JP2008075497A - Spark ignition engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、火花点火エンジンに関する。 The present invention relates to a spark ignition engine.
通常のバルブタイミングを有する火花点火エンジンでは、機械的な圧縮比を大きくし膨張比を大きくすれば熱効率が向上するが、圧縮比を大きくするとノッキングが発生するため、圧縮比を１３以下に設定している。 In a spark ignition engine having a normal valve timing, if the mechanical compression ratio is increased and the expansion ratio is increased, the thermal efficiency is improved. However, if the compression ratio is increased, knocking occurs. Therefore, the compression ratio is set to 13 or less. ing.
また、膨張比を大きくして熱効率を改善するために機械的な圧縮比を大きく設定したミラーサイクルエンジンでは、特許文献１に開示されるように、吸気バルブの閉じる時期を下死点より大きく遅らせることにより、実圧縮比を小さくし、ノッキングを抑えている。
ノッキングを抑える方法としては点火時期を遅らせる方法がある。しかしながら、この方法では、燃焼が遅くなって排気温度が上昇することからも明らかなように、燃料の有する熱エネルギーを有効に仕事に変換できておらず、熱効率を下げる原因となる。 As a method of suppressing knocking, there is a method of delaying the ignition timing. However, in this method, as is clear from the fact that the combustion slows down and the exhaust gas temperature rises, the thermal energy of the fuel cannot be effectively converted into work, which causes a decrease in thermal efficiency.
また、ミラーサイクルエンジンでは、吸気バルブを閉じるタイミングを大幅に遅らせ、一旦シリンダに吸入した新気を吸気ポート内に逆流させて実圧縮比を小さくするので、特にシリンダ数が少ないエンジンにおいて吸気マニホールド内の新気の圧力変動が大きくなり、正圧になる瞬間がある。このため、ミキサから供給された混合気を吸入する予混合式エンジンでは、燃料の混ざった新気を大気中に吹き返すことになり、その分燃費が悪化する。また、実圧縮比が小さいということは、大きな出力低下を伴う。 Also, in the Miller cycle engine, the timing of closing the intake valve is greatly delayed, and the fresh air once taken into the cylinder flows back into the intake port to reduce the actual compression ratio. There is a moment when the pressure fluctuation of the fresh air increases and becomes positive pressure. For this reason, in the premixed engine that sucks the air-fuel mixture supplied from the mixer, the fresh air mixed with fuel is blown back into the atmosphere, and the fuel efficiency is deteriorated accordingly. Moreover, the fact that the actual compression ratio is small is accompanied by a large reduction in output.
本発明は、このような従来の技術的課題を鑑みてなされたもので、火花点火エンジンにおいて熱効率を向上し燃費を改善するとともに、窒素酸化物（ＮＯｘ）の排出量を低減することを目的とする。 The present invention has been made in view of such a conventional technical problem, and aims to improve thermal efficiency and improve fuel efficiency in a spark ignition engine and to reduce nitrogen oxide (NOx) emissions. To do.
第１の発明は、燃焼室と、前記燃焼室に設けられた吸気バルブ及び排気バルブと、前記燃焼室に前記吸気バルブを介して導入される燃料と空気の混合気あるいは空気を圧縮するピストンと、を備え、前記燃焼室内の混合気を火花点火により点火、燃焼させる火花点火エンジンにおいて、前記ピストンの行程容積と前記燃焼室の容積によって決まる機械的な圧縮比を１４以上に設定し、前記燃焼室の中心から離れた２か所以上の位置に点火点が配置されるよう点火プラグを設け、かつ、前記混合気の空気過剰率を１．４以上に設定したことを特徴とするものである。 A first invention includes a combustion chamber, an intake valve and an exhaust valve provided in the combustion chamber, a fuel / air mixture introduced into the combustion chamber via the intake valve, or a piston for compressing air In a spark ignition engine that ignites and burns the air-fuel mixture in the combustion chamber by spark ignition, a mechanical compression ratio determined by the stroke volume of the piston and the volume of the combustion chamber is set to 14 or more, and the combustion A spark plug is provided so that ignition points are arranged at two or more positions away from the center of the chamber, and the excess air ratio of the air-fuel mixture is set to 1.4 or more. .
第２の発明は、第１の発明において、前記燃料として、メタン、メタンを主成分とするガス、あるいは液化石油ガスを使用することを特徴とするものである。 According to a second invention, in the first invention, methane, a gas containing methane as a main component, or a liquefied petroleum gas is used as the fuel.
第３の発明は、第１または２の発明において、前記燃焼室の形状を球殻の一部とし、前記燃焼室に前記吸気バルブと排気バルブをそれぞれ１個ずつ設けたことを特徴とするものである。 A third invention is characterized in that, in the first or second invention, the shape of the combustion chamber is a part of a spherical shell, and one each of the intake valve and the exhaust valve is provided in the combustion chamber. It is.
第４の発明は、第１から第３の発明において、吸気バルブの閉弁時期を下死点後５０°から９０°の間の値に設定したことを特徴とするものである。 According to a fourth invention, in the first to third inventions, the closing timing of the intake valve is set to a value between 50 ° and 90 ° after bottom dead center.
第５の発明は、第１から第４の発明において、前記排気バルブの開弁時期を下死点直前に設定し、かつ、前記排気バルブの径を前記吸気バルブと略同径としたことを特徴とするものである。 According to a fifth invention, in the first to fourth inventions, the opening timing of the exhaust valve is set immediately before bottom dead center, and the diameter of the exhaust valve is substantially the same as that of the intake valve. It is a feature.
火花点火エンジンにおいて熱効率を上げようとして機械的な圧縮比を１４以上にすると、ノッキングが容易に発生してしまうが、第１の発明によれば、点火点を複数個設けたことにより、火炎が伝播する時間が短くなり、燃焼室の温度の低い部分からの自己着火が起こってノッキングが発生するのを抑えることができる。つまり、本発明によれば、ノッキングを起こすことなく圧縮比を高めることができ、熱効率を向上して燃費を改善することができる。さらに、空気過剰率を１．４以上とし、薄い混合気を利用するようにしたことにより、燃焼によるガス温度の上昇が抑えられ、ノッキングを抑えるとともに、ＮＯｘレベルを低減することができる。 In a spark ignition engine, if the mechanical compression ratio is increased to 14 or more in order to increase the thermal efficiency, knocking easily occurs. However, according to the first invention, since a plurality of ignition points are provided, the flame is reduced. Propagation time is shortened, and it is possible to suppress the occurrence of knocking due to self-ignition from the low temperature portion of the combustion chamber. That is, according to the present invention, the compression ratio can be increased without causing knocking, the thermal efficiency can be improved, and the fuel consumption can be improved. Furthermore, by setting the excess air ratio to 1.4 or more and using a thin air-fuel mixture, an increase in gas temperature due to combustion can be suppressed, knocking can be suppressed, and the NOx level can be reduced.
第２の発明によれば、燃料として、燃料として、メタン、メタンを主成分とするガス、あるいは液化石油ガスを使用することにより、ノッキングの発生をさらに抑えることができる。 According to 2nd invention, generation | occurrence | production of knocking can be further suppressed by using methane, the gas which has methane as a main component, or liquefied petroleum gas as a fuel as a fuel.
第３の発明によれば、燃焼室の形状を球殻の一部とし、かつ、吸気バルブと排気バルブをそれぞれ１個ずつとしたことにより、燃焼室をコンパクトにして燃焼時間を短縮し、ノッキングの発生をさらに抑えることができる。また、燃焼室の表面積を小さくできるので、冷却損失を低減し、エンジンの熱効率をさらに高めることができる。 According to the third aspect of the invention, the shape of the combustion chamber is a part of the spherical shell, and one intake valve and one exhaust valve are provided, so that the combustion chamber is made compact and the combustion time is shortened. Can be further suppressed. Moreover, since the surface area of a combustion chamber can be made small, a cooling loss can be reduced and the thermal efficiency of an engine can further be improved.
また、上記構成のエンジンでは、機械的な圧縮比が高いもののノッキングを抑えることができるため、従来のミラーサイクルエンジンのように吸気バルブを極端に遅く閉じて実圧縮比を小さくする必要がない、したがって、第４の発明のように、吸気バルブの閉弁時期を、ミラーサイクルエンジンよりも早くすることにより、吸気系から大気中への混合気の吹き返しを無くし、実圧縮比を大きくして出力の向上を実現することができる。 Further, in the engine having the above configuration, since the mechanical compression ratio is high, knocking can be suppressed, so that it is not necessary to close the intake valve extremely late and reduce the actual compression ratio unlike the conventional mirror cycle engine. Therefore, as in the fourth aspect of the invention, the closing timing of the intake valve is made earlier than that of the mirror cycle engine, so that the air-fuel mixture is not blown back from the intake system to the atmosphere, and the actual compression ratio is increased and output. Improvement can be realized.
第５の発明によれば、排気バルブが開くと同時に、シリンダ内のガス圧を急速に低下させ、実膨張比を大きくすることができる。排気バルブの径を吸気バルブと略同径としたので、排気バルブを遅く開いても、十分に排気できる。なお、本発明に係るエンジンは薄い混合気で運転するため、排気温度が低く排気バルブの径を大きく設定しても熱的に問題はない。 According to the fifth aspect of the present invention, the gas pressure in the cylinder can be rapidly reduced and the actual expansion ratio can be increased simultaneously with the opening of the exhaust valve. Since the diameter of the exhaust valve is substantially the same as that of the intake valve, exhaust can be sufficiently performed even if the exhaust valve is opened late. Since the engine according to the present invention operates with a thin air-fuel mixture, there is no thermal problem even if the exhaust temperature is low and the exhaust valve diameter is set large.
以下、添付図面を参照しながら本発明の実施の形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１は、本発明に係るエンジンのシリンダヘッド１から上の構成を示す。ミキサ１２で調製された燃料と空気の混合気は、吸気バルブ８が吸気バルブシート９からリフトし、吸気ポート１０が開かれると、吸気マニホールド１１から燃焼室１７内に導入される。混合気は理論空燃比よりも大幅に希薄（空気過剰率１．４以上、この例では１．７）になるように調製される。 FIG. 1 shows a configuration above a cylinder head 1 of an engine according to the present invention. The fuel / air mixture prepared by the mixer 12 is introduced from the intake manifold 11 into the combustion chamber 17 when the intake valve 8 is lifted from the intake valve seat 9 and the intake port 10 is opened. The air-fuel mixture is prepared so as to be much leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (excess air ratio of 1.4 or more, 1.7 in this example).
燃料としては、ガソリンが用いられるが、メタンやこれを主成分とする都市ガスや天然ガス（ＬＮＧ）、あるいは液化石油ガス（ＬＰＧ）のようなアンチノック性の高い燃料を使用するようにしてもよい。 Gasoline is used as the fuel. However, a fuel having high anti-knock properties such as methane, city gas, natural gas (LNG), or liquefied petroleum gas (LPG) mainly composed of methane may be used. Good.
空気過剰率λは（その時の空燃比）／（理論空燃比）で定義される。燃料としてガソリンを用いる場合、理論空燃比は１４．７であるので、λ＝１．７のときの空燃比は１４．７×１．７＝２５．０となる。都市ガスを用いる場合、理論空燃比を１６．８とすると同様に換算し、λ＝１．７のときの空燃比は２８．６となる。 The excess air ratio λ is defined by (the air / fuel ratio at that time) / (theoretical air / fuel ratio). When gasoline is used as the fuel, the theoretical air-fuel ratio is 14.7. Therefore, the air-fuel ratio when λ = 1.7 is 14.7 × 1.7 = 25.0. When city gas is used, the theoretical air-fuel ratio is converted to 16.8 in the same manner, and the air-fuel ratio when λ = 1.7 is 28.6.
燃焼室１７内で燃焼し、ピストンを押し下げて仕事をした後のガスは、排気バルブ５が排気バルブシート６からリフトし、排気ポート４が開かれると、排気マニホールド２へと排出される。混合気が非常に希薄であるため、燃焼後のガスには多量の酸素が含まれている。 The gas after burning in the combustion chamber 17 and working by pushing down the piston is discharged to the exhaust manifold 2 when the exhaust valve 5 is lifted from the exhaust valve seat 6 and the exhaust port 4 is opened. Since the air-fuel mixture is very lean, the gas after combustion contains a large amount of oxygen.
薄い混合気でも排気中には少量の未燃の炭化水素（ＨＣ）や一酸化炭素（ＣＯ）が含まれているので、ＨＣ、ＣＯをさらに低減するために、破線で示すように酸化触媒３を排気マニホールド２に設けてもよい。排気中に酸素が多く含まれるため、このように酸化触媒３を設ければ、ＨＣやＣＯを十分に酸化することができる。 Even in a thin air-fuel mixture, the exhaust gas contains a small amount of unburned hydrocarbon (HC) and carbon monoxide (CO). Therefore, in order to further reduce HC and CO, the oxidation catalyst 3 as shown by broken lines. May be provided in the exhaust manifold 2. Since exhaust gas contains a large amount of oxygen, HC and CO can be sufficiently oxidized by providing the oxidation catalyst 3 in this way.
図２（ａ）〜（ｃ）を参照しながら本発明に係るエンジンの細部構成についてさらに説明する。 The detailed configuration of the engine according to the present invention will be further described with reference to FIGS.
燃焼室１７の形状は半径Ｒの球殻の一部、すなわち縦断面が半径Ｒの円弧の一部である。球殻ないし円弧の中心は、燃焼室１７の下方の燃焼室１７から離れた位置にあり、燃焼室１７は深さの浅い椀をひっくり返したような形状をしている。 The shape of the combustion chamber 17 is a part of a spherical shell having a radius R, that is, a part of an arc having a longitudinal section having a radius R. The center of the spherical shell or arc is located at a position away from the combustion chamber 17 below the combustion chamber 17, and the combustion chamber 17 has a shape in which a shallow soot is turned over.
燃焼室１７には、吸気バルブ８と排気バルブ５がそれぞれ１個ずつ、燃焼室１７の略中央を挟んで対角位置に配設されている。燃焼室１７をこのような構成とすることにより、コンパクトな燃焼空間を形成でき、２点点火の効果と相俟って、燃焼時間をさらに短縮することができる。また、燃焼室１７の表面積を小さくでき、冷却損失を低減することもできる。 In the combustion chamber 17, one intake valve 8 and one exhaust valve 5 are respectively disposed at diagonal positions across the substantial center of the combustion chamber 17. By configuring the combustion chamber 17 as described above, a compact combustion space can be formed, and in combination with the effect of two-point ignition, the combustion time can be further shortened. Further, the surface area of the combustion chamber 17 can be reduced, and the cooling loss can be reduced.
点火プラグ２２が装着される点火プラグ装着部７は複数個（この例では２個）設けられている。この点火点はいずれも燃焼室１７の中心から離れており、これにより、点火から２つの点火点からそれぞれ成長する火炎面の先端（フレームフロント）が干渉しあうまでの時間を稼ぎ、燃焼時間をさらに短縮することができる。 A plurality of (two in this example) spark plug mounting portions 7 to which the spark plugs 22 are mounted are provided. Both of these ignition points are away from the center of the combustion chamber 17, and thereby, it takes time for the flame fronts (frame front) that grow from the two ignition points to interfere with each other, thereby reducing the combustion time. Further shortening is possible.
図２（ｃ）は、図２（ｂ）の点火プラグ装着部７の中心で切ったＡ−Ａ断面図である。点火プラグ装着部７の先端は、球殻と点火プラグ２２の中心との交点２０より燃焼室１７内に突出している。これにより、点火プラグ２２の先端、すなわち、点火点を燃焼空間の中央により近づけることができる。点火プラグ２２の取付け角θは可能な限り大きく設定した方が、点火点を少しでも燃焼空間の中央に近づけることができ、有利である。 FIG.2 (c) is AA sectional drawing cut | disconnected in the center of the spark plug mounting part 7 of FIG.2 (b). The tip of the spark plug mounting portion 7 protrudes into the combustion chamber 17 from the intersection 20 between the spherical shell and the center of the spark plug 22. Thereby, the tip of the spark plug 22, that is, the ignition point can be brought closer to the center of the combustion space. It is advantageous to set the attachment angle θ of the spark plug 22 as large as possible because the ignition point can be brought closer to the center of the combustion space.
吸気バルブ８は、図３のように、上死点前のＩｏで開き下死点後のＩｃで閉じる。このＩｃから上死点までが実質的な圧縮行程である。ミラーサイクルエンジンでは吸気弁閉時期Ｉｃを下死点後９０°以降に設定し、通常のエンジンでは４５°以前、高速エンジンでも５０°以前に設定するが、本発明に係るエンジンでは、吸気弁閉時期Ｉｃを、ミラーサイクルエンジンよりも早く、かつ、通常のエンジンよりも遅くなるように、下死点後５０°から９０°の間の値に設定する。 As shown in FIG. 3, the intake valve 8 opens at Io before top dead center and closes at Ic after bottom dead center. From Ic to the top dead center is a substantial compression stroke. In the mirror cycle engine, the intake valve closing timing Ic is set to 90 ° or more after bottom dead center, 45 ° or less is set for a normal engine, and 50 ° or less for a high-speed engine, but the intake valve closing is set for an engine according to the present invention. The time Ic is set to a value between 50 ° and 90 ° after bottom dead center so as to be earlier than the Miller cycle engine and later than the normal engine.
一方、排気バルブ５は下死点直前のＥｏで開き、上死点後のＥｃで閉じるように設定される。排気バルブ５の開弁時期Ｅｏを下死点直前に設定する理由については後述する。 On the other hand, the exhaust valve 5 is set to open at Eo immediately before the bottom dead center and to close at Ec after the top dead center. The reason for setting the valve opening timing Eo of the exhaust valve 5 immediately before the bottom dead center will be described later.
図４は機械的な圧縮比と実圧縮比を説明するための図である。図中Ｖｈはピストン２３の行程容積（排気量）、Ｖｃは燃焼室１７の容積である。また、Ｖｈ’は吸気弁閉時期Ｉｃのピストン位置から上の容積である。機械的な圧縮比は（Ｖｃ＋Ｖｈ）／Ｖｃ＝１＋Ｖｈ／Ｖｃと定義される。これに対し、実質的に混合気の圧縮が開始されるのは吸気バルブ８が閉じた吸気弁閉時期Ｉｃ以降であるので、実圧縮比は１＋Ｖｈ’／Ｖｃとなる。 FIG. 4 is a diagram for explaining the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. In the figure, Vh is the stroke volume (displacement) of the piston 23, and Vc is the volume of the combustion chamber 17. Vh ′ is a volume above the piston position at the intake valve closing timing Ic. The mechanical compression ratio is defined as (Vc + Vh) / Vc = 1 + Vh / Vc. On the other hand, since the compression of the air-fuel mixture substantially starts after the intake valve closing timing Ic when the intake valve 8 is closed, the actual compression ratio is 1 + Vh ′ / Vc.
上記の通り、本発明に係るエンジンでは、吸気弁閉時期Ｉｃをミラーサイクルエンジンよりも早く、かつ、通常のエンジンよりも遅くなるように、下死点後５０°から９０°の間の値に設定しているので、吸気の無駄な吹き返しを少なくし、燃費を向上させることができる。さらに、ミラーサイクルエンジンよりも実圧縮比を高めることができるので、圧縮後のガス温度を高め、薄い混合気でも急速な燃焼を得られるようにする。 As described above, in the engine according to the present invention, the intake valve closing timing Ic is set to a value between 50 ° and 90 ° after bottom dead center so that the intake valve closing timing Ic is earlier than the mirror cycle engine and later than the normal engine. Since it is set, wasteful blow-back of intake air can be reduced and fuel consumption can be improved. Furthermore, since the actual compression ratio can be increased as compared with the Miller cycle engine, the gas temperature after compression is increased so that rapid combustion can be obtained even with a thin air-fuel mixture.
さらに、本発明に係るエンジンは排気バルブ５にも特徴がある。通常のエンジンでは、排気バルブの径は吸気バルブの径の０．８〜０．９倍程度に設定される。これは排気バルブの温度が高くならないように受熱面積を減らすとともに、排気バルブシートを通して冷却水へ熱を捨てやすくするためであるが、このようにバルブ径を小さくした場合、燃焼済のガスを十分に排出するために、排気バルブを早めに開く必要がある。 Furthermore, the engine according to the present invention is also characterized by the exhaust valve 5. In a normal engine, the diameter of the exhaust valve is set to about 0.8 to 0.9 times the diameter of the intake valve. This is to reduce the heat receiving area so that the temperature of the exhaust valve does not increase, and to make it easier to dissipate heat into the cooling water through the exhaust valve seat. It is necessary to open the exhaust valve early in order to discharge it quickly.
これに対し、本発明に係るエンジンでは、排気バルブ５の径（傘の径）を吸気バルブ８の径と略同じ（同径あるいはやや小さい径）としている。これにより、上記の通り、排気バルブ５を下死点直前のＥｏで開くようにしても、排気バルブ５が開くと瞬間的に排気でき、高い機械的圧縮比一杯まで燃焼ガスを十分に膨張させることができ、エンジンの熱効率を向上させることができる。なお、本発明に係るエンジンは、薄い混合気で運転するので排気温度が低く、このように排気バルブ５の径を大きく設定しても熱的に問題はない。 On the other hand, in the engine according to the present invention, the diameter of the exhaust valve 5 (the diameter of the umbrella) is substantially the same as the diameter of the intake valve 8 (the same diameter or a slightly smaller diameter). Thus, as described above, even if the exhaust valve 5 is opened at Eo just before the bottom dead center, when the exhaust valve 5 is opened, exhaust can be instantaneously performed, and the combustion gas is sufficiently expanded to a high mechanical compression ratio. It is possible to improve the thermal efficiency of the engine. Since the engine according to the present invention operates with a thin air-fuel mixture, the exhaust temperature is low, and there is no thermal problem even if the exhaust valve 5 is set to have a large diameter.
さらに、本発明に係るエンジンは点火点を複数としたことにより、以下に説明するように１点点火の場合と比べて、点火時期を遅らせることができ、これによっても熱効率を向上させることができる。 Further, since the engine according to the present invention has a plurality of ignition points, the ignition timing can be delayed as compared with the case of one-point ignition as will be described below, and this can also improve the thermal efficiency. .
図５に同一回転数、同一空燃比、同一スロットル開度（吸入空気量）における点火時期（クランク角）とエンジンの軸トルクの関係を示す。 FIG. 5 shows the relationship between the ignition timing (crank angle) and the engine shaft torque at the same rotational speed, the same air-fuel ratio, and the same throttle opening (intake air amount).
点火時期を遅い方から進めていくと、軸トルクは増大するが、やがてノッキングを起こして低下する。図中Ｃは通常の圧縮比で１点点火の場合で、Ｍ2で最大トルクとなる。一方、図中Ｂは高圧縮比で複数の点火点を有する本発明の場合であり、燃焼時間が短縮されるためにＣより早期に（上死点に近いところで）最大トルク点Ｍ1を迎える。これによりサイクル論でいう、時間損失が少なくなる。 When the ignition timing is advanced from the later one, the shaft torque increases, but eventually knocks and decreases. In the figure, C is a normal compression ratio with one point ignition, and M 2 is the maximum torque. On the other hand, B in the figure is the case of the present invention having a high compression ratio and a plurality of ignition points, and reaches the maximum torque point M 1 earlier than C (close to top dead center) because the combustion time is shortened. . This reduces time loss in terms of cycle theory.
これを模式的に図６で説明する。図中の２点鎖線は空気のみを圧縮し燃焼を伴わない場合のシリンダ内のガス圧力特性である。常識的な（コネクティングロッド長）／（クランク半径）の場合、シリンダ内の圧力は上死点後１４°〜１５°で最大になるように点火するのがもっとも熱効率が改善される。 This will be schematically described with reference to FIG. The two-dot chain line in the figure represents the gas pressure characteristics in the cylinder when only air is compressed and combustion is not involved. In the case of common sense (connecting rod length) / (crank radius), it is most effective to ignite so that the pressure in the cylinder becomes maximum at 14 ° to 15 ° after top dead center.
点火後、燃焼室内のガス圧力は急上昇し、最大点を過ぎやがて排気バルブが開くと急速に低下する。１点点火の場合はＸ2で点火して上死点後この角度でガス圧は最大となるが、本発明に係るエンジンでは、これより遅いＸ1で点火しても同じクランク角の点でピークとなる。つまり、本発明に係るエンジンでは、上死点前での圧力を下げることができ、エンジンを逆回転させようとする力を小さくして、熱効率を向上させることができる。また、燃焼時間を短くするとハッチング部分の負の力が小さくなり、有効に力として取り出すことができ、それに比例してエンジンの仕事を増大させることができる。 After ignition, the gas pressure in the combustion chamber rises rapidly and drops rapidly when the exhaust valve opens after the maximum point. In the case of one-point ignition, the gas pressure becomes maximum at this angle after top dead center is ignited at X 2. However, in the engine according to the present invention, even if ignited at X 1 slower than this, the same crank angle is obtained. It becomes a peak. That is, in the engine according to the present invention, the pressure before top dead center can be reduced, the force for reversely rotating the engine can be reduced, and the thermal efficiency can be improved. Also, if the combustion time is shortened, the negative force in the hatched portion is reduced and can be effectively extracted as a force, and the work of the engine can be increased in proportion thereto.
本発明に係るエンジンにおいては、さらに、混合気の希薄化を併せて行ったことにより、ＮＯｘ低減効果が得られる。この理由について説明する。 In the engine according to the present invention, the NOx reduction effect can be obtained by further diluting the air-fuel mixture. The reason for this will be described.
通常、理論空燃比より薄い混合気でエンジンを運転する場合、排気中の酸素濃度が大きく酸化雰囲気にならない。完全燃焼すれば理論的に、排気中に酸素も一酸化炭素も炭化水素も排出されないよう三元触媒を作動させることができるが、希薄混合気で運転する場合、排気ポート以降でＮＯｘを還元することは不可能であり、シリンダ内での生成を少なくすることが必要である。また、排気を還流するＥＧＲにより燃焼温度を下げてＮＯｘを低減する方法もあるが、希薄燃焼の場合、排気中の酸素濃度が大きくなるためそのＮＯｘ低減効果は著しく小さくなる。 Normally, when the engine is operated with an air-fuel mixture that is thinner than the stoichiometric air-fuel ratio, the oxygen concentration in the exhaust gas is large and an oxidizing atmosphere does not occur. Theoretically, the three-way catalyst can be operated so that oxygen, carbon monoxide, and hydrocarbons are not discharged into the exhaust if it burns completely. However, when operating with a lean mixture, NOx is reduced after the exhaust port. This is not possible and it is necessary to reduce production in the cylinder. In addition, there is a method of reducing NOx by lowering the combustion temperature by EGR that recirculates the exhaust gas. However, in the case of lean combustion, the oxygen concentration in the exhaust gas is increased, so the NOx reduction effect is significantly reduced.
したがって、理論空燃比より薄い混合気で運転するエンジンにおいてＮＯｘを低減するためには、徹底的に希薄化を図って燃焼温度を低下させる以外にＮＯｘを低減させる方法はなく、本発明に係るエンジンでは、徹底的に混合気の希薄化を図ることでＮＯｘ低減効果を得っている。 Therefore, in order to reduce NOx in an engine that is operated with an air-fuel mixture that is thinner than the stoichiometric air-fuel ratio, there is no method for reducing NOx other than by thoroughly reducing the combustion temperature and reducing the combustion temperature. Then, the NOx reduction effect is obtained by thoroughly diluting the air-fuel mixture.
図７は空気過剰率に対するＮＯｘ低減効果、熱効率改善効果を示した図である。これに示すように、空気過剰率λの増大とともにＮＯｘレベルは低下する。ここでＮＯｘレベルは排気中の酸素濃度を０％として換算した値である。例えば、排気吐出口で測定したＮＯｘレベルが１００ｐｐｍで酸素濃度が７％の場合、地上の酸素濃度が２１％であるので７／２１分の空気がエンジンを素通りして排気を希釈したと考え、真のＮＯｘレベルは測定値の（１＋７／２１）倍の１３０ｐｐｍであると評価している。本発明に係るエンジンでは、空気過剰率λを１．４以上（この実施例では１．７）に増大させているので、ＮＯｘレベルを十分に低減することが可能である。 FIG. 7 is a diagram showing the NOx reduction effect and the thermal efficiency improvement effect with respect to the excess air ratio. As shown, the NOx level decreases as the excess air ratio λ increases. Here, the NOx level is a value obtained by converting the oxygen concentration in the exhaust gas to 0%. For example, if the NOx level measured at the exhaust outlet is 100 ppm and the oxygen concentration is 7%, the oxygen concentration on the ground is 21%, so 7/21 minutes of air passes through the engine and dilutes the exhaust. The true NOx level is estimated to be 130 ppm, which is (1 + 7/21) times the measured value. In the engine according to the present invention, since the excess air ratio λ is increased to 1.4 or more (1.7 in this embodiment), the NOx level can be sufficiently reduced.
さらに、空気過剰率λを増大させていくと、熱効率も向上し、従来の常識の３３％をはるかに越える熱効率を達成することが可能である。 Furthermore, when the excess air ratio λ is increased, the thermal efficiency is improved, and it is possible to achieve a thermal efficiency far exceeding 33% of the conventional common sense.
以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一つを示したにすぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。 The embodiment of the present invention has been described above, but the above embodiment is merely one example of application of the present invention, and the technical scope of the present invention is limited to the specific configuration of the above embodiment. Absent.
例えば、上記実施形態は、燃焼室に燃料と空気の混合気を導入し、これを圧縮して火花点火により点火する予混合エンジンを例にとって説明したが、本発明は、燃焼室に空気のみを導入し、燃焼室内の空気に燃料を直接噴射して混合気とし、これを火花点火により点火する直噴エンジンにも適用可能である。 For example, although the above embodiment has been described by taking as an example a premixed engine that introduces a mixture of fuel and air into the combustion chamber, compresses the mixture, and ignites by spark ignition, the present invention applies only air to the combustion chamber. It can also be applied to a direct injection engine in which fuel is directly injected into the air in the combustion chamber to form an air-fuel mixture, which is ignited by spark ignition.
１ シリンダヘッド
２ 排気マニホールド
３ 酸化触媒
４ 排気ポート
５ 排気バルブ
６ 排気バルブシート
７ 点火プラグ装着部
８ 吸気バルブ
９ 吸気バルブシート
１０ 吸気ポート
１１ 吸気マニホールド
１２ ミキサ
２２ 点火プラグ
２３ ピストン
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Cylinder head 2 Exhaust manifold 3 Oxidation catalyst 4 Exhaust port 5 Exhaust valve 6 Exhaust valve seat 7 Spark plug mounting part 8 Intake valve 9 Intake valve seat 10 Intake port 11 Intake manifold 12 Mixer 22 Spark plug 23 Piston
Claims (5)
前記ピストンの行程容積と前記燃焼室の容積によって決まる機械的な圧縮比を１４以上に設定し、前記燃焼室の中心から離れた２か所以上の位置に点火点が配置されるよう点火プラグを設け、かつ、前記混合気の空気過剰率を１．４以上に設定したことを特徴とする火花点火エンジン。 A combustion chamber; an intake valve and an exhaust valve provided in the combustion chamber; and a piston for compressing a mixture of fuel and air or air introduced into the combustion chamber via the intake valve. In a spark ignition engine that ignites and burns an air-fuel mixture in a room by spark ignition,
A mechanical compression ratio determined by the stroke volume of the piston and the volume of the combustion chamber is set to 14 or more, and an ignition plug is disposed so that ignition points are arranged at two or more positions away from the center of the combustion chamber. And a spark ignition engine characterized in that the excess air ratio of the air-fuel mixture is set to 1.4 or more.
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Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011043092A (en) * | 2009-08-20 | 2011-03-03 | Mazda Motor Corp | Control system for spark ignition internal combustion engine |
| CN104380204A (en) * | 2012-06-21 | 2015-02-25 | 株式会社尼康 | Illumination apparatus, processing apparatus, and method for manufacturing device |
| JP2016056773A (en) * | 2014-09-11 | 2016-04-21 | 本田技研工業株式会社 | Combustion control device of internal combustion engine |
Citations (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5419003A (en) * | 1977-07-13 | 1979-02-13 | Nissan Motor Co Ltd | Internal combustion engine |
| JPH07158506A (en) * | 1993-12-07 | 1995-06-20 | Ryobi Ltd | Cylinder head of internal combustion engine and internal combustion engine using it |
| JPH1181930A (en) * | 1997-09-08 | 1999-03-26 | Toyota Motor Corp | Valve system of internal combustion engine |
| JP2002242714A (en) * | 2001-02-14 | 2002-08-28 | Mazda Motor Corp | 4-cycle engine for automobile |
| JP2002242709A (en) * | 2001-02-14 | 2002-08-28 | Mazda Motor Corp | 4-cycle engine for automobile |
| JP2003042277A (en) * | 2001-07-26 | 2003-02-13 | Toyota Motor Corp | Controller for vehicle |
| JP2003307106A (en) * | 2002-04-15 | 2003-10-31 | Iseki & Co Ltd | Intake and exhaust valve of diesel engine |
| JP2004263634A (en) * | 2003-03-03 | 2004-09-24 | Toyota Motor Corp | Variable cycle engine and switching method for operation mode |
| JP2004278454A (en) * | 2003-03-18 | 2004-10-07 | Osaka Gas Co Ltd | Engine and its operating method |
| JP2005146917A (en) * | 2003-11-12 | 2005-06-09 | Nissan Motor Co Ltd | Control device for engine |
-
2006
- 2006-09-20 JP JP2006254020A patent/JP2008075497A/en active Pending
Patent Citations (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5419003A (en) * | 1977-07-13 | 1979-02-13 | Nissan Motor Co Ltd | Internal combustion engine |
| JPH07158506A (en) * | 1993-12-07 | 1995-06-20 | Ryobi Ltd | Cylinder head of internal combustion engine and internal combustion engine using it |
| JPH1181930A (en) * | 1997-09-08 | 1999-03-26 | Toyota Motor Corp | Valve system of internal combustion engine |
| JP2002242714A (en) * | 2001-02-14 | 2002-08-28 | Mazda Motor Corp | 4-cycle engine for automobile |
| JP2002242709A (en) * | 2001-02-14 | 2002-08-28 | Mazda Motor Corp | 4-cycle engine for automobile |
| JP2003042277A (en) * | 2001-07-26 | 2003-02-13 | Toyota Motor Corp | Controller for vehicle |
| JP2003307106A (en) * | 2002-04-15 | 2003-10-31 | Iseki & Co Ltd | Intake and exhaust valve of diesel engine |
| JP2004263634A (en) * | 2003-03-03 | 2004-09-24 | Toyota Motor Corp | Variable cycle engine and switching method for operation mode |
| JP2004278454A (en) * | 2003-03-18 | 2004-10-07 | Osaka Gas Co Ltd | Engine and its operating method |
| JP2005146917A (en) * | 2003-11-12 | 2005-06-09 | Nissan Motor Co Ltd | Control device for engine |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011043092A (en) * | 2009-08-20 | 2011-03-03 | Mazda Motor Corp | Control system for spark ignition internal combustion engine |
| CN101994577A (en) * | 2009-08-20 | 2011-03-30 | 马自达汽车株式会社 | Control system of spark ignition internal combustion engine |
| CN104380204A (en) * | 2012-06-21 | 2015-02-25 | 株式会社尼康 | Illumination apparatus, processing apparatus, and method for manufacturing device |
| JP2016056773A (en) * | 2014-09-11 | 2016-04-21 | 本田技研工業株式会社 | Combustion control device of internal combustion engine |
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