本体は勿論のこと、エンジン自体
がコンパクト化する。
２．３）での各熱交換器２ａ、２ｂの入口吸気温度が
０、１０、２０、３０又は４０℃ であるときの各熱交
換器２ａ、２ｂの単体性能は、空冷式熱交換器２ａでは
その出口過給気温度で、図２に示す通り、約６〜６６℃
である（尚、熱交換媒体なる外気温度は、空冷式熱交
換器２Ａがエンジン３近傍に位置するために過給機１へ
の各入口吸気温度に５℃を加算した値に補正してあ
る）。一方、水冷式熱交換器２ｂではその出口過給気温
度で、図３に示す通り、約６５〜９９℃である。(尚、
熱交換媒体なる冷却水温度は約７５〜９０℃ であ
る)。ところが上記ハイブリッド式熱交換器２では、そ
の出口過給気温度は、図４に示す通り、約５８〜８４℃
と狭い領域内に収束している。即ち、シリンダの吸気
温度が、外気温度及びエンジン負荷に係わらず、狭い領
域内に収束している。しかも、過給気は、空冷式熱交換
器２ａ（第１熱交換器２ａ）において外気(第１熱交換
媒体) で冷却されるものの、水冷式熱交換器２ｂ（第
２熱交換器２ｂ）において冷却水（第２熱交換媒体）で
加熱される。言い換えれば、冷却水は水冷式熱交換器２
ｂにおいて冷却されるので、エンジン本体に対する冷却
水によるヒートバランスを少ない冷却水で適切に行え、
その分、エンジン自体がコンパクト化する。勿論、第１
実施例は、従来のハイブリッド式熱交換器のような「開
閉自在弁付きバイパス過給気路」を備えておらずその
分、過給気冷却機構の本体は勿論のこと、エンジン自体
がコンパクト化する。
【００１７】尚、上記において、水エマルジョン燃料を
用いた場合、以下のような効果が得られる。即ち、前述
のように、シリンダの吸気温度は約５８〜８４℃ とい
う適切な温度範囲内に収束されるため、図６に示す水含
有率５０％の水エマルジョン燃料でも安定して運転でき
ることが実験によって確認されている。したがって、水
冷式デイーゼルエンジン３から排出される窒素酸化物、
黒鉛等の有害物質を低減することができる。
用いた場合、以下のような効果が得られる。即ち、前述
のように、シリンダの吸気温度は約５８〜８４℃ とい
う適切な温度範囲内に収束されるため、図６に示す水含
有率５０％の水エマルジョン燃料でも安定して運転でき
ることが実験によって確認されている。したがって、水
冷式デイーゼルエンジン３から排出される窒素酸化物、
黒鉛等の有害物質を低減することができる。
【００１８】図５は第２実施例を示すブロック図であ
り、第１実施例と同一部材には同一符号を付して説明は
省略し、異なる部分についてのみ説明する。過給機１は
排気により駆動されるタービン１ａと、外気Ａ１を過給
するコンプレッサ１ｂとを有する。水冷式ディーゼルエ
ンジン３は例えば発電機等を駆動する場合にはほぼ一定
回転で運転される。このような場合、水冷式熱交換器２
ｂとシリンダ入口との間に過給気圧力を検出する圧力セ
ンサ１１を設け、エンジンの負荷検出手段１０を構成す
る。尚、圧力センサ１１を設ける位置は過給機１のコン
プレッサ１ｂの出口からシリンダ入口までの間なら何処
でも良い。また、水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の出側
通路（又は、入側通路でもよい）にソレノイド式流量制
御弁６を設ける。圧力センサ１１とソレノイド式流量制
御弁６とはマイコン等でなる制御器７と接続してある。
即ち、制御器７は、圧力センサ１１からの検出圧力が予
め設定した圧力である場合、ソレノイド式流量制御弁６
に対して駆動電流を流し、冷却水の流量を制御して過給
気の第２熱交換器２ｂの出口温度が所定の温度範囲内に
なるようにする。
り、第１実施例と同一部材には同一符号を付して説明は
省略し、異なる部分についてのみ説明する。過給機１は
排気により駆動されるタービン１ａと、外気Ａ１を過給
するコンプレッサ１ｂとを有する。水冷式ディーゼルエ
ンジン３は例えば発電機等を駆動する場合にはほぼ一定
回転で運転される。このような場合、水冷式熱交換器２
ｂとシリンダ入口との間に過給気圧力を検出する圧力セ
ンサ１１を設け、エンジンの負荷検出手段１０を構成す
る。尚、圧力センサ１１を設ける位置は過給機１のコン
プレッサ１ｂの出口からシリンダ入口までの間なら何処
でも良い。また、水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の出側
通路（又は、入側通路でもよい）にソレノイド式流量制
御弁６を設ける。圧力センサ１１とソレノイド式流量制
御弁６とはマイコン等でなる制御器７と接続してある。
即ち、制御器７は、圧力センサ１１からの検出圧力が予
め設定した圧力である場合、ソレノイド式流量制御弁６
に対して駆動電流を流し、冷却水の流量を制御して過給
気の第２熱交換器２ｂの出口温度が所定の温度範囲内に
なるようにする。
【００１９】以下に第２実施例の作用効果を説明する。
図６はエンジン出力と過給気圧力との関係を示すマップ
図である。即ち、縦軸は軸平均有効圧力Ｐme（kg/cm2）
であり、横軸はエンジン回転数（rpm）であり、グラフ
中の曲線ａはトルク曲線である。又，右下がりの曲線群
は過給気圧力Ｐ（mmＨg）の等圧力曲線で、右斜め上方
に行くほど高圧になる。したがって、破線に示す一定回
転数Ｎ上においては、エンジンの出力（エンジンの負
荷）は過給気圧力Ｐに比例する。第２実施例では圧力セ
ンサ１１により過給気圧力Ｐを検出し、制御器７はこの
検出値からエンジンの出力(負荷)を演算し、これに基づ
いて水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。
これにより、過給気の第２熱交換器２ｂの出口温度を所
定の温度範囲になるように制御することができ、シリン
ダの吸気温度を第１実施例のものよりさらに狭い範囲に
収束させることができる。
図６はエンジン出力と過給気圧力との関係を示すマップ
図である。即ち、縦軸は軸平均有効圧力Ｐme（kg/cm2）
であり、横軸はエンジン回転数（rpm）であり、グラフ
中の曲線ａはトルク曲線である。又，右下がりの曲線群
は過給気圧力Ｐ（mmＨg）の等圧力曲線で、右斜め上方
に行くほど高圧になる。したがって、破線に示す一定回
転数Ｎ上においては、エンジンの出力（エンジンの負
荷）は過給気圧力Ｐに比例する。第２実施例では圧力セ
ンサ１１により過給気圧力Ｐを検出し、制御器７はこの
検出値からエンジンの出力(負荷)を演算し、これに基づ
いて水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。
これにより、過給気の第２熱交換器２ｂの出口温度を所
定の温度範囲になるように制御することができ、シリン
ダの吸気温度を第１実施例のものよりさらに狭い範囲に
収束させることができる。
【００２０】図７は第３実施例を示すブロック図であ
る。第２実施例と同一部材には同一符号を付して説明は
省略し、異なる部分についてのみ説明する。水冷式ディ
ーゼルエンジン３の燃料噴射ポンプ１２に、噴射量セン
サ１３を設け、制御器７と接続して負荷検出手段１０を
構成する。エンジン一定回転においてはエンジン負荷は
燃料噴射量に比例する。したがって、制御器７は噴射量
センサ１３からの検出値を入力し、エンジン負荷を演算
して水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。
得られる効果は第２実施例と同一である。
る。第２実施例と同一部材には同一符号を付して説明は
省略し、異なる部分についてのみ説明する。水冷式ディ
ーゼルエンジン３の燃料噴射ポンプ１２に、噴射量セン
サ１３を設け、制御器７と接続して負荷検出手段１０を
構成する。エンジン一定回転においてはエンジン負荷は
燃料噴射量に比例する。したがって、制御器７は噴射量
センサ１３からの検出値を入力し、エンジン負荷を演算
して水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。
得られる効果は第２実施例と同一である。
【００２１】図８は第４実施例を示すブロック図であ
る。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明
する。水冷式ディーゼルエンジン３は発電機１４と連結
しており、発電機１４には出力検出用のワットメータ１
５が設けられている。ワットメータ１５は制御器７に接
続されて負荷検出手段１０を構成している、制御器７は
ワットメータ１５から直接エンジン負荷を入力し、水冷
式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる
効果は第２実施例と同一である。
る。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明
する。水冷式ディーゼルエンジン３は発電機１４と連結
しており、発電機１４には出力検出用のワットメータ１
５が設けられている。ワットメータ１５は制御器７に接
続されて負荷検出手段１０を構成している、制御器７は
ワットメータ１５から直接エンジン負荷を入力し、水冷
式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる
効果は第２実施例と同一である。
【００２２】図９は第５実施例を示すブロック図であ
る。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明
する。水冷式ディーゼルエンジン３は油圧ポンプ１６と
連結しており、連結部には回転センサ１７が設けられ、
油圧ポンプ１６には吐出圧センサ１８が設けられてい
る。回転センサ１７と吐出圧センサ１８とは制御器７に
接続され、負荷検出手段１０を構成している。制御器７
は回転センサ１７からの回転数情報と、吐出圧センサ１
８からの吐出圧情報とからエンジン負荷を演算し、第２
熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる効
果は第２実施例と同一である。
る。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明
する。水冷式ディーゼルエンジン３は油圧ポンプ１６と
連結しており、連結部には回転センサ１７が設けられ、
油圧ポンプ１６には吐出圧センサ１８が設けられてい
る。回転センサ１７と吐出圧センサ１８とは制御器７に
接続され、負荷検出手段１０を構成している。制御器７
は回転センサ１７からの回転数情報と、吐出圧センサ１
８からの吐出圧情報とからエンジン負荷を演算し、第２
熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる効
果は第２実施例と同一である。
【００２３】第５実施例において、エンジンにより駆動
される油圧ポンプ１０は、エアコンプレッサであっても
良い。
される油圧ポンプ１０は、エアコンプレッサであっても
良い。
【００２４】上述の実施例では第１熱交換器２ａの熱交
換媒体を外気Ａ１としたが、例えば第４、第５実施例の
ように、発電機あるいは油圧ポンプを駆動する定置式デ
イーゼルエンジンでは水道水、クーリングタワー冷却水
でもかまわない。一方，第２熱交換器２ｂの熱交換媒体
は上記実施例のようなエンジン冷却水ではなく、エンジ
ン潤滑油でも構わない。要するに、エンジン定常回転時
において、過給機を冷却する第１熱交換媒体と、第１熱
交換器からの過給気を加熱する第２熱交換媒体とである
ことが望ましい。このようにすると、上記において繰り
返した通り、シリンダの吸気温度が外気温度及びエンジ
ン負荷に係わらず第２熱交換媒体の温度以下又はその近
傍温度の狭い範囲内に収束する。
換媒体を外気Ａ１としたが、例えば第４、第５実施例の
ように、発電機あるいは油圧ポンプを駆動する定置式デ
イーゼルエンジンでは水道水、クーリングタワー冷却水
でもかまわない。一方，第２熱交換器２ｂの熱交換媒体
は上記実施例のようなエンジン冷却水ではなく、エンジ
ン潤滑油でも構わない。要するに、エンジン定常回転時
において、過給機を冷却する第１熱交換媒体と、第１熱
交換器からの過給気を加熱する第２熱交換媒体とである
ことが望ましい。このようにすると、上記において繰り
返した通り、シリンダの吸気温度が外気温度及びエンジ
ン負荷に係わらず第２熱交換媒体の温度以下又はその近
傍温度の狭い範囲内に収束する。
【００２５】第１実施例の作用効果については、軽油よ
り着火性の劣る燃料の例として水エマルジョン燃料につ
いて述べたが、第２〜第５実施例においてはシリンダの
吸気温度を第１実施例よりさらに狭い範囲に収束でき
る。そのため、たとえばＡ重油、廃プラスチック油燃料
等を用いてもシリンダ内で異常燃焼が生じ難く、安定し
た運転を行える過給機付きディーゼルエンジンが得られ
る。
り着火性の劣る燃料の例として水エマルジョン燃料につ
いて述べたが、第２〜第５実施例においてはシリンダの
吸気温度を第１実施例よりさらに狭い範囲に収束でき
る。そのため、たとえばＡ重油、廃プラスチック油燃料
等を用いてもシリンダ内で異常燃焼が生じ難く、安定し
た運転を行える過給機付きディーゼルエンジンが得られ
る。
【図１】第１実施例のブロック図である。
【図２】第１熱交換器の単体性能グラフである。
【図３】第２熱交換器の単体性能グラフである。
【図４】第１実施例のハイブリッド式熱交換器の性能グ
ラフである。
ラフである。
【図５】第２実施例のブロック図である。
【図６】過給気圧力のマップ図である。
【図７】第３実施例のブロック図である。
【図８】第４実施例のブロック図である。
【図９】第５実施例のブロック図である。
【図１０】水エマルジョン燃料の特性グラフである。
１…過給機、１ｂ…コンプレッサ、２…熱交換器、２ａ
…第１熱交換器（空冷式熱交換器）、２ｂ…第２熱交換
器（水冷式熱交換器）、４…インテークマニホールド、
６…ソレノイド式流量制御弁、７…制御器、１０…負荷
検出手段、１１…圧力センサ、１２…燃料噴射ポンプ、
１３…噴射量センサ、１４…発電機、１５…ワットメー
タ、１６…油圧ポンプ、１７…回転数センサ、１８…吐
出圧センサ、Ａ１…外気。
…第１熱交換器（空冷式熱交換器）、２ｂ…第２熱交換
器（水冷式熱交換器）、４…インテークマニホールド、
６…ソレノイド式流量制御弁、７…制御器、１０…負荷
検出手段、１１…圧力センサ、１２…燃料噴射ポンプ、
１３…噴射量センサ、１４…発電機、１５…ワットメー
タ、１６…油圧ポンプ、１７…回転数センサ、１８…吐
出圧センサ、Ａ１…外気。
Claims (6)
- 【請求項１】 過給機(1)を備えて外気(A1)を吸気し加
圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシ
リンダ入口までの過給機路内に熱交換器を備えて過給機
出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過
給機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器(2a)
と、第１熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を
受けて第１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２
熱交換器(2b)とを備えたハイブリッド式熱交換器(2)で
あることを特徴とする過給機付きディーゼルエンジン。 - 【請求項２】 使用する燃料は水エマルジョン燃料であ
る請求項１記載の過給機付きディーゼルエンジン。 - 【請求項３】 エンジンは冷却水を用いた水冷式エンジ
ンであり、第１熱交換媒体は外気であり、かつ第２熱交
換媒体はエンジンの冷却水である請求項１又は２記載の
過給機付きディーゼルエンジン。 - 【請求項４】 エンジンの負荷を検出する負荷検出手段
(10)と、前記負荷検出手段(10)からの検出信号を受けて
第２熱交換器(2b)における第２熱交換媒体の流量を制御
する制御手段(6,7,10)とを有する請求項１〜３のいずれ
かに記載の過給機付きディーゼルエンジン。 - 【請求項５】 ほぼ一定回転速度で使用する過給機付き
ディーゼルエンジンにおいて、過給機(1)のコンプレッ
サ(1b)出口とシリンダ入り口との間に設けた過給気圧力
を検出する圧力センサ(11)と、圧力センサ(11)からの検
出信号を受けて第２熱交換器(2b)における第２熱交換媒
体の流量を制御する制御手段(6,7,10)とを有する請求項
１〜３のいずれかに記載の過給機付きディーゼルエンジ
ン。 - 【請求項６】 過給機(1)を備えて外気(A1)を吸気し加
圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシ
リンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機
出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエン
ジンにおいて、使用する燃料は軽油よりも着火性の劣る
燃料であり、かつ、シリンダの吸気温度を所定値に維持
する手段を有することを特徴とする過給機付きディーゼ
ルエンジン。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2001015367A JP4445676B2 (ja) | 2000-03-27 | 2001-01-24 | 過給機付きディーゼルエンジン |
| US09/805,180 US6510690B2 (en) | 2000-03-27 | 2001-03-14 | Diesel engine with supercharger |
| DE10112531A DE10112531B4 (de) | 2000-03-27 | 2001-03-15 | Dieselmotor mit einem Vorverdichter |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000087618 | 2000-03-27 | ||
| JP2000-87618 | 2000-03-27 | ||
| JP2001015367A JP4445676B2 (ja) | 2000-03-27 | 2001-01-24 | 過給機付きディーゼルエンジン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001342838A true JP2001342838A (ja) | 2001-12-14 |
| JP4445676B2 JP4445676B2 (ja) | 2010-04-07 |
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ID=26588507
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2001015367A Expired - Fee Related JP4445676B2 (ja) | 2000-03-27 | 2001-01-24 | 過給機付きディーゼルエンジン |
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| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6510690B2 (ja) |
| JP (1) | JP4445676B2 (ja) |
| DE (1) | DE10112531B4 (ja) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6935307B2 (en) | 2002-10-16 | 2005-08-30 | Komatsu Ltd. | Diesel engine |
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