JP3751462B2 - 直接噴射式ディーゼル機関 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離を所定に設定するとともに、主に前記ピストンの頂面とシリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成するようにすることにより、圧縮上死点近傍において前記スキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度をＶｓｐとするとき、当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるようにして、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして、排気有害物質を低減する直接噴射式ディーゼル機関およびその燃焼方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディーゼル機関における燃焼は、ピストンキャビティ内でのみ行うのが殆どで、スキッシュエリアにおける燃焼を避けていた。
【０００３】
近年自動車用小型直接噴射式ディーゼル機関においては、排気有害物質の低減が社会的に強く要求されている。これを実現するためには、燃料噴射ノズルを小噴孔径化して、燃料の微粒化を促進することが有効であり、このためノズル噴孔径は小さくなる傾向にある。
【０００４】
一方、温室効果ガスであるＣＯ2 を削減する見地からは、排気量当りの出力を従来よりも高く（比出力を大きく）できれば、従来と同等の出力をより小型のエンジンで得られることになり、車両重量が軽量化され、燃費が向上すると予測される。このためにはターボチャージャなどを用いて過給を行ない、より多くの空気をシリンダ内に押し込んだ上で、ガソリンエンジン並みの高速運転を行なうことが望ましい。
【０００５】
すなわち将来のディーゼル機関は、排気有害物質を低減する観点より、小噴孔径化、高過給化、高速運転化の課題を実現することが望まれる。
【０００６】
なお船舶用や定地用などの大型ディーゼル機関は、機関回転数が低く燃焼が終了するまでに十分な時間があるうえ、ノズルから壁面までの距離が長く壁面衝突を伴わない燃焼であるなど、燃焼自体が、自動車用小型ディーゼル機関とは本質的に異なる特徴を持つものである。
【０００７】
従来の乗用車および商用車用小型直接噴射式ディーゼル機関（特開平８−２９６４４２）におけるピストン燃焼室の考え方は、ピストンが上死点近くに留まっている間、すなわちスキッシュエリアの占める容積の割合が小さい間に、燃料をスキッシユエリアに吹き出させずに、ピストンに設けた燃焼室内で燃焼を完了させるというものであり、これに適した燃焼室は、燃焼室径の小さいすなわちおよそピストン径に対する燃焼室最外径の比が、０．５２以下の燃焼室であった。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来のディーゼル機関は、前記将来に望まれる小噴孔径化、高過給化、高速運転化とした時に、前記ピストンキャビティ内で燃料を均一燃焼することができない。すなわち小噴孔径化および高過給化により噴霧の速度が減少するにも拘らず高速運転化によりスキッシュ流速が増加して両者の速度バランスが崩れて燃料が燃焼室の上部からスキッシュエリア部にかけて偏在し、燃料の不均一な空間分布を生ずることにより、排気有害物質が増加するという問題があった。
【０００９】
すなわち前述の小噴孔径化、高過給化、高速運転化のうち、小噴孔化と高過給化（すなわち燃料噴射時の空気密度増加）は、噴霧の速度を減少させるにも拘らず、高速運転化は気流すなわちスキッシュ速度を増加させることになる。結果として、従来の燃焼コンセプトに基づく燃焼室では噴霧と気流の速度バランスが崩れて、気流に対して噴霧が弱くなり過ぎて燃料が燃焼室の上部からスキッシュエリア部にかけて偏在し、燃焼室下部の空気が利用されなくなる。この燃料の不均一な空間分布が排気有害物質の低減を阻むことになる。
【００１０】
さらに上記３つの傾向自体が、従来の燃焼コンセプトに相反するようになってきた。すなわち、小噴孔径化では時間当りの噴射量が減少することから噴射期間が長くなる傾向にあり、高過給化でも吸入空気量が増えた分だけ燃料噴射量を増すために噴射期間が長くなることになり、さらに高速化によっても時間当りのクランク角が長くなるために噴射に要するクランク角は長くなることになる。以上の全ての実現課題を同時に満たそうとすると、相乗効果によって燃料の噴射に要する期間は４０度クランクアングルにも達するほど長いことになる。
【００１１】
このように燃料噴射期間が長くなると、燃料の噴射が終了する頃にはピストンは既に下降しており、従来の燃料をスキッシュエリアに吹きこぼれさせずに、ピストンに設けた燃焼室内で燃焼させるという燃焼コンセプトは成立しなくなる。従って従来の燃焼コンセプトでは上記３つの実現課題を同時に満たす燃焼室は成立しないことになる。
【００１２】
そこで本発明者は、ピストン、シリンダヘッド、シリンダで囲まれ、ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から前記ピストンの頂面に向けて燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離を所定に設定するとともに、スキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成することにより、圧縮上死点近傍において主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度をＶｓｐとするとき、当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるようにするという本発明の技術的思想に着眼し、更に研究開発を重ねた結果、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして排気有害物質を低減するという目的を達成する本発明に到達した。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
本発明（請求項１に記載の第１発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、
ピストン、シリンダヘッド、シリンダで囲まれ、前記ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、
圧縮上死点近傍において主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう代表逆スキッシュ流の流速の算出値をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧代表速度の算出値をＶｓｐとするとき、
当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、すべての運転条件で１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離として入口径を決定するとともに、
前記スキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成するようにした
ものである。
ここで、リップ部とは燃焼室入口の最小径部をいう。またスキッシュエリアにより形成される燃焼室はシリンダヘッドがフラットタイプやペントルーフタイプ等に適用実施可能である。
【００１４】
すなわち従来のディーゼルエンジンにおける燃焼は、ピストンキヤビテイ内でのみ行なわれるべきであり、燃焼室外（スキッシュエリア）での燃焼はスモーク・ＨＣなどの排気有害物質の増加を招くため避けるべきと考えられてきた。そして、このような燃焼コンセプトを実現するため、小型ディーゼル機関では燃焼室径の小さいすなわちおよそピストン径に対する燃焼室最外径の比が０．５２以下の燃焼室が用いられてきた。
【００１５】
他方船舶用、定置用、大型トラック用などの大型ディーゼル機関では、燃焼室径の大きい浅皿型燃焼室が用いられる。この理由は、これら大型ディーゼル機関では機関回転数が低く燃焼が終了するまでに十分な時間があり、ノズルから壁面までの距離が長く壁面衝突を伴わない燃焼であるなど、上述した小型ディーゼル機関とは異なるものである。
【００１６】
しかし本発明者らの研究により、上記に示したような小噴孔径化、高過給化、高速運転化の課題を同時に実現しようとすると、従来の燃焼コンセプトに基づくピストン燃焼室では、燃料をシリンダ内で均一に燃焼させることができなくなり、排気有害物質の低減を阻む要因となっていることが分かった
【００１７】
この原因は、小噴孔化と、高過給化すなわち燃料噴射時の空気密度の増加により噴霧の速度が減少するにも拘らず、高回転化により気流すなわちスキッシュ速度は増加することであり、結果として両者の速度バランスが崩れて燃料が燃焼室の上部およびスキッシュエリア部に偏在し、燃料の不均一な空間分布を生じることにある。
【００１８】
本発明者らは次に、シリンダ内での均一な燃料分布の実現方法を、噴霧と気流の速度バランスに着目して検討を行なった。その結果上記三つの課題を同時に満たしつつ燃料の均一な分布を得るには、スキッシュエリアも燃焼室の一部とみなし、従来は悪いと言われてきたここでの燃焼を積極的に利用する燃焼コンセプトが有効であることを見い出した。
【００１９】
このコンセプトは、燃焼室口径部での噴霧速度とスキッシュで代表した気流速度がある適切な比となるように燃焼室径を決定することで実現される。
すなわち、圧縮上死点近傍における逆スキッシュ流速Ｖｓとリップ部近傍での噴霧速度Ｖｓｐを後述する理論式から見積もり、その比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下となるように燃焼室径を決定することで実現されるものである。
【００２０】
また、本発明（請求項２に記載の第２発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明において、比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているものである。
【００２１】
また、本発明（請求項３に記載の第３発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明または第２発明において、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．３以上、好ましくは３．５以上に設定されているものである。
【００２２】
また、本発明（請求項４に記載の第４発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明ないし第３発明のいずれかにおいて、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５以上、好ましくは０．５２以上に設定されているものである。
【００２３】
また、本発明（請求項５に記載の第５発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明ないし第４発明のいずれかにおいて、燃料噴射弁の噴孔径を０．２ｍｍ以下、好ましくは０．１５ｍｍ程度以下に設定されているものである。
【００２４】
【発明の作用および効果】
上記構成より成る第１発明の直接噴射式ディーゼル機関は、圧縮上死点近傍において前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧代表速度の算出値Ｖｓｐに対する主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう代表逆スキッシュ流の流速の算出値Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下に設定されているとともに、前記スキッシュエリアを前記燃焼室の一部として利用するので、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして排気有害物質を低減するという効果を奏する。
【００２５】
すなわち図９に示されるように、噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐを小さくするに伴ってスモークが減少し、Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下の範囲では低い値でほぼ一定となるため、噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下になるように設定される。
【００２６】
しかし噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．３２でも、上述した従来に比べて約１０パーセント程度スモークを低減することが出来る。
【００２７】
上記構成よりなる第２ないし第５発明の各発明の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明とほぼ同様に、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして、排気有害物質を低減するという作用効果を実奏する。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下本発明の実施の形態につき説明する。
【００２９】
（実施形態）
本第１実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているものである。
【００３０】
本実施形態は、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを対象とするものである。
ディーゼルエンジンには、定置用、船舶用、大型トラック用、自動車用、小型汎用と多くの種類がある。これらのうち、排気量１ｌ当りの出力（比出力）が最も高いのは自動車用である。
【００３１】
この自動車用ディーゼルエンジンにおいては、現在市販されている国産エンジンの比出力レベルは約３５ＫＷ／ｌ程度であり、４０ＫＷ／ｌが現在の開発の対象となっている。
【００３２】
本第１実施形態が、対象とするのはこのような小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンであるため、上記の数値に設定されている。
【００３３】
また本第２実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．５以上に設定されるものである。
【００３４】
本第３実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５２以上に設定されるものである。
【００３５】
本第４実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、燃料噴射弁の噴孔径を０．１５ｍｍ程度以下に設定されるものである。
【００３６】
上記第２実施形態ないし第４実施形態においては、将来の厳しい排気規制に対応すべく有害物質大幅に低減することと、上述したような高出力を両立させるものである。
【００３７】
すなわちこれからのディーゼルエンジンは、有害排気物質の大幅な低減のためにノズル噴孔径を小さくする傾向にあり、ノズル噴孔径は好ましくは０．１５ｍｍ程度以下になると考えられる。このような小さな噴孔径の条件下で、燃焼室寸法が決まると燃焼室深さおよびシリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を上記範囲に設定することにより、上記Ｖｓ／Ｖｓｐを１．２５以下を実現することが出来るのである。
【００３８】
【実施例】
以下本発明の実施例について、図面を用いて具体的に説明する。
【００３９】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図１ないし図６に示されるようにピストン１、シリンダヘッド２、シリンダ３で囲まれ、前記ピストン１の頂面１０に浅皿型燃焼室４が形成され、燃料噴射弁５から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、圧縮上死点近傍における前記浅皿型燃焼室４の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度Ｖｓｐに対する主に前記ピストン１の頂面１０と前記シリンダヘッド２との相対向するスキッシュエリア６により形成される前記浅皿型燃焼室４からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室４の相対向する壁部間距離としての径を決定するとともに、前記スキッシュエリア６が前記燃焼室４の一部を構成するようにしたものである。
【００４０】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図１および図３に示されるように前記シリンダヘッド２の下部に配設される前記シリンダ３内に上下往復動自在に介挿された前記ピストン１の頂面１０に前記浅皿型燃焼室４が形成される。
【００４１】
前記シリンダヘッド２の吸気孔および排気孔に開閉自在に配設された吸気弁２１および排気弁２２が斜めに並設され、前記吸気弁２１および排気弁２２の間に前記ピストン１の頂面１０の前記浅皿型燃焼室４に噴孔が開口された前記燃料噴射弁５が垂直に配設されている。
【００４２】
噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室４の相対向する壁部間距離としての径を決定するベースとなる逆スキッシュ流の流速Ｖｓおよび噴霧速度Ｖｓｐの算出方法について説明する。
【００４３】
まず以下に述べるように代表スキッシュ速度Ｖｓを算出する。代表スキッシュ速度Ｖｓはリップ部位置におけるスキッシュ速度とし、以下のように算出される。
すなわち、図２に示されるように任意の半径位置ｄ1 におけるスキッシュ流の流速ｗ1 は、以下の数１で表される。
【数１】
ここで ｘ：クランク角度θにおけるシリンダヘッド下面よりピストン頂面最上部までの距離をいい、これには吸気弁２１、排気弁２２の沈み部や燃料噴射弁５の突き出し部を含まなく、また、ピストン頂面最上部には局所的な突起を含まないものとする。
Ｖｋ：燃焼室容積
ただしピストン頂面に設けられたバルブリセスなどの容積は含まない。また、ピストン最上面とリップ部（燃焼室入口最小径部）最上部との間に容積を有するピストンの場合、その容積のうちリップ部よりシリンダヘッド側で、かつリップ部より外周側の容積は含まないものとする。
Ｄ：ピストン径
ｄ：燃焼室径
【００４４】
ここで、ｄｘ／ｄｔは、以下の数２となる。
【数２】
θ＝クランク角度
ｒ＝ストローク／２
ω＝２π・Ｎｅ／６０
ρ＝ｒ／コンロッド長さ
ただしＮｅ：エンジン回転数
【００４５】
図８にｄ1 ＝ｄにおけるスキッシュ速度のクランク角径過を計算した例を示す。スキッシュ速度が最大となるクランク角はｄ／Ｄによって異なるため、スキッシュ速度の最大値を代表スキッシュ速度Ｖｓとする。
【００４６】
なお、本例のような解析的算出においては、「逆スキッシュ流の流速」は「スキッシュ流の流速」に対して上死点（クランク角＝０）を挾んで符号のみ逆で絶対値は等しい関係がある。したがって「流速の大きさ」としては「スキッシュ速度」で代用できる。
【００４７】
次に噴霧代表速度Ｖｓｐの算出について述べる。
信頼性の高い実験式である「広安」の式に基づき算出する。（出展：自動車技術会論文集Ｎｏ．２１，１９８０）
噴射開始後の時間ｔにおける噴霧到達距離Ｓは、以下の数３で表される。
【数３】
ΔＰ：噴射圧とガス圧との圧力差
ここで、噴射圧とはコモンレール式噴射装置のように噴射期間中の噴射圧力が一定に保たれるものについてはコモンレール圧力とし、ジャーク式のように噴射期間中の圧力が漸増するものについては噴射期間中の最大噴射圧とする。
ガス圧とは燃料噴射開始時の筒内ガス圧力をもって代表させる。なお、複数回に分けて燃料を噴射する場合、上死点に最も近い時期での噴射（最も効率がよい時期での噴射）の開始時期での筒内ガス圧力をもって代表させる。
ρa ：雰囲気密度
ρa は燃料噴射開始時の筒内雰囲気密度をもって代表させる。おな、複数回に分けて燃料を噴射する場合、上死点に最も近い時期での噴射（最も効率がよい時期での噴射）の開始時期での筒内雰囲気密度をもって代表させる。
ｄo ：噴孔径
機関運転条件によってノズル噴口径を変化させる機能を有する場合、ｄ０には最大出力条件時に用いるノズルの径を用いる。
また最大出力条件時に、例えば可変噴孔型燃料噴射弁で噴孔径の異なる噴孔を同時に使用するものについては、ｄ０には最大の噴口径を用いることとする。
【００４８】
よって、噴霧速度ｄＳ／ｄｔは、以下の数４で表される。
【数４】
【００４９】
上記数３および数４より噴霧速度ｄＳ／ｄｔは、到達距離Ｓの関数として、以下の数５で表される。
【数５】
ここで、上記数５におけるＣは、以下の数６で表される。
【数６】
【００５０】
噴霧代表速度Ｖｓｐは、前記噴霧到達距離Ｓをリップ部半径とした場合の噴霧速度ｄＳ／ｄｔとし、上記数５に従い算出される。
このようにして前記代表逆スキッシュ速度の大きさＶｓおよび前記噴霧代表速度Ｖｓｐを求め、前記噴霧代表速度に対する前記代表スキッシュ速度の比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下になるように、径が決定される。
Ｖｓ／Ｖｓｐが最大になるのは、最大出力時であり、最大出力時にＶｓ／Ｖｓｐ≦１．２５としておけば、すべての運転条件でＶｓ／Ｖｓｐ≦１．２５となる。
【００５１】
上記代表逆スキッシュ速度の大きさＶｓおよび前記噴霧代表速度Ｖｓｐを決定するのに必要な諸元を、以下に述べる。
噴孔径
ボア×ストローク
ピストン燃焼室の容積
ピストン燃焼室のリップ径
シリンダのボア径
最大出力を得る機関回転数
最大出力を得る時の噴射圧力
最大出力を得る時の体積効率
である。
【００５２】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを対象とし、現在市販されている国産エンジンの比出力レベルは約３５ＫＷ／ｌ程度であるが、本実施例ではそれより大きな比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されている。
【００５３】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図４に示されるように燃焼室４の深さｃｄに対する燃焼室４の入口最小径ｉｄの比が３．３以上好ましくは３．５以上に設定されるとともに、シリンダのボア径に対する燃焼室４の入口最小径ｉｄの比が０．５以上好ましくは０．５２以上に設定されるものである。
ここで３．３以上は、図４に示す燃焼室の底部形状が相当し、３．５以上は、図１ないし図３に示す燃焼室の底部形状が相当する。また０．５以上は、図１、図３、図４に示すリップ部が相当し、０．５２以上は図２に示すリップ部が相当する。
【００５４】
上記構成よりなる実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、圧縮上死点近傍において前記浅皿型燃焼室４の開口壁部のリップ部４１近傍での噴霧速度Ｖｓｐに対する主に前記ピストン１の頂面１０と前記シリンダヘッド２との相対向するスキッシュエリア６により形成される前記浅皿型燃焼室４からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下になる。
【００５５】
高速運転状態および中・低速運転状態において、前記燃料噴射弁から噴射された燃料の前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６における噴霧状態はすなわち、燃料噴霧と蒸発燃料の分布状態が、図５に示されるようになる。すなわち中・低速運転状態においては、燃料は前記浅皿型燃焼室４の壁面に沿って流れ、前記スキッシュエリア６にはそれほど流出しないが、高速運転状態においては、燃料は前記浅皿型燃焼室４に流入するだけでなく前記スキッシュエリア６に流出する。
【００５６】
しかも噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６にて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるため前記スキッシュエリア６が、前記浅皿型燃焼室４の一部として利用されるのである。
【００５７】
上記作用を奏する実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６において、均一に分布した燃料を均一燃焼させるので、スモーク、ＨＣその他の排気有害物質を低減するという効果を奏する。
【００５８】
すなわち、小噴孔化、高加給化、高速運転化を実現するノズル噴孔径０．１４４ｍｍ、機関回転数４０００ｒｐｍ、体積効率１７０％の条件において、全負荷の最大出力に相当する量の燃料を噴射したときのスモーク排出量を、図９を用いて比較してみる。
【００５９】
上述した従来の燃焼室では、噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐは、およそ１．４となり、多量のスモークを排出するのに対して、本実施例の燃焼室は、上記従来の燃焼室に比べて燃焼室の径を拡大して、噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐは、およそ１．２５となるようにすることで、図９に示されるようにスモークを大幅に低減出来ることが明らかとなる。
【００６０】
すなわち噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より大きな１．３８に設定された比較例においては、図６に示される燃焼室およびスキッシュエリアのハッチングが付された一部、即ち、この場合６噴孔ノズルから噴射される６本の噴霧のうちの１本の噴霧に対応する燃焼室空間における燃料分布を示す図７の左列に示されるように、燃料が激しい逆スキッシュ流に煽られ、燃焼室キャビティ外に多く存在して、不均一な分布となり、燃焼室キャビティ内は使われていないことになる。
【００６１】
また噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より小さな１．２１または１．２２に設定された実施例おいては、図７の右列に示されるように燃料が、燃焼室の内外に均一に分布して、全体で均一な混合が実現されていることが分かる。
【００６２】
また噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より小さな１．０８または１．０９においても、図７の右列に示されるのと同様に燃料が、燃焼室の内外に均一に分布して、全体で均一な混合が実現されることになる。
【００６３】
また本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、現在市販されている約３５ＫＷ／ｌ程度の国産エンジンの比出力レベルより大きな比出力である４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているので、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを実現するという効果を奏する。
【００６４】
しかも本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．３以上好ましくは３．５以上に設定されるとともに、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５以上好ましくは０．５２以上に設定されるので、Ｖｓ／Ｖｓｐを満たす噴射ノズルは低エミッション型の小噴孔径ノズルとなる。このため、将来の厳しい排気規制に対応すべく有害物質大幅に低減することと、上述したような高出力を両立させるという効果を奏する。
【００６５】
上述の実施形態は、説明のために例示したもので、本発明としてはそれらに限定されるものでは無く、特許請求の範囲、発明の詳細な説明および図面の記載から当業者が認識することができる本発明の技術的思想に反しない限り、変更および付加が可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態および実施例の直接噴射式ディーゼル機関における逆スキッシュ流の概念を示す概念図である。
【図２】本実施形態および実施例における要部およびスキッシュ流の計算の諸元を示す説明図である。
【図３】本実施形態および実施例の直接噴射式ディーゼル機関を示す断面図である。
【図４】本実施形態および実施例における燃焼室入口最小径、燃焼室深さ、およびピストン径を説明するための説明図である。
【図５】本実施形態および実施例における中・低速運転および高速運転における燃焼室キャビティ内の燃料噴霧と蒸発燃料の分布状態を示す説明図である。
【図６】本実施形態および実施例における燃焼室キャビティおよびスキッシュエリアの燃料噴霧を観察する部位を説明するための説明図である。
【図７】本実施例および比較例における燃焼室キャビティおよびスキッシュエリアの燃料分布を説明した図である。
【図８】本実施例におけるスキッシュ流速の計算例を示す線図である。
【図９】本実施例および従来の比較例のディーゼル機関におけるスモークを比較した線図である。
【符号の説明】
１ ピストン
２ シリンダヘッド
３ シリンダ
４ 浅皿型燃焼室
５ 燃料噴射弁
６ スキッシュエリア
１０ 頂面
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離を所定に設定するとともに、主に前記ピストンの頂面とシリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成するようにすることにより、圧縮上死点近傍において前記スキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度をＶｓｐとするとき、当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるようにして、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして、排気有害物質を低減する直接噴射式ディーゼル機関およびその燃焼方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディーゼル機関における燃焼は、ピストンキャビティ内でのみ行うのが殆どで、スキッシュエリアにおける燃焼を避けていた。
【０００３】
近年自動車用小型直接噴射式ディーゼル機関においては、排気有害物質の低減が社会的に強く要求されている。これを実現するためには、燃料噴射ノズルを小噴孔径化して、燃料の微粒化を促進することが有効であり、このためノズル噴孔径は小さくなる傾向にある。
【０００４】
一方、温室効果ガスであるＣＯ2 を削減する見地からは、排気量当りの出力を従来よりも高く（比出力を大きく）できれば、従来と同等の出力をより小型のエンジンで得られることになり、車両重量が軽量化され、燃費が向上すると予測される。このためにはターボチャージャなどを用いて過給を行ない、より多くの空気をシリンダ内に押し込んだ上で、ガソリンエンジン並みの高速運転を行なうことが望ましい。
【０００５】
すなわち将来のディーゼル機関は、排気有害物質を低減する観点より、小噴孔径化、高過給化、高速運転化の課題を実現することが望まれる。
【０００６】
なお船舶用や定地用などの大型ディーゼル機関は、機関回転数が低く燃焼が終了するまでに十分な時間があるうえ、ノズルから壁面までの距離が長く壁面衝突を伴わない燃焼であるなど、燃焼自体が、自動車用小型ディーゼル機関とは本質的に異なる特徴を持つものである。
【０００７】
従来の乗用車および商用車用小型直接噴射式ディーゼル機関（特開平８−２９６４４２）におけるピストン燃焼室の考え方は、ピストンが上死点近くに留まっている間、すなわちスキッシュエリアの占める容積の割合が小さい間に、燃料をスキッシユエリアに吹き出させずに、ピストンに設けた燃焼室内で燃焼を完了させるというものであり、これに適した燃焼室は、燃焼室径の小さいすなわちおよそピストン径に対する燃焼室最外径の比が、０．５２以下の燃焼室であった。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来のディーゼル機関は、前記将来に望まれる小噴孔径化、高過給化、高速運転化とした時に、前記ピストンキャビティ内で燃料を均一燃焼することができない。すなわち小噴孔径化および高過給化により噴霧の速度が減少するにも拘らず高速運転化によりスキッシュ流速が増加して両者の速度バランスが崩れて燃料が燃焼室の上部からスキッシュエリア部にかけて偏在し、燃料の不均一な空間分布を生ずることにより、排気有害物質が増加するという問題があった。
【０００９】
すなわち前述の小噴孔径化、高過給化、高速運転化のうち、小噴孔化と高過給化（すなわち燃料噴射時の空気密度増加）は、噴霧の速度を減少させるにも拘らず、高速運転化は気流すなわちスキッシュ速度を増加させることになる。結果として、従来の燃焼コンセプトに基づく燃焼室では噴霧と気流の速度バランスが崩れて、気流に対して噴霧が弱くなり過ぎて燃料が燃焼室の上部からスキッシュエリア部にかけて偏在し、燃焼室下部の空気が利用されなくなる。この燃料の不均一な空間分布が排気有害物質の低減を阻むことになる。
【００１０】
さらに上記３つの傾向自体が、従来の燃焼コンセプトに相反するようになってきた。すなわち、小噴孔径化では時間当りの噴射量が減少することから噴射期間が長くなる傾向にあり、高過給化でも吸入空気量が増えた分だけ燃料噴射量を増すために噴射期間が長くなることになり、さらに高速化によっても時間当りのクランク角が長くなるために噴射に要するクランク角は長くなることになる。以上の全ての実現課題を同時に満たそうとすると、相乗効果によって燃料の噴射に要する期間は４０度クランクアングルにも達するほど長いことになる。
【００１１】
このように燃料噴射期間が長くなると、燃料の噴射が終了する頃にはピストンは既に下降しており、従来の燃料をスキッシュエリアに吹きこぼれさせずに、ピストンに設けた燃焼室内で燃焼させるという燃焼コンセプトは成立しなくなる。従って従来の燃焼コンセプトでは上記３つの実現課題を同時に満たす燃焼室は成立しないことになる。
【００１２】
そこで本発明者は、ピストン、シリンダヘッド、シリンダで囲まれ、ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から前記ピストンの頂面に向けて燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離を所定に設定するとともに、スキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成することにより、圧縮上死点近傍において主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度をＶｓｐとするとき、当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるようにするという本発明の技術的思想に着眼し、更に研究開発を重ねた結果、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして排気有害物質を低減するという目的を達成する本発明に到達した。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
本発明（請求項１に記載の第１発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、
ピストン、シリンダヘッド、シリンダで囲まれ、前記ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、
圧縮上死点近傍において主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう代表逆スキッシュ流の流速の算出値をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧代表速度の算出値をＶｓｐとするとき、
当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、すべての運転条件で１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室の相対向する壁部間距離として入口径を決定するとともに、
前記スキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成するようにした
ものである。
ここで、リップ部とは燃焼室入口の最小径部をいう。またスキッシュエリアにより形成される燃焼室はシリンダヘッドがフラットタイプやペントルーフタイプ等に適用実施可能である。
【００１４】
すなわち従来のディーゼルエンジンにおける燃焼は、ピストンキヤビテイ内でのみ行なわれるべきであり、燃焼室外（スキッシュエリア）での燃焼はスモーク・ＨＣなどの排気有害物質の増加を招くため避けるべきと考えられてきた。そして、このような燃焼コンセプトを実現するため、小型ディーゼル機関では燃焼室径の小さいすなわちおよそピストン径に対する燃焼室最外径の比が０．５２以下の燃焼室が用いられてきた。
【００１５】
他方船舶用、定置用、大型トラック用などの大型ディーゼル機関では、燃焼室径の大きい浅皿型燃焼室が用いられる。この理由は、これら大型ディーゼル機関では機関回転数が低く燃焼が終了するまでに十分な時間があり、ノズルから壁面までの距離が長く壁面衝突を伴わない燃焼であるなど、上述した小型ディーゼル機関とは異なるものである。
【００１６】
しかし本発明者らの研究により、上記に示したような小噴孔径化、高過給化、高速運転化の課題を同時に実現しようとすると、従来の燃焼コンセプトに基づくピストン燃焼室では、燃料をシリンダ内で均一に燃焼させることができなくなり、排気有害物質の低減を阻む要因となっていることが分かった
【００１７】
この原因は、小噴孔化と、高過給化すなわち燃料噴射時の空気密度の増加により噴霧の速度が減少するにも拘らず、高回転化により気流すなわちスキッシュ速度は増加することであり、結果として両者の速度バランスが崩れて燃料が燃焼室の上部およびスキッシュエリア部に偏在し、燃料の不均一な空間分布を生じることにある。
【００１８】
本発明者らは次に、シリンダ内での均一な燃料分布の実現方法を、噴霧と気流の速度バランスに着目して検討を行なった。その結果上記三つの課題を同時に満たしつつ燃料の均一な分布を得るには、スキッシュエリアも燃焼室の一部とみなし、従来は悪いと言われてきたここでの燃焼を積極的に利用する燃焼コンセプトが有効であることを見い出した。
【００１９】
このコンセプトは、燃焼室口径部での噴霧速度とスキッシュで代表した気流速度がある適切な比となるように燃焼室径を決定することで実現される。
すなわち、圧縮上死点近傍における逆スキッシュ流速Ｖｓとリップ部近傍での噴霧速度Ｖｓｐを後述する理論式から見積もり、その比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下となるように燃焼室径を決定することで実現されるものである。
【００２０】
また、本発明（請求項２に記載の第２発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明において、比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているものである。
【００２１】
また、本発明（請求項３に記載の第３発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明または第２発明において、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．３以上、好ましくは３．５以上に設定されているものである。
【００２２】
また、本発明（請求項４に記載の第４発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明ないし第３発明のいずれかにおいて、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５以上、好ましくは０．５２以上に設定されているものである。
【００２３】
また、本発明（請求項５に記載の第５発明）の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明ないし第４発明のいずれかにおいて、燃料噴射弁の噴孔径を０．２ｍｍ以下、好ましくは０．１５ｍｍ程度以下に設定されているものである。
【００２４】
【発明の作用および効果】
上記構成より成る第１発明の直接噴射式ディーゼル機関は、圧縮上死点近傍において前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧代表速度の算出値Ｖｓｐに対する主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう代表逆スキッシュ流の流速の算出値Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下に設定されているとともに、前記スキッシュエリアを前記燃焼室の一部として利用するので、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして排気有害物質を低減するという効果を奏する。
【００２５】
すなわち図９に示されるように、噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐを小さくするに伴ってスモークが減少し、Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下の範囲では低い値でほぼ一定となるため、噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下になるように設定される。
【００２６】
しかし噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．３２でも、上述した従来に比べて約１０パーセント程度スモークを低減することが出来る。
【００２７】
上記構成よりなる第２ないし第５発明の各発明の直接噴射式ディーゼル機関は、前記第１発明とほぼ同様に、噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室およびスキッシュエリアにて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるようにして、排気有害物質を低減するという作用効果を実奏する。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下本発明の実施の形態につき説明する。
【００２９】
（実施形態）
本第１実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているものである。
【００３０】
本実施形態は、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを対象とするものである。
ディーゼルエンジンには、定置用、船舶用、大型トラック用、自動車用、小型汎用と多くの種類がある。これらのうち、排気量１ｌ当りの出力（比出力）が最も高いのは自動車用である。
【００３１】
この自動車用ディーゼルエンジンにおいては、現在市販されている国産エンジンの比出力レベルは約３５ＫＷ／ｌ程度であり、４０ＫＷ／ｌが現在の開発の対象となっている。
【００３２】
本第１実施形態が、対象とするのはこのような小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンであるため、上記の数値に設定されている。
【００３３】
また本第２実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．５以上に設定されるものである。
【００３４】
本第３実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５２以上に設定されるものである。
【００３５】
本第４実施形態の直接噴射式ディーゼル機関は、燃料噴射弁の噴孔径を０．１５ｍｍ程度以下に設定されるものである。
【００３６】
上記第２実施形態ないし第４実施形態においては、将来の厳しい排気規制に対応すべく有害物質大幅に低減することと、上述したような高出力を両立させるものである。
【００３７】
すなわちこれからのディーゼルエンジンは、有害排気物質の大幅な低減のためにノズル噴孔径を小さくする傾向にあり、ノズル噴孔径は好ましくは０．１５ｍｍ程度以下になると考えられる。このような小さな噴孔径の条件下で、燃焼室寸法が決まると燃焼室深さおよびシリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を上記範囲に設定することにより、上記Ｖｓ／Ｖｓｐを１．２５以下を実現することが出来るのである。
【００３８】
【実施例】
以下本発明の実施例について、図面を用いて具体的に説明する。
【００３９】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図１ないし図６に示されるようにピストン１、シリンダヘッド２、シリンダ３で囲まれ、前記ピストン１の頂面１０に浅皿型燃焼室４が形成され、燃料噴射弁５から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、圧縮上死点近傍における前記浅皿型燃焼室４の開口壁部のリップ部近傍での噴霧速度Ｖｓｐに対する主に前記ピストン１の頂面１０と前記シリンダヘッド２との相対向するスキッシュエリア６により形成される前記浅皿型燃焼室４からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室４の相対向する壁部間距離としての径を決定するとともに、前記スキッシュエリア６が前記燃焼室４の一部を構成するようにしたものである。
【００４０】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図１および図３に示されるように前記シリンダヘッド２の下部に配設される前記シリンダ３内に上下往復動自在に介挿された前記ピストン１の頂面１０に前記浅皿型燃焼室４が形成される。
【００４１】
前記シリンダヘッド２の吸気孔および排気孔に開閉自在に配設された吸気弁２１および排気弁２２が斜めに並設され、前記吸気弁２１および排気弁２２の間に前記ピストン１の頂面１０の前記浅皿型燃焼室４に噴孔が開口された前記燃料噴射弁５が垂直に配設されている。
【００４２】
噴霧速度Ｖｓｐに対する逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室４の相対向する壁部間距離としての径を決定するベースとなる逆スキッシュ流の流速Ｖｓおよび噴霧速度Ｖｓｐの算出方法について説明する。
【００４３】
まず以下に述べるように代表スキッシュ速度Ｖｓを算出する。代表スキッシュ速度Ｖｓはリップ部位置におけるスキッシュ速度とし、以下のように算出される。
すなわち、図２に示されるように任意の半径位置ｄ1 におけるスキッシュ流の流速ｗ1 は、以下の数１で表される。
【数１】
Ｖｋ：燃焼室容積
ただしピストン頂面に設けられたバルブリセスなどの容積は含まない。また、ピストン最上面とリップ部（燃焼室入口最小径部）最上部との間に容積を有するピストンの場合、その容積のうちリップ部よりシリンダヘッド側で、かつリップ部より外周側の容積は含まないものとする。
Ｄ：ピストン径
ｄ：燃焼室径
【００４４】
ここで、ｄｘ／ｄｔは、以下の数２となる。
【数２】
ｒ＝ストローク／２
ω＝２π・Ｎｅ／６０
ρ＝ｒ／コンロッド長さ
ただしＮｅ：エンジン回転数
【００４５】
図８にｄ1 ＝ｄにおけるスキッシュ速度のクランク角径過を計算した例を示す。スキッシュ速度が最大となるクランク角はｄ／Ｄによって異なるため、スキッシュ速度の最大値を代表スキッシュ速度Ｖｓとする。
【００４６】
なお、本例のような解析的算出においては、「逆スキッシュ流の流速」は「スキッシュ流の流速」に対して上死点（クランク角＝０）を挾んで符号のみ逆で絶対値は等しい関係がある。したがって「流速の大きさ」としては「スキッシュ速度」で代用できる。
【００４７】
次に噴霧代表速度Ｖｓｐの算出について述べる。
信頼性の高い実験式である「広安」の式に基づき算出する。（出展：自動車技術会論文集Ｎｏ．２１，１９８０）
噴射開始後の時間ｔにおける噴霧到達距離Ｓは、以下の数３で表される。
【数３】
ここで、噴射圧とはコモンレール式噴射装置のように噴射期間中の噴射圧力が一定に保たれるものについてはコモンレール圧力とし、ジャーク式のように噴射期間中の圧力が漸増するものについては噴射期間中の最大噴射圧とする。
ガス圧とは燃料噴射開始時の筒内ガス圧力をもって代表させる。なお、複数回に分けて燃料を噴射する場合、上死点に最も近い時期での噴射（最も効率がよい時期での噴射）の開始時期での筒内ガス圧力をもって代表させる。
ρa ：雰囲気密度
ρa は燃料噴射開始時の筒内雰囲気密度をもって代表させる。おな、複数回に分けて燃料を噴射する場合、上死点に最も近い時期での噴射（最も効率がよい時期での噴射）の開始時期での筒内雰囲気密度をもって代表させる。
ｄo ：噴孔径
機関運転条件によってノズル噴口径を変化させる機能を有する場合、ｄ０には最大出力条件時に用いるノズルの径を用いる。
また最大出力条件時に、例えば可変噴孔型燃料噴射弁で噴孔径の異なる噴孔を同時に使用するものについては、ｄ０には最大の噴口径を用いることとする。
【００４８】
よって、噴霧速度ｄＳ／ｄｔは、以下の数４で表される。
【数４】
上記数３および数４より噴霧速度ｄＳ／ｄｔは、到達距離Ｓの関数として、以下の数５で表される。
【数５】
【数６】
噴霧代表速度Ｖｓｐは、前記噴霧到達距離Ｓをリップ部半径とした場合の噴霧速度ｄＳ／ｄｔとし、上記数５に従い算出される。
このようにして前記代表逆スキッシュ速度の大きさＶｓおよび前記噴霧代表速度Ｖｓｐを求め、前記噴霧代表速度に対する前記代表スキッシュ速度の比Ｖｓ／Ｖｓｐが１．２５以下になるように、径が決定される。
Ｖｓ／Ｖｓｐが最大になるのは、最大出力時であり、最大出力時にＶｓ／Ｖｓｐ≦１．２５としておけば、すべての運転条件でＶｓ／Ｖｓｐ≦１．２５となる。
【００５１】
上記代表逆スキッシュ速度の大きさＶｓおよび前記噴霧代表速度Ｖｓｐを決定するのに必要な諸元を、以下に述べる。
噴孔径
ボア×ストローク
ピストン燃焼室の容積
ピストン燃焼室のリップ径
シリンダのボア径
最大出力を得る機関回転数
最大出力を得る時の噴射圧力
最大出力を得る時の体積効率
である。
【００５２】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを対象とし、現在市販されている国産エンジンの比出力レベルは約３５ＫＷ／ｌ程度であるが、本実施例ではそれより大きな比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されている。
【００５３】
本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、図４に示されるように燃焼室４の深さｃｄに対する燃焼室４の入口最小径ｉｄの比が３．３以上好ましくは３．５以上に設定されるとともに、シリンダのボア径に対する燃焼室４の入口最小径ｉｄの比が０．５以上好ましくは０．５２以上に設定されるものである。
ここで３．３以上は、図４に示す燃焼室の底部形状が相当し、３．５以上は、図１ないし図３に示す燃焼室の底部形状が相当する。また０．５以上は、図１、図３、図４に示すリップ部が相当し、０．５２以上は図２に示すリップ部が相当する。
【００５４】
上記構成よりなる実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、圧縮上死点近傍において前記浅皿型燃焼室４の開口壁部のリップ部４１近傍での噴霧速度Ｖｓｐに対する主に前記ピストン１の頂面１０と前記シリンダヘッド２との相対向するスキッシュエリア６により形成される前記浅皿型燃焼室４からスキッシュエリアに向かう逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５以下になる。
【００５５】
高速運転状態および中・低速運転状態において、前記燃料噴射弁から噴射された燃料の前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６における噴霧状態はすなわち、燃料噴霧と蒸発燃料の分布状態が、図５に示されるようになる。すなわち中・低速運転状態においては、燃料は前記浅皿型燃焼室４の壁面に沿って流れ、前記スキッシュエリア６にはそれほど流出しないが、高速運転状態においては、燃料は前記浅皿型燃焼室４に流入するだけでなく前記スキッシュエリア６に流出する。
【００５６】
しかも噴霧とスキッシュ流との速度バランスの適正化を図り、前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６にて燃料を均一に分布させ、且つ均一燃焼させるため前記スキッシュエリア６が、前記浅皿型燃焼室４の一部として利用されるのである。
【００５７】
上記作用を奏する実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、前記浅皿型燃焼室４および前記スキッシュエリア６において、均一に分布した燃料を均一燃焼させるので、スモーク、ＨＣその他の排気有害物質を低減するという効果を奏する。
【００５８】
すなわち、小噴孔化、高加給化、高速運転化を実現するノズル噴孔径０．１４４ｍｍ、機関回転数４０００ｒｐｍ、体積効率１７０％の条件において、全負荷の最大出力に相当する量の燃料を噴射したときのスモーク排出量を、図９を用いて比較してみる。
【００５９】
上述した従来の燃焼室では、噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐは、およそ１．４となり、多量のスモークを排出するのに対して、本実施例の燃焼室は、上記従来の燃焼室に比べて燃焼室の径を拡大して、噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐは、およそ１．２５となるようにすることで、図９に示されるようにスモークを大幅に低減出来ることが明らかとなる。
【００６０】
すなわち噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より大きな１．３８に設定された比較例においては、図６に示される燃焼室およびスキッシュエリアのハッチングが付された一部、即ち、この場合６噴孔ノズルから噴射される６本の噴霧のうちの１本の噴霧に対応する燃焼室空間における燃料分布を示す図７の左列に示されるように、燃料が激しい逆スキッシュ流に煽られ、燃焼室キャビティ外に多く存在して、不均一な分布となり、燃焼室キャビティ内は使われていないことになる。
【００６１】
また噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より小さな１．２１または１．２２に設定された実施例おいては、図７の右列に示されるように燃料が、燃焼室の内外に均一に分布して、全体で均一な混合が実現されていることが分かる。
【００６２】
また噴霧速度Ｖｓｐと逆スキッシュ流の流速Ｖｓとの比Ｖｓ／Ｖｓｐが、１．２５より小さな１．０８または１．０９においても、図７の右列に示されるのと同様に燃料が、燃焼室の内外に均一に分布して、全体で均一な混合が実現されることになる。
【００６３】
また本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、現在市販されている約３５ＫＷ／ｌ程度の国産エンジンの比出力レベルより大きな比出力である４０ＫＷ／ｌ以上に設定されているので、小型で高速且つ高出力な自動車用ディーゼルエンジンを実現するという効果を奏する。
【００６４】
しかも本実施例の直接噴射式ディーゼル機関は、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．３以上好ましくは３．５以上に設定されるとともに、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５以上好ましくは０．５２以上に設定されるので、Ｖｓ／Ｖｓｐを満たす噴射ノズルは低エミッション型の小噴孔径ノズルとなる。このため、将来の厳しい排気規制に対応すべく有害物質大幅に低減することと、上述したような高出力を両立させるという効果を奏する。
【００６５】
上述の実施形態は、説明のために例示したもので、本発明としてはそれらに限定されるものでは無く、特許請求の範囲、発明の詳細な説明および図面の記載から当業者が認識することができる本発明の技術的思想に反しない限り、変更および付加が可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態および実施例の直接噴射式ディーゼル機関における逆スキッシュ流の概念を示す概念図である。
【図２】本実施形態および実施例における要部およびスキッシュ流の計算の諸元を示す説明図である。
【図３】本実施形態および実施例の直接噴射式ディーゼル機関を示す断面図である。
【図４】本実施形態および実施例における燃焼室入口最小径、燃焼室深さ、およびピストン径を説明するための説明図である。
【図５】本実施形態および実施例における中・低速運転および高速運転における燃焼室キャビティ内の燃料噴霧と蒸発燃料の分布状態を示す説明図である。
【図６】本実施形態および実施例における燃焼室キャビティおよびスキッシュエリアの燃料噴霧を観察する部位を説明するための説明図である。
【図７】本実施例および比較例における燃焼室キャビティおよびスキッシュエリアの燃料分布を説明した図である。
【図８】本実施例におけるスキッシュ流速の計算例を示す線図である。
【図９】本実施例および従来の比較例のディーゼル機関におけるスモークを比較した線図である。
【符号の説明】
１ ピストン
２ シリンダヘッド
３ シリンダ
４ 浅皿型燃焼室
５ 燃料噴射弁
６ スキッシュエリア
１０ 頂面
Claims (5)
- ピストン、シリンダヘッド、シリンダで囲まれ、前記ピストンの頂面に浅皿型燃焼室が形成され、燃料噴射弁から燃料が噴射され噴霧を燃焼させる直接噴射式ディーゼル機関において、
圧縮上死点近傍において主に前記ピストンの頂面と前記シリンダヘッドとの相対向するスキッシュエリアにより形成される前記浅皿型燃焼室からスキッシュエリアに向かう代表逆スキッシュ流の流速の算出値をＶｓとするとともに、前記浅皿型燃焼室の開口壁部のリップ部近傍での噴霧代表速度の算出値をＶｓｐとするとき、
当該比Ｖｓ／Ｖｓｐが、すべての運転条件で１．２５以下となるように前記浅皿型燃焼室の入口径を決定するとともに、
前記スキッシュエリアが前記燃焼室の一部を構成するようにした
ことを特徴とする直接噴射式ディーゼル機関。 - 直接噴射式ディーゼル機関は、比出力が４０ＫＷ／ｌ以上に設定されていることを特徴とする請求項１記載の直接噴射式ディーゼル機関。
- 直接噴射式ディーゼル機関は、燃焼室深さに対する燃焼室入口最小径の比を３．３以上に設定されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の直接噴射式ディーゼル機関。
- 直接噴射式ディーゼル機関は、シリンダのボア径に対する燃焼室入口最小径の比を０．５以上に設定されていることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の直接噴射式ディーゼル機関。
- 直接噴射式ディーゼル機関は、燃料噴射弁の噴孔径を０．２ｍｍ以下に設定されていることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の直接噴射式ディーゼル機関。
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