JP2010019149A - ディーゼルエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンにおいて、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えつつ予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を拡大する。
【解決手段】拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジン１０は、燃料がシリンダ１１内へ噴出する噴孔１３ａが多数形成された多孔インジェクタ１３を備え、噴孔１３ａの直径が０．０９ｍｍ以下で、圧縮比εが１４〜１５の範囲にある。
【選択図】図２

Description

本発明は、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンに関する。

ほぼ圧縮上死点前６０°以前の圧縮行程中または吸気行程中において燃焼室内に燃料を噴射するとともに、このときの噴射燃料の平均粒径を燃料粒子の温度がほぼ圧縮上死点または圧縮上死点後にそのときの圧力により定まる主要燃料成分の沸点に達する粒径以下とし、排気ガス再循環率（ＥＧＲ率）をほぼ４０％以上に制御し、噴射後ほぼ圧縮上死点に達するまでは燃料粒子からの沸騰による燃料の蒸発を阻止するとともにほぼ圧縮上死点後に燃料粒子の燃料を沸騰蒸発させて燃料を着火燃焼せしめるようにした圧縮着火式内燃機関（ディーゼルエンジン）が公知である（例えば下記特許文献１参照）。この圧縮着火式内燃機関では、５００μｍ以上の粒径の極めて大きな燃料粒子を燃焼室内に分散させた後、これら燃料粒子の燃料を圧縮上死点後に着火燃焼させ、それによって窒素酸化物（ＮＯｘ）及び煤を同時に低減するようにしている。

また、圧縮着火式内燃機関（ディーゼルエンジン）において、ＮＯｘ及び煤の低減を図るために、シリンダ内に形成した燃料と吸気との予混合気を自着火させる予混合圧縮着火燃焼（ＰＣＣＩ燃焼）が行われる。予混合圧縮着火燃焼を行う場合は、ＥＧＲにより吸気側へ供給するＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）を拡散燃焼（通常燃焼）を行う場合よりも増大させる。

特開平９−２８７５２７号公報 Kazuhisa INAGAKI他,"Universal Diesel Engine Simulator(UniDES) 1st Report:Phenomenological Multi-zone PDF Model for Predicting the Transient Behavior of Diesel Engine Combustion",SAE Paper 2008-01-0843,Society of Automotive Engineers,2008 北畠亮他、「油圧駆動カムレスシステムの適用による予混合ディーゼル燃焼領域の拡大」、自動車技術会学術講演会前刷集 No.48-08、233-20085275、２００８年５月

ディーゼルエンジンにおいて、ＮＯｘや煤等のエミッションの低減を図るためには、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を拡大できることが望ましい。そのためには、貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射して、シリンダ内に形成される予混合気の濃度を均質化することが望ましい。しかし、拡散燃焼を行う場合に、貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射すると、燃料噴霧の飛散範囲が狭くなるため、特に燃料噴射量が多いときにスモーク濃度が増大しやすくなる。スモーク濃度を抑えるためには、燃料噴射量を制限する必要があり、拡散燃焼時のトルクが低下する。

本発明は、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンにおいて、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えつつ予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を拡大することを目的とする。

超小径多穴インジェクタを用いることで、燃料噴霧が低貫徹力のため、早期に噴射してもシリンダ壁面への付着が回避できる。そのため、着火するまでに十分な混合時間を確保できて混合気が均質化できる。その結果、図２０に示すように、予混合圧縮着火燃焼（ＰＣＣＩ）の運転範囲の拡大を図ることが可能となる。しかし、超小径多穴インジェクタを用いると、燃料噴霧が飛ばないため、図２０に示すように、拡散燃焼時のトルク（全負荷トルク、フル性能）が低下するというデメリットが生じる。図２０において、×は従来より劣ることを表し、△は従来並を表し、○は従来より優れていることを表し、◎は従来よりかなり優れていることを表す。

ただし、低圧縮比化することで、シリンダ内最高圧力Ｐｍａｘが低減され、圧縮端圧力の低下によりＰｍａｘ制限が同じでも燃焼による圧力増加代を大きく取ることができる。そのため、燃料噴射時期を進角できるので、スートの燃焼する時間を確保できてスモークが低減できる。その結果、図２０に示すように、超小径多穴インジェクタによるデメリット（フル性能の低下）を回避できる。また、ＰＣＣＩの燃焼騒音が低下するので、ＰＣＣＩ運転領域をさらに拡大することができる。非特許文献２では、インジェクタの噴孔の直径を０．０８ｍｍに小さくして燃料噴霧の低貫徹力化を図っているが、圧縮比が１６．８と高いため、燃料噴射時期を進角することは困難であり、スートの燃焼時間を十分に確保することは困難である。また、図２１に示すように、従来のディーゼルエンジンの圧縮比で最も低いのは１５．８程度である。しかし、低圧縮比化すると、圧縮端温度が低下するので、図２０に示すように、冷間始動性が悪化するというデメリットが生じる。

ただし、スワール比を低減して超低流動化することで、スワール低減による熱損失低減によって圧縮端温度の低下が抑制できるので、図２０に示すように、低圧縮比化によるデメリット（冷間始動性の悪化）を回避できる。また、体積効率の高いポート形状（ストレートポート）を用いることができるので、空気がたくさん入ることで全負荷トルク（フル性能）を向上させることができる。また、同様の理由によりＰＣＣＩ運転領域をさらに拡大することができる。ただし、スワール比を低減して超低流動化すると、通常の拡散燃焼では、混合不足によってスモーク、ＮＯｘが悪化する。しかし、これは、超小径多穴インジェクタでＰＣＣＩ運転を行うことで回避できる。

最も望ましくは、超小径多穴インジェクタ、低圧縮比、超低流動の３つを組み合わせて適用することで、それぞれの欠点を補完し合い、超低エミッション、低燃費、高出力のエンジンが実現できる。

そこで、本発明に係るディーゼルエンジンは、上述した目的を達成するために以下の手段を採った。

本発明に係るディーゼルエンジンは、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンであって、燃料がシリンダ内へ噴出する噴孔が多数形成された多孔インジェクタを備え、噴孔の直径が０．０９ｍｍ以下で、圧縮比εが１４〜１５の範囲にあることを要旨とする。

本発明の一態様では、スワール比が（０．７×ε−９．０）以下の範囲にあることが好適である。また、本発明の一態様では、噴孔の数が１４〜２４の範囲にあることが好適である。

本発明によれば、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンにおいて、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えつつ予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を拡大することができる。

以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。

図１〜３は、本発明の実施形態に係るディーゼルエンジン（圧縮着火式内燃機関）１０の概略構成を示す図である。図１は全体構成の概略を示し、図２はシリンダ１１内の概略構成を示し、図３はシリンダ１１内に臨むインジェクタ（燃料噴射弁）１３の先端部の概略構成を示す。図１，２では、１気筒分の構成を示しているが、多気筒の場合も同様の構成である。ディーゼルエンジン１０は、例えばピストン−クランク機構を用いて構成可能である。ディーゼルエンジン１０では、吸気行程にて吸気ポート１４からシリンダ１１内に吸気（空気）が吸入され、圧縮行程にてシリンダ１１内に吸入された吸気がピストン１２により圧縮される。ここでは、シリンダ１１内への吸気を図示しないターボチャージャー等の過給器で加圧することもできる。そして、例えばピストン１２が圧縮上死点付近に位置するときに燃料（例えば軽油等の液体燃料）をインジェクタ１３からシリンダ１１内に直接噴射することで、シリンダ１１内の燃料が自着火して燃焼（ディーゼル燃焼）する。燃焼後の排出ガスは、排気行程にて排気ポート１５へ排出される。図２に示す例では、シリンダ１１内に面するピストン１２の頂面１２ａにキャビティ部１２ｂが形成されており、インジェクタ１３の先端部がキャビティ部１２ｂと対向する状態でシリンダ１１内の中央部に配置されている。ディーゼルエンジン１０においては、排気ポート１５と吸気ポート１４とを繋ぐ還流通路１６が設けられており、燃焼後の排出ガスの一部が還流通路１６を通って吸気ポート１４（吸気側）へＥＧＲガスとして供給される排気再循環（ＥＧＲ）が行われる。還流通路１６にはＥＧＲ制御弁１７が設けられており、ＥＧＲ制御弁１７の開度を制御することで、排気ポート１５から吸気ポート１４への排出ガス（ＥＧＲガス）の還流量が制御され、吸気側へ供給され筒内に吸入されるＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）が制御される。

ディーゼルエンジン１０では、圧縮上死点付近にて燃料をシリンダ１１内に直接噴射してシリンダ１１内の燃料を自着火させる通常のディーゼル燃焼（拡散燃焼）だけでなく、シリンダ１１内に形成した燃料と吸気との予混合気を自着火させる予混合圧縮着火燃焼（ＰＣＣＩ燃焼）を行うこともできる。この予混合圧縮着火燃焼を行うことで、黒煙の発生の抑制を図ることができる。予混合圧縮着火燃焼を行う際には、吸気行程または圧縮行程にて燃料をインジェクタ１３からシリンダ１１内に直接噴射して燃料と吸気との予混合気をシリンダ１１内に形成し、シリンダ１１内の予混合気をピストン１２により圧縮して自着火させる。予混合圧縮着火燃焼を行う場合は、ＥＧＲにより吸気側へ供給するＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）を拡散燃焼（通常燃焼）を行う場合よりも増大させることが好ましい。空気（新気）に比べて熱容量の大きいＥＧＲガスを吸気中に多量に混在させ、予混合気中の燃料及び酸素の濃度を低下させることで、自着火遅れ時間を延長して予混合気の自着火タイミングを圧縮上死点近傍に制御することができる。しかも、その予混合気中では、燃料及び酸素の周囲に不活性なＥＧＲガスが略均一に分散し、これが燃焼熱を吸収することになるので、窒素酸化物（ＮＯｘ）の生成が大幅に抑制される。

ディーゼルエンジン１０では、その回転数Ｎｅ及びトルクＴｅ（負荷）に基づいて、拡散燃焼を行うか、または予混合圧縮着火燃焼を行うかを選択することが可能である。例えば、ディーゼルエンジン１０の回転数Ｎｅ及びトルクＴｅが図４に示す特性線Ａを超えない領域である低速・低負荷領域内にある場合は、予混合圧縮着火燃焼を行う方を選択する。一方、ディーゼルエンジン１０の回転数Ｎｅ及びトルクＴｅが図４に示す特性線Ａを超える領域である高速・高負荷領域内にある場合は、拡散燃焼を行う方を選択する。燃料噴射時期を圧縮上死点付近に制御するか吸気行程（あるいは圧縮行程）に制御するかによって、ディーゼルエンジン１０の燃焼として、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うことができる。

インジェクタ１３は、図３に示すように、燃料がシリンダ１１内へ噴出する小径の噴孔１３ａが先端部に多数形成された小径多穴インジェクタである。多数の噴孔１３ａは、インジェクタ周方向に沿って略均等に配置されている。小径の噴孔１３ａを多数形成することで、予混合圧縮着火燃焼を行う場合に、各噴孔１３ａから貫徹力の弱い小粒径の燃料噴霧を早期に大量に噴射することができる。これによって、燃料噴霧の微粒化を促進させることができるとともに、燃料と空気の混合期間を十分に確保することができる。そのため、シリンダ１１内に形成される混合気の濃度（空燃比）分布を均質化させることができ、燃焼騒音を低減することができる。その結果、図２０に示すように、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をより高負荷側に広げることができ、ＮＯｘや煤等のエミッションを抑制することができる。

また、直径φ０．１３ｍｍの噴孔１３ａを１０個形成した場合と、直径φ０．０８ｍｍの噴孔１３ａを２２個形成した場合とにおいて、燃料噴射開始時期を変化させたときの排出ガス中のＨＣ濃度を実験により調べた結果を図５に示す。図５に示すように、直径φ０．１３ｍｍの噴孔１３ａを１０個形成した場合は、ＨＣ濃度が低くなる燃料噴射開始時期が狭い範囲（圧縮上死点前２２°近傍）に限られるのに対して、直径φ０．０８ｍｍの噴孔１３ａを２２個形成した場合は、ＨＣ濃度が低くなる燃料噴射開始時期の範囲を広げることができる。このように、噴孔１３ａの数を増やすとともに直径を小さくすることで、燃料噴射開始時期に対するエミッションのロバスト性を向上させることができる。

しかし、噴孔１３ａの直径を小さくすると、拡散燃焼（ディーゼル燃料）を行う場合に、噴孔１３ａからの燃料噴霧の飛散範囲が狭くなるため、燃料噴射量が多いときにスモーク濃度が増大しやすくなる。その結果、拡散燃焼を行う全負荷運転時には、スモーク濃度を抑えるために燃料噴射量を制限する必要があり、図２０に示すように全負荷トルク（フル性能）が低下する。例えば図６Ａに示すように、直径φ０．０８ｍｍの噴孔１３ａを２２個形成した場合は、直径φ０．１３ｍｍの噴孔１３ａを１０個形成した場合と比較して、拡散燃焼を行う全負荷運転時のトルクが約８％低下する結果が実機の実験により得られた。この実機の実験の際には、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘ＝１５ＭＰａ、圧縮比ｅ＝１６の同じ条件で全負荷トルクを測定している。

ただし、ディーゼルエンジン１０の圧縮比を低くして、拡散燃焼を行う場合の燃料噴射開始時期を進角させることで、図２０に示すように、燃焼期間を長くしてスモーク濃度を抑えることができるとともに、燃焼による圧力増加分を大きくして全負荷トルクを増大させることができる。一例として、直径φ０．０８ｍｍの噴孔１３ａを２２個形成した圧縮比ｅ＝１４のディーゼルエンジン１０の全負荷トルクを測定した実験結果を図６Ｂに示す。噴孔１３ａの直径φ＝０．０８ｍｍ、圧縮比ｅ＝１４のディーゼルエンジン１０においては、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを１５ＭＰａから、１６ＭＰａ、１７ＭＰａに増加させると、燃料噴射開始時期は、例えばそれぞれ最大で約１０°、２０°だけ進角することができる。なお、圧縮比は、行程容積と隙間容積との和を隙間容積で除した量で表される。

図６Ｂに示す実験結果においては、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを２ＭＰａ高くするように燃料噴射開始時期を進角させることで、全負荷トルクが１０％程度回復する。しかし、実際には最大筒内圧力の値はシリンダ１１の機械的強度で決まっているので、最大筒内圧力は許容値を超えることができない。このため、圧縮比を低減させ、燃焼前の圧縮端の圧力を低下させることで、燃料噴射開始時期を進角化でき、噴孔の直径を小さくすることにより生じる全負荷トルクの低下分を補償することができる。すなわち図６Ｂに示したようなシリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを増加させたときと同様な効果を低圧縮比化で得ることができる。具体例を以下に示す。シリンダ１１内のガスの状態変化をポリトロープ変化（Ｐ・Ｖ^k＝一定、Ｐは圧力、Ｖは容積、ｋ＝１．３４）とすると、圧縮比を１６→１３に低くすることで、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘが約２．３ＭＰａ低下するため、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを２．３ＭＰａ高くするように燃料噴射開始時期を進角させることで、全負荷トルクを１１％程度回復させることが可能となる。また、圧縮比を１６→１４に低くすることで、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘが約１．６ＭＰａ低下するため、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを１．６ＭＰａ高くするように燃料噴射開始時期を進角させることで、全負荷トルクを８％程度回復させることが可能となる。また、圧縮比を１６→１５に低くすることで、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘが約０．８ＭＰａ低下するため、シリンダ１１内最高圧力Ｐｍａｘを０．８ＭＰａ高くするように燃料噴射開始時期を進角させることで、全負荷トルクを４％程度回復させることが可能となる。

また、図２０に示すように、圧縮比を低くすることで、摩擦損失を低減することができる。さらに、シリンダ１１内の最高温度を低下させてＮＯｘ生成量及び冷却損失を低減することができる。さらに、予混合圧縮着火燃焼を行う場合に反応速度を低下させて燃焼騒音を低減することができ、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をより高負荷側に広げることができる。

圧縮比を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の燃焼騒音が一定値となる図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を図７に示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、予混合圧縮着火燃焼時の燃焼騒音が所定値（９０ｄＢ）となる圧縮比と図示平均有効圧力Ｐｉとの関係を計算している。このシミュレーションは、非特許文献１に示す通り、ゾーンモデルとＰＤＦ（Probability Density Function）モデルを用いることで、幅広い運転条件に対して実機の燃焼特性が再現できることを確認している。計算の際には、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍ、機関回転数を１６００ｒｐｍ、吸入空気温度を６０℃としている。図７に示すように、圧縮比が低いほど燃焼騒音が所定値（９０ｄＢ）となる図示平均有効圧力Ｐｉの値が高くなるため、圧縮比を低くすることで、燃焼騒音が所定値以下となる予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をより高負荷側に広げることができる。

ただし、圧縮比が１５を上回ると、予混合圧縮着火燃焼時の燃焼騒音が所定値となる図示平均有効圧力Ｐｉの低下幅が大きくなり、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲が低負荷側に狭くなる。燃焼騒音が所定値を超えないためには予混合圧縮着火燃焼から通常燃焼（拡散燃焼）に移行する必要があるが、図８に示すように、拡散燃焼に移行すると排出ガス中のＮＯｘ濃度が急激に増大する。そこで、圧縮比を１５以下に設定する必要がある。図８において、圧縮比１３〜１５でのＮＯｘ濃度は予混合圧縮着火燃焼を行った場合のＮＯｘ濃度であり、圧縮比１６でのＮＯｘ濃度は拡散燃焼を行った場合のＮＯｘ濃度である。

また、圧縮比を変化させた場合において軸熱効率及び熱損失割合を計算した結果を図９（Ａ）に示し、圧縮比を変化させた場合において図示平均有効圧力（ＩＭＥＰ）及び摩擦平均有効圧力（ＦＭＥＰ）を計算した結果を図９（Ｂ）に示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、燃料噴射開始時期に対する軸熱効率、熱損失割合、図示平均有効圧力、及び摩擦平均有効圧力の特性を、圧縮比εを変化させながら計算している。図９に示す計算結果を基にして、圧縮比と軸熱効率との関係を整理した結果を図１０に示す。図１０に示すように、圧縮比が１４以下になると、軸熱効率が大幅に低下する。そこで、圧縮比を１４より高く設定する必要がある。

前述のように、圧縮比を低くして、拡散燃焼を行う場合の燃料噴射開始時期を進角させることで、噴孔１３ａの直径を小さくすることにより生じる全負荷トルクの低下分を補償することができるが、圧縮比が１４〜１５の範囲にある場合は、拡散燃焼を行う場合の燃料噴射開始時期を例えば圧縮上死点前７．５°〜２４°の範囲まで進角させることで、全負荷トルクの低下分を補償することができる。

しかし、圧縮比を低くすると、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが低下し、図２０に示すようにディーゼルエンジン１０の冷間始動性が低下しやすくなる。圧縮比を変化させた場合において圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃを計算した結果を図１１に示す。計算の際には、シリンダ１１内のガスの状態変化をポリトロープ変化（Ｔ・Ｖ^k-1＝一定、Ｔは温度、Ｖは容積、ｋ＝１．３４）とし、吸入空気温度を−２０℃としている。図１１の縦軸では、圧縮比が１６の場合の温度を基準（０）としている。図１１に示すように、圧縮比が低いほど、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが低下する。

ただし、ディーゼルエンジン１０のスワール比を小さくする（低流動化する）ことで、冷却損失を低減することができ、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃを高くすることができる。その結果、図２０に示すように冷間始動性を向上させることができる。スワール比を変化させた場合において圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃを計算した結果を図１２に示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、スワール比とシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃとの関係を計算している。計算の際には、吸入空気温度を−２０℃、シリンダ壁温度を−２０℃、圧縮比を１６とし、熱損失はWoshiniの式を用いている。図１２の縦軸では、スワール比が２．３の場合の温度を基準（０）としている。図１２に示すように、スワール比が小さいほど、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが高くなる。なお、スワール比は、スワールの回転角速度のクランク軸角速度に対する比で表され、吸気ポート１４のシリンダ１１に対する配置や、ヘリカルポートやタンジェンシャルポート等の吸気ポート１４の形状によりその値を調整することが可能である。

圧縮比を固定してスワール比を変化させた場合において冷間始動時の図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を図１３に示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、スワール比に対する図示平均有効圧力Ｐｉの特性を計算している。計算の際には、圧縮比を１４、吸入空気温度を−２０℃、機関回転数を７９０ｒｐｍ、パイロット噴射開始時期を圧縮上死点前４０°、パイロット噴射量を５．２ｍｇ、メイン噴射開始時期を圧縮上死点前１５°、メイン噴射量を５ｍｇとしている。図１３に示すように、圧縮比が１４の場合は、スワール比が０．８を上回ると、冷間始動時の図示平均有効圧力Ｐｉが大幅に低下する。そこで、圧縮比が１４の場合は、冷間始動性を低下させないためには、スワール比が０．８以下であることが好ましい。

圧縮比１４且つスワール比０．８の場合と同等の圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが得られる、圧縮比とスワール比との関係を計算した結果を図１４に示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、圧縮比とスワール比との関係を計算している。図１４に示すように、圧縮比１３且つスワール比０．３の場合と圧縮比１４且つスワール比０．８の場合とで、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが同等となる。また、圧縮比１５且つスワール比１．５の場合と圧縮比１４且つスワール比０．８の場合とで、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが同等となる。また、圧縮比１６且つスワール比２．３の場合と圧縮比１４且つスワール比０．８の場合とで、圧縮上死点でのシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃが同等となる。図１４の計算結果から、圧縮比及びスワール比が図１４に示す特性線Ｂを超えない領域内にある場合は、冷間始動時の図示平均有効圧力Ｐｉが低下しないシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃを確保することができ、冷間始動性の低下を防ぐすることができる。そこで、圧縮比εが１４〜１５の範囲にある場合は、冷間始動性を低下させないためには、スワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲に調整することが好ましい。

スワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲にするよう例えば０（あるいはほぼ０）にする、すなわちシリンダ１１内にスワール流を発生させないためには、例えば図１５Ａに示すように、一対の吸気ポート１４をストレートポート（タンジェンシャルポート）により構成するとともに、シリンダ中心軸を通る平面１１ａに対して一対の吸気ポート１４を互いに対称に配置する。つまり、一対の吸気ポート１４において、平面１１ａに対する傾斜方向を互いに反対方向にし、平面１１ａに対する傾斜角度の大きさを互いに等しくする。図１５Ａに示す構成例では、各吸気ポート１４からシリンダ１１内に流入する吸気流れにおけるスワール成分（シリンダ周方向の旋回成分）が互いに打ち消し合うことで、シリンダ１１内にスワール流は発生せず、スワール比が０（あるいはほぼ０）になる。

また、スワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲にするよう例えば０．８程度の低い値にする、すなわちシリンダ１１内に弱いスワール流を発生させるためには、例えば図１５Ｂに示すように、一対の吸気ポート１４をストレートポート（タンジェンシャルポート）により構成するとともに、シリンダ中心軸を通る平面１１ａに対して一対の吸気ポート１４を互いに非対称に配置する。図１５Ｂに示す構成例では、一対の吸気ポート１４において平面１１ａに対する傾斜方向が互いに同方向である。一対の吸気ポート１４において平面１１ａに対する傾斜角度の大きさを互いに近づけることで、各吸気ポート１４からシリンダ１１内に流入する吸気流れにおけるスワール成分（シリンダ周方向の旋回成分）が互いに打ち消し合わず、シリンダ１１内に弱いスワール流が発生する。さらに、各吸気ポート１４の平面１１ａに対する傾斜角度の差を調整することで、スワール比の値を調整することが可能である。例えば、平面１１ａに対する各吸気ポート１４の傾斜方向が互いに同方向である場合は、各吸気ポート１４の平面１１ａに対する傾斜角度の差を大きくすることで、スワール比の値を減少させることが可能である。また、一方の吸気ポート１４をストレートポートにより構成するとともに他方の吸気ポート１４をヘリカルポート（スワールポート）により構成することによっても、シリンダ１１内に弱いスワール流を発生させることが可能であり、スワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲にするよう例えば０．８程度の低い値に調整することが可能である。なお、スワールコントロールバルブ（ＳＣＶ）が付いてスワール比が可変の場合は、スワールコントロールバルブが全開時のスワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲に調整することが好ましい。

スワール比の計測方法を以下に示す。スワール比を計測する際には、図１６Ａに示すように、ベーン式のスワールメータ２０をシリンダヘッド下面から所定距離（例えばシリンダボア径Ｄの１〜１．５倍の距離）に配置する。そして、あるバルブリフトｌにおいて、スワールメータ（シリンダ）内部圧力と大気圧との差ΔＰが一定値（例えば２．４９ｋＰａ、２５４ｍｍＨ₂Ｏ）になるように空気流量ｄｍ／ｄｔを調整し、空気流量ｄｍ／ｄｔ［ｇ／ｓ］及びベーン回転数ｎ_D［ｒｐｓ］を記録する。この手順を、図１６Ｂに示すようにバルブリフトｌが１ｍｍから最大リフトを超えるまで１ｍｍ間隔で行う。
スワール比を算出する際には、まず各計測点（各バルブリフトｌ）で仮想エンジン回転数ｎ［ｒｐｓ］を計算する。仮想エンジン回転数ｎは以下の（１）式で表される。

次に、吸気行程（ＴＤＣ〜ＢＤＣ）の期間でスワール比を積算する。積算されたスワール比は以下の（２）式で表される。（２）式において、ｎ_D／ｎは各計測点から内挿して計算する。なお、Ｃ(α)／Ｃ_mはエンジン回転数に関係なくクランク角αのみの関数となる。

また、噴孔１３ａの直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を図１７Ａに示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、噴孔１３ａの直径に対する図示平均有効圧力Ｐｉの特性を計算している。計算の際には、機関回転数を２６００ｒｐｍ、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前３０°、燃料噴射量を２０．３ｍｇ、ＥＧＲ率を０％としている。機関回転数２６００ｒｐｍのような比較的高回転の条件では、混合気の形成が遅れるとＰＣＣＩは失火する。噴孔１３ａの直径が大きくなるほど、噴霧の微粒化が悪くなるので、蒸発が遅く、混合気の形成が遅れ、失火しやすくなる。噴孔１３ａの直径φが０．０９ｍｍを上回ると、図１７Ｂに示すように予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率が急激に低下し、図１７Ａに示すように予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下する。予混合圧縮着火燃焼時のトルクを低下させないためには、噴孔１３ａの直径を０．０９ｍｍ以下に設定する必要がある。そして、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍ以下またはその近傍（例えば０．０８ｍｍ±５％の範囲）以下に設定することで、予混合圧縮着火燃焼時のトルクをさらに増大させることができる。

なお、広安の式によると、噴霧のペネトレーション（貫徹力）は以下の（３）式で表される（広安博之他、「ディーゼル噴霧の到達距離と噴霧角」、自動車技術界論文集、Ｎｏ．２１、１９８０参照）。（３）式から、噴孔１３ａの直径が小さくなっても、噴射圧力を高くすることで同じペネトレーションを確保することができるので、全負荷トルクの低下を抑えることができる。

以上の検討結果から、本実施形態では、多孔インジェクタ１３の噴孔１３ａの直径を０．０９ｍｍ以下の範囲に設定するとともに、圧縮比εを１４〜１５の範囲に設定する。これによって、予混合圧縮着火燃焼を行う場合にトルクの低下を防ぎつつ燃焼騒音を抑制することができ、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をより高負荷側に広げることができる。さらに、熱効率の低下を抑えることができるとともに、拡散燃焼を行う全負荷運転時のトルクの低下を抑えることができる。

さらに、本実施形態では、スワール比を（０．７×ε−９．０）以下の範囲に調整することで、冷間始動時の図示平均有効圧力Ｐｉが低下しないシリンダ１１内温度Ｔｔｄｃを確保することができ、冷間始動性の低下を防ぐことができる。さらに、スワール比を小さくすることで、冷却損失を低減することができるので、燃費を向上させることができる。

また、噴孔１３ａの直径が０．０８ｍｍからさらに小さくなると、拡散燃焼を行う全負荷運転時におけるトルクの低下代が前述の約８％からさらに大きくなる。その場合において、全負荷トルクの低下分の補償効果を向上させるためには、圧縮比を１４よりさらに低くする必要があるが、圧縮比が１４を下回ると軸熱効率が大幅に低下する。軸熱効率の大幅な低下を招くことなく全負荷トルクの低下分の補償効果を向上させるためには、噴孔１３ａの直径の下限値を０．０８ｍｍまたはその近傍（例えば０．０８ｍｍ±５％の範囲）に設定することが好ましい。また、図１７Ａに示す計算結果から、軸熱効率の大幅な低下を招くことなく予混合圧縮着火燃焼時のトルクをさらに増大させるためには、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍまたはその近傍（例えば０．０８ｍｍ±５％の範囲）に設定することが好ましい。将来、さらに噴射圧力が高くなった場合には、（３）式に示されるように噴霧のペネトレーションが増加するので、噴孔１３ａの直径が０．０８ｍｍよりも小さい方が好ましい条件となり得る場合もある。

また、噴孔１３ａの数が少なすぎると、燃料噴射期間が長くなり、高負荷運転時にスモーク濃度が増加しやすくなる。一方、噴孔１３ａの数が多すぎると、単位時間あたりの燃料噴射量が増大し、微少量の燃料噴射が困難になる。噴孔１３ａからの燃料の流量については、従来の構成（例えば直径０．１３ｍｍの噴孔を１０個形成した場合）から大きく変化しないことが好ましく、噴孔１３ａの数については、例えば１４〜２４の範囲に設定することが好ましい。

なお、噴孔１３ａの直径０．１３ｍｍ程度のインジェクタで貫徹力の強い燃料噴霧を噴射して通常の燃焼を行うと、燃料噴霧がシリンダ壁に激しく衝突し、熱損失が大きくなって燃費が悪化する。その場合における圧縮上死点前６°でのシリンダ内の温度分布及びシリンダ壁（ピストン頂面１２ａ）への熱損失（熱流束）分布を計算した結果を図１８（Ａ）に示す。計算の際には、噴孔１３ａの直径を０．１３ｍｍ、噴孔１３ａの数を１０個、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前１０°、スワール比を１．９としている。図１８（Ａ）に示すように、燃料噴霧が衝突する箇所で熱損失（熱流束）が大きくなっていることがわかる。これに対して噴孔１３ａの直径０．０９ｍｍ以下の小径のインジェクタ１３では、燃料噴霧の貫徹力が低下しているので、燃料噴霧がシリンダ壁に衝突するのを抑えることができ、熱損失を低減することができる。その場合における圧縮上死点前６°でのシリンダ内の温度分布及びシリンダ壁（ピストン頂面１２ａ）への熱損失（熱流束）分布を計算した結果を図１８（Ｂ）に示す。計算の際には、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍ、噴孔１３ａの数を２２個、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前１０°、スワール比を１．１としている。図１８（Ｂ）に示すように、シリンダ壁への熱損失（熱流束）が低減してることがわかる。さらに、噴孔１３ａの直径φ０．１３ｍｍの場合と噴孔１３ａの直径φ０．０８ｍｍの場合とで、クランク角の変化に対する熱損失履歴を計算した結果を図１９に示す。図１９に示すように、噴孔１３ａの直径φ０．０８ｍｍの小径のインジェクタ１３により、熱損失を低減できていることがわかる。

以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。 拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼との切り替えを行う条件の一例を説明する図である。 燃料噴射開始時期を変化させたときの排出ガス中のＨＣ濃度を実験により調べた結果を示す図である。 同じ圧縮比、同じ最大筒内圧力の条件で噴孔径を変化させた場合に全負荷トルクを測定した実験結果を示す図である。 同じ圧縮比、同じ噴孔径の条件で最大筒内圧力を変化させた場合に全負荷トルクを測定した実験結果を示す図である。 圧縮比を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の燃焼騒音が一定値となる図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を示す図である。 圧縮比を変化させた場合においてＮＯｘ濃度を計算した結果を示す図である。 圧縮比を変化させた場合において軸熱効率、熱損失割合、図示平均有効圧力、及び摩擦平均有効圧力を計算した結果を示す図である。 圧縮比と軸熱効率との関係を計算した結果を示す図である。 圧縮比を変化させた場合において圧縮上死点でのシリンダ内温度Ｔｔｄｃを計算した結果を示す図である。 スワール比を変化させた場合において圧縮上死点でのシリンダ内温度Ｔｔｄｃを計算した結果を示す図である。 圧縮比を固定してスワール比を変化させた場合において冷間始動時の図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を示す図である。 圧縮上死点でのシリンダ内温度Ｔｔｄｃが一定値となる圧縮比とスワール比との関係を計算した結果を示す図である。 吸気ポートの構成例を示す図である。 吸気ポートの他の構成例を示す図である。 スワール比の計測方法を説明する図である。 スワール比の計測方法を説明する図である。 噴孔の直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を示す図である。 噴孔の直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率を計算した結果を示す図である。 シリンダ内の温度分布及びシリンダ壁への熱損失分布を計算した結果を示す図である。 クランク角の変化に対する熱損失履歴を計算した結果を示す図である。 超小径多穴インジェクタ、低圧縮比、及び超低流動がディーゼルエンジンの性能に与える影響を説明する図である。 従来のディーゼルエンジンの圧縮比を示す図である。

符号の説明

１０ ディーゼルエンジン、１１ シリンダ、１２ ピストン、１２ｂ キャビティ部、１３ インジェクタ、１３ａ 噴孔、１４ 吸気ポート、１５ 排気ポート、１６ 還流通路、１７ ＥＧＲ制御弁。

Claims (3)

1. 拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うディーゼルエンジンであって、
   燃料がシリンダ内へ噴出する噴孔が多数形成された多孔インジェクタを備え、
   噴孔の直径が０．０９ｍｍ以下で、圧縮比εが１４〜１５の範囲にある、ディーゼルエンジン。
2. 請求項１に記載のディーゼルエンジンであって、
   スワール比が（０．７×ε−９．０）以下の範囲にある、ディーゼルエンジン。
3. 請求項１または２に記載のディーゼルエンジンであって、
   噴孔の数が１４〜２４の範囲にある、ディーゼルエンジン。

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