JP4122890B2

JP4122890B2 - Direct-injection spark ignition internal combustion engine

Info

Publication number: JP4122890B2
Application number: JP2002231195A
Authority: JP
Inventors: 祐一入矢
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-08-08
Filing date: 2002-08-08
Publication date: 2008-07-23
Anticipated expiration: 2022-08-08
Also published as: JP2004068746A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、筒内に燃料を直接噴射して火花点火燃焼を行う直噴火花点火式内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から直噴火花点火式内燃機関として、シリンダ内に燃料噴射を行うインジェクタが燃焼室上部の略中央に配置されるものと、インジェクタが燃焼室の吸気側の側部に配置されるものとがある。
そして、インジェクタが吸気側の側部に配置されるものとしては、インジェクタから噴射された噴霧がガス流動によって点火プラグ近傍に運搬されるエアガイド方式と、ピストン上面に形成されたキャビティを介してスワールガス流動によって点火プラグ近傍に運搬されるウォールガイド方式との２つの方式がある。
【０００３】
また、特開２０００−４５７８１号公報には、シリンダ内にスワール流を形成し、インジェクタからスワール流の中心に向かって燃料を噴射し、成層混合気を点火プラグ近傍に運搬して燃焼を行うことが開示されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、燃焼室上部の略中央にインジェクタを取り付けるものでは、点火プラグと近接して取り付けるため、燃焼した際にインジェクタ先端部の温度が高くなってしまうために、コーキング（噴孔中の燃料成分が劣化してデポジットとなる現象）を生じ、燃料噴射特性が変化してしまうという問題があり、また、点火プラグに燃料噴霧が被り易いという問題があった。
【０００５】
また、従来のエアガイド方式では、機関の回転条件などの変化によりシリンダ内のガス流が変化するために、全回転領域において点火プラグ近傍に安定した混合気を形成し難く、且つ燃料噴射後は時間の経過と共に噴霧が拡散するために早い時期において点火しなければならず、特に高回転領域では適正な点火時期の設定がし難いという問題があった。
【０００６】
また、従来のウォールガイド方式では、ピストン上面に形成されたキャビティ内に燃料を噴射し、キャビティを利用して点火プラグ近傍に混合気を運搬しているため、特にキャビティ内に噴霧が入りにくい高回転領域では適切な混合気を形成し難く、且つキャビティ内に入った燃料が気化不足の場合には、スモークやＨＣ（炭化水素）の増加に繋がるという問題があった。
【０００７】
また、特開２０００−４５７８１号公報に記載の発明では、エアガイド方式と同様、機関の回転条件などの変化によりシリンダ内のガス流が変化するために、全回転領域において点火プラグ近傍に安定した適正混合気を形成し難く、且つ燃料噴射後は時間の経過と共に噴霧が拡散するために点火時期を早くしなければならず、高回転領域では適正な点火時期に設定し難いという問題があった。
【０００８】
本発明は上記問題を解決するためになされたものであり、機関の回転条件などに関わらず安定した適正混合気を点火プラグ近傍に形成することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
そのため本発明では、燃焼室上部の筒内軸中心に点火プラグを有し、ピストン上面にキャビティを有し、燃焼室の吸気側の側部より斜め下向きに燃料を噴射するインジェクタを有する。
また、吸気通路に設けられて、筒内にスワール流を生成するスワール流生成手段を備える。
また、キャビティは、点火プラグに対応する位置に中心を持つ円形状であると共に、その中心部に凸部が設けられ外周側で窪む略ドーナツ形状であり、キャビティの直径ｄと筒内ボア径Ｄとは、０．５≦ｄ／Ｄ≦０．６の関係を満たし、キャビティの直径ｄとキャビティの深さｋとは、ｋ／ｄ≧０．２の関係を満たすことで、キャビティの内部にスワール流生成手段により燃焼室内に形成されるスワール流より小径のスワール流を形成し、かつ２つのスワール流の圧力分布差により円筒形状の上昇流を発生させて、点火プラグ近傍に燃焼に適切な混合気を運搬する。
また、インジェクタは、その燃料噴霧が円筒形状の上昇流の内側を指向し且つ到達するようなペネトレーションを有する。
また、インジェクタの燃料噴射開始時期は、吸気バルブの閉時期以降とする。
更に、キャビティの外縁部の高さは、吸気側に対して排気側の方を高くする。
【００１０】
【発明の効果】
本発明によれば、回転条件などに関わらず安定した適正混合気を点火プラグ近傍に形成することができるため、燃焼効率が良く、適正な点火時期を設定でき、且つスモークやＨＣの発生を抑えることができるという効果がある。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づき本発明の実施形態について説明する。図１は、本発明の実施形態に係る直噴火花点火式内燃機関を示す図であり、（イ）は断面図、（ロ）は平面図である。図２は、スワール流が発生している状態を示す図であり、（イ）は断面図、（ロ）は平面図である。なお、図１と図２（ロ）以外の機関１には吸気バルブ６、吸気通路７、排気バルブ８、排気通路９、スワール制御弁１０が示されていないが、図の右側を吸気側、左側を排気側として示すこととする。
【００１２】
図１の機関１は、シリンダヘッド２とシリンダブロック３とピストン４とから燃焼室５が画成され、吸気バルブ６を介して吸気通路７から燃焼室５へ新気を導入し、排気バルブ８を介して燃焼室５から排気通路９へ排気を排出する構成である。燃料噴射を行うインジェクタ１３は、燃焼室５の吸気側の側部に設けられており、シリンダ軸中心の下向きに配置されている。
【００１３】
吸気通路（吸気ポート）７は途中から２つに分かれて形成されており、そのうちの１つにスワール制御弁１０が設けられている（図１（ロ）参照）。このスワール制御弁１０を閉じることによって、燃焼室５内にスワール流を形成できる（図２参照）。
なお図３に示す通り、比較的低回転かつ低負荷の成層運転領域では全域でスワール流を利用しての燃焼を行うためにスワール制御弁１０を閉じ、それ以外の領域ではスワール制御弁１０を開くように制御される。
【００１４】
図１の燃焼室５はペントルーフ状に形成され、その上部の略中央には点火プラグ１１が、シリンダの軸中心と一致するように配置されている。燃焼室５の形状と対応して、ペントルーフ状に形成されたピストン４の上面にはキャビティ１２が、点火プラグ１１を向いて開口するように形成されている。
キャビティ１２は、中心部にシリンダの軸方向に突出した凸部１２ａが設けられ外周側で窪む略ドーナツ形状をしている。この形状によってキャビティ１２内に形成されるスワール流の強さが決まる。
【００１５】
図２に示すようにスワール流は、吸気通路７に設けられたスワール制御弁１０を閉じ、空気がシリンダの内壁に沿って流動することで形成される大径のものと、キャビティ１２の内壁に沿って流動することで形成される小径のものとの２つが形成される。
ここで、大径と小径とのスワール流を形成する場合に、その作用について図４と図５とを用いて説明する。図４の（イ）は大径と小径とのスワール流が発生している状態を示し、（ロ）はシリンダ軸中心からの距離における大径と小径とのスワール流の圧力分布を示している。図５は、大径と小径とのスワール流による円筒形状の上昇流が発生している状態を示す図であり、（イ）は断面図、（ロ）は平面図を示している。
【００１６】
図４（ロ）に示す通り、大径スワール流はシリンダの内壁を沿って流れるために、外側の圧力は高く、内側の圧力は低い。一方、小径スワール流はシリンダ内壁の径より小さいキャビティ１２の内壁に沿って流れるために、キャビティ１２の範囲内において、外側の圧力は大径スワール流よりも高く、内側の圧力はほぼ同等となる。
【００１７】
このため、２つのスワール流の間に圧力分布差が生じ、ピストン４のキャビティ１２の範囲内における、小径スワール流と大径スワール流との圧力差ΔＰによって、キャビティ１２側から点火プラグ１１へ向かって円筒形状の上昇流が発生する（図５（イ））。この上昇流の強さは、小径スワール流と大径スワール流との圧力差ΔＰに応じて強くなる。そしてこの時、大径スワール流と小径スワール流との間には、上昇流のエアカーテンが形成される。
【００１８】
そして、図２を再度参照して、インジェクタ１３が燃焼室の吸気側の側部より斜め下向きに燃料を噴射する。インジェクタ１３は、コントロールユニット（図示せず）によって燃料噴射の開始時期及び終了時期が定められる。ここで、インジェクタ１３の燃料噴射開始時期は、吸気バルブ６を閉じ、シリンダ内に水平のスワール流を形成し、上昇流を発生させてから燃料を噴射する必要があるために、吸気バルブ６が閉じた時期以降となる。
【００１９】
インジェクタ１３から噴射された燃料噴霧は、図５（イ）に示す円筒形状の上昇流の内側に到達し、小径スワール流の空気と混合して、燃焼に適した混合気を形成する。
次に、インジェクタ１３から噴射される噴霧のペネトレーション（貫徹力）について図６を用いて説明する。
【００２０】
噴霧は、その先端部が点火プラグ１１の軸中心からキャビティ１２の排気側の外縁部までの距離Ｗの位置（ペネトレーションの最大値）までの範囲となるように噴射される。なお、燃料噴射は、大径スワール流と小径スワール流とが形成された状態で行われるため、噴霧がペネトレーションの最大値を超えて排気側のシリンダ内壁まで進行することはない。
【００２１】
ここで、噴霧の広がり角度とペネトレーションとの条件について、図７を用いて説明する。図７において、噴霧の広がり角度をα、噴霧のペネトレーションをＰ、シリンダボア径をＤ、キャビティ１２の外縁部の直径をｄ、シリンダの水平方向においてインジェクタ１３の先端から点火プラグ１１の点火位置までの傾きをφ、インジェクタ１３の傾きをθで示している。
【００２２】
インジェクタ１３から噴射される噴霧の広がり角度αは、以下の条件を満たすようにしている。
α／２＜（θ＋φ）・・・（１ａ）
α／２＜ｔａｎ^-1（ｄ＊ｃｏｓθ／Ｄ）・・・（１ｂ）
ここで（１ａ）は、横方向から見て（図７（イ））、燃料噴霧が点火プラグ１１に直接被らないための条件である。（１ｂ）は、縦方向から見て（図７（ロ））、燃料噴霧の広がり角度αが、キャビティ１２の径ｄの範囲を超えないときの条件である。
【００２３】
また、噴霧のペネトレーションＰは、噴霧の先端部がキャビティ１２の軸中心からキャビティ１２の排気側の外縁部までの範囲内であることから、次の範囲内に設定される。
（Ｄ−ｄ）／（２＊ｃｏｓθ）＜Ｐ＜（Ｄ＋ｄ）／（２＊ｃｏｓθ）・・・（２）
これらの条件を満たすようにすれば、噴霧がキャビティ１２の範囲内に噴射され、図５に示すように、大径スワール流の内側に円筒形状の上昇流が形成された際に適正な混合気が形成され、点火プラグ１１近傍に混合気を運搬することができる。そして、大径スワール流と小径スワール流との間に形成されるエアカーテンによって、エアカーテンの外側（大径スワール流）は空燃比がリーン（酸素過剰状態）の状態、エアカーテンの内側（小径スワール流）は空燃比がリッチ（燃料過剰状態）の状態にすることができる。
【００２４】
次に、燃料の噴射タイミング、特に噴射終了時期について図８と図９とを用いて説明する。
図８は、燃料噴射終了時期の状態を示す図であり、（イ）はインジェクタ１３から噴射される燃料噴霧を示す図、（ロ）はシリンダの水平方向からキャビティ１２の吸気側の外縁部までの角度を示す図である。図９は、インジェクタ１３の燃料噴射タイミングを示す図である。なお、図中のＴＤＣは上死点、ＢＤＣは下死点を示す。
【００２５】
燃料噴射タイミングについて、インジェクタ１３の燃料噴射の開始時期は、図９のＡ点で示す吸気バルブ６の閉時期以降である。これは燃料が噴射されるときに、シリンダ内に大径と小径との水平なスワール流が発生していなければならず、仮に吸気バルブ６が開いた状態で燃料噴射した場合には、スワール流が傾いた状態で形成されてしまうために、所望の状態での燃焼運転が行えなくなるためである。
【００２６】
一方、インジェクタ１３の燃料噴射の終了時期は、図８（イ）に示す通り、燃料噴霧の下端部がキャビティ１２の吸気側の外縁部に干渉する直前の時期である。これは、噴霧がキャビティ１２の吸気側の外縁部に当たると、所望の状態で混合気が形成されないために、燃費が低下するためである。
これを図８（ロ）に示すように、噴霧の下端部がキャビティ１２の吸気側の外縁部の点Ｔに干渉する時までピストン４が上昇したとき、インジェクタ１３の先端から点Ｔまでの線とシリンダの水平方向の線との角度をβ（ＩＴ）とすると、インジェクタ１３の取り付け角θ、噴霧の広がり角度αとの関係は次のようになる。
【００２７】
θ＋α／２＜β（ＩＴ）・・・（３）
すなわち、図９のＢ点はこの境界点（θ＋α／２＝β（ＩＴ））を示しており、この直前までに燃料噴射が行われる。
燃料噴射が終了した後は、ピストン４が上死点に向けて移動し、圧縮を行う。この時、図５に示すように、吸気した空気によって形成された大径スワール流と小径スワール流とが維持され、２つのスワール流の圧力分布差によって生じる円筒形状の上昇流が形成され、且つ燃料噴射によってキャビティ１２の範囲内に燃焼に適した混合気が点火プラグ１１近傍に運搬される。
【００２８】
図１０は、燃焼を行っている状態を示す図である。点火プラグ１１の近傍に運搬された混合気は燃焼に適した状態となっている。そして、コントロールユニットによって点火時期が定められた点火プラグ１１が、この混合気に着火して燃焼を行う。燃焼した後には排気バルブ８を開いて排気通路９から排気を排出し、吸気バルブ６を開いて吸気通路７から空気を導入して上述した行程を繰り返す。
【００２９】
本実施形態によれば、吸気通路７に設けられて、シリンダ内にスワール流を生成するスワール流生成手段（スワール制御弁）１０を備える一方、キャビティ１２は、その内部にスワール流生成手段１０により燃焼室５内に形成されるスワール流より小径のスワール流を形成し、かつ２つのスワール流の圧力分布差により、円筒形状の上昇流を発生させる、点火プラグ１１に対応する位置に中心を持つ略円形状であり、インジェクタ１３は、その燃料噴霧が円筒形状の上昇流の内側を指向し、かつ到達するようなペネトレーションを有する。このため、高回転領域においても安定した成層混合気が形成でき、燃焼効率のより適正な点火時期を設定することができ、且つスモークやＨＣの発生を抑えることができる。
【００３０】
また本実施形態によれば、インジェクタ１３の燃料噴射開始時期は、吸気バルブ６の閉時期以降とした。このため、シリンダ内に２つの水平なスワール流を形成することができ、これらの圧力差によって円筒形状の上昇流を発生させ、燃焼に適切な混合気を点火プラグ１１近傍に形成することができる。
また本実施形態によれば、噴霧のペネトレーションは、式（１ａ），（１ｂ），（２）により、筒内ボア径Ｄに対して所定量とした。このため、噴霧をエアカーテン内に十分に納められるペネトレーションにすることができる。
【００３１】
次に、本実施形態でのシリンダ内のボア径Ｄに対するピストン４のキャビティ１２の外縁部の直径ｄと、ボア径Ｄに対するキャビティ１２の深さｋとの関係について図４と図１１〜図１４とを用いて説明する。
図４（ロ）に示す通り、小径スワール流と大径スワール流との圧力分布差によって、キャビティ１２の範囲内に発生する上昇流の強さが決まる。どの程度の圧力分布差と上昇流とが生じるかは、シリンダ内のボア径Ｄに対するキャビティ１２の直径ｄの大きさが影響を与える。
【００３２】
本実施形態において、シリンダ内のボア径Ｄとキャビティ１２の直径ｄとは、次の関係を満たすようにする。
０．５≦ｄ／Ｄ≦０．６・・・（４）
これは点火時における点火プラグ１１近傍の成層混合気濃度の可燃範囲を空燃比で１０〜１４．４の範囲とし、成層時における外側の平均空燃比を４０とし、キャビティ１２内の体積ｖ、シリンダ全体の体積Ｖとした場合に、次の関係が得られる。
【００３３】
（１０／４０）Ｖ≦ｖ≦（１４．４／４０）Ｖ・・・（４ａ）
これをシリンダ全体の体積Ｖに対するキャビティ１２内の体積ｖで表すと次のようなる。
１／４ ≦ ｖ／Ｖ ≦ ９／２５・・・（４ｂ）
この関係をピストン４の直径Ｄとキャビティ１２の直径ｄとの関係から求めると次のように表せる。
【００３４】
（１／２）²≦（ｄ／Ｄ）²≦（３／５）²・・・（４ｃ）
この関係から前述の（４）の関係が得られる。
次に、この関係を図１２と図１３とを用いて説明する。図１２は、シリンダ内に大径スワール流と小径スワール流とが発生している場合の、シリンダ軸中心からの圧力分布を示す図であり、キャビティ１２の外縁部の直径ｄの異なるピストン４での圧力分布を示す図である。図１３は、２つのスワール流が発生しているときの上昇流を生成する圧力差比と、ボア径Ｄとキャビティ１２の径ｄとの比との関係を示す図である。なお圧力差比とは、従来のウォールガイドのスワール時での上昇流を生成する圧力差を１００％としたときの圧力差の割合を示している。
【００３５】
図１３において、圧力差比が６４％以上のとき、すなわちスワール流の弱化時の圧力差比が３６％減少した状態までは燃焼の安定性が確保できていることが分かっている。この時のキャビティ１２の径ｄとボア径Ｄとの比（ｄ／Ｄ）は０．６であり、これ以下の値であれば、すなわちキャビティ１２の径ｄが小さければ安定した状態で燃焼が行うことができる。従って、安定した燃焼が確保できるボア径Ｄとキャビティ１２の径ｄとは次の関係を満たすようにする。
【００３６】
ｄ／Ｄ≦０．６・・・（５）
次に、キャビティ１２の深さｋと小径スワール流との関係について図１４を用いて説明する。図１４の関係は実験によって求められ、横軸はキャビティ１２の深さｋと径ｄとの比（ｋ／ｄ）、縦軸は深さｋと径ｄとの比（ｋ／ｄ）が０．４のときに小径スワール流の速度を１とした比を示す。
【００３７】
図示の通り、安定した燃焼を行う最低限度は、小径スワール流の速度比（縦軸の値）が０．７のときであり、確実に安定した燃焼を行うには深さｋと径ｄとの比（ｋ／ｄ）が約０．２以上であることが必要である。すなわち、次の関係が必要である。
ｋ／ｄ≧０．２・・・（６）
この条件を満たせばシリンダ内においてピストン４のキャビティ１２から点火プラグ１１へ向かう円筒形状の上昇流が発生することを示している。
【００３８】
本実施形態によれば、キャビティ１２の径ｄと深さｋとは、式（４）によりシリンダ内ボア径Ｄに対して所定量とした。このため、シリンダ内に適度な強度のエアカーテンを形成することができ、成層混合気を形成することができる。
次に、本実施形態において、キャビティ１２の形状と、ピストン４のキャビティ１２の外縁部の高さとを変えた場合について、図１５を用いて説明する。
【００３９】
図１５（イ）において、キャビティ１２は、中心部に山形の凸部１２ａが形成され外周側は窪んでいる略ドーナツ形状をしている。図１５（ロ）では、キャビティ１２は、中心部に略テーパーのある円柱状の凸部１２ｂが形成され外周側は窪んでいる略ドーナツ形状をしている。
本実施形態によれば、キャビティ１２は、中心部に凸部（１２ａまたは１２ｂ）が設けられ外周側で窪む略ドーナツ形状とした。このため、キャビティ１２内の小径スワール流の流速を強め、十分な強度のエアカーテンを形成し、キャビティ１２内に成層混合気を形成することができる。
【００４０】
また本実施形態によれば、キャビティ１２の底から外縁部までの高さは、吸気側の高さｈに対して排気側の高さＨの方を高くしている。すなわち、次の関係となっている。
Ｈ＞ｈ・・・（７）
このため、キャビティ１２内でのスワール流の形成が良好となり、燃焼に適切な混合気が形成されて点火プラグ１１近傍に運搬されるために、安定した燃焼を行うことができる。
【００４１】
次に、本実施形態での点火プラグ１１の先端部の位置について、図１６を用いて説明する。図１６は、ピストン４が上死点にある状態を示している。
燃焼室５の上端部から点火プラグ１１の点火位置までの距離をＬ１、点火位置からピストン４が上死点にあるときのキャビティ１２の底までの距離をＬ２とした場合に、Ｌ１とＬ２とが略等しくなるように点火プラグ１１を配置する。すなわち、次の関係となる。
【００４２】
Ｌ１≒Ｌ２・・・（８）
なお、この時、キャビティ１２の凸部１２ａが点火プラグ１１と当たらないようにする。
本実施形態によれば、点火プラグ１１の先端部は、ピストン４が上死点の位置にある場合に、キャビティ１２内に入るように突き出している。このため、成層混合気の中心付近で点火できることにより、安定した燃焼を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る直噴火花点火式内燃機関を示す図
【図２】スワール流が発生している状態を示す図
【図３】スワール制御弁の開閉する領域を示す図
【図４】大径と小径とのスワール流の圧力分布を示す図
【図５】上昇流が発生している状態を示す図
【図６】噴霧のペネトレーションを示す図
【図７】噴霧の噴霧角とペネトレーションとの条件を示す図
【図８】燃料噴射終了時期の状態を示す図
【図９】インジェクタの燃料噴射タイミングを示す図
【図１０】燃焼を行っている状態を示す図
【図１１】ボア径、キャビティの径、キャビティの深さを示す図
【図１２】スワール流とが発生している場合の圧力分布を示す図
【図１３】スワール流が発生しているときの上昇流を生成する圧力差比と、ボア径とキャビティの径との比との関係を示す図
【図１４】キャビティの深さと小径スワール流との関係を示す図
【図１５】キャビティの形状と、ピストンのキャビティの外縁部の高さとを変えた場合の図
【図１６】点火プラグの先端部の位置を示す図
【符号の説明】
１直噴火花点火式内燃機関
２シリンダヘッド
３シリンダブロック
４ピストン
５燃焼室
６吸気バルブ
７吸気通路
８排気バルブ
９排気通路
１０スワール制御弁
１１点火プラグ
１２キャビティ
１２ａ、１２ｂ凸部
１３インジェクタ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a direct injection spark ignition type internal combustion engine that directly injects fuel into a cylinder and performs spark ignition combustion.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a direct-injection spark-ignition internal combustion engine, an injector that injects fuel into a cylinder is arranged at the substantially center of the upper part of the combustion chamber, and an injector is arranged at the side of the intake side of the combustion chamber. is there.
The injector is arranged on the side of the intake side as an air guide system in which the spray sprayed from the injector is transported to the vicinity of the spark plug by gas flow, and a swirl via a cavity formed on the upper surface of the piston. There are two systems, a wall guide system that is transported to the vicinity of the spark plug by gas flow.
[0003]
Japanese Patent Laid-Open No. 2000-45781 discloses that a swirl flow is formed in a cylinder, fuel is injected from the injector toward the center of the swirl flow, and the stratified mixture is conveyed to the vicinity of the spark plug for combustion. Is disclosed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the case where the injector is attached to the approximate center of the upper part of the combustion chamber, the injector is attached close to the spark plug, and therefore the temperature at the tip of the injector becomes high during combustion. There is a problem that the fuel injection characteristic is changed due to a phenomenon that deteriorates and becomes a deposit, and there is a problem that the fuel spray is easily covered with the spark plug.
[0005]
Also, in the conventional air guide system, the gas flow in the cylinder changes due to changes in the engine rotation conditions, etc., so that it is difficult to form a stable air-fuel mixture near the spark plug in the entire rotation region, and after fuel injection Since the spray spreads over time, it must be ignited at an early timing, and it is difficult to set an appropriate ignition timing particularly in a high rotation range.
[0006]
Also, in the conventional wall guide system, fuel is injected into the cavity formed on the upper surface of the piston, and the air-fuel mixture is conveyed to the vicinity of the spark plug using the cavity. There is a problem that it is difficult to form an appropriate air-fuel mixture in the rotation region, and when the fuel that has entered the cavity is insufficiently vaporized, smoke and HC (hydrocarbon) increase.
[0007]
In the invention described in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-45781, as in the air guide system, the gas flow in the cylinder changes due to changes in the engine rotation conditions and the like, so that it is stable near the spark plug in the entire rotation range. There is a problem that it is difficult to form an appropriate air-fuel mixture, and after the fuel injection, the spray spreads over time, so that the ignition timing must be advanced, and it is difficult to set an appropriate ignition timing in a high rotation range. .
[0008]
The present invention has been made to solve the above problems, and an object of the present invention is to form a stable appropriate air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug regardless of the engine rotation conditions.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the present invention has an ignition plug at the center of the cylinder shaft at the top of the combustion chamber, a cavity at the upper surface of the piston, and an injector that injects fuel obliquely downward from the intake side of the combustion chamber.
Further, a swirl flow generating means is provided in the intake passage and generates a swirl flow in the cylinder.
The cavity has a circular shape with a center at a position corresponding to the spark plug, and a substantially donut shape having a convex portion at the center and recessed on the outer peripheral side. The cavity diameter d and the bore diameter of the cylinder D satisfies the relationship 0.5 ≦ d / D ≦ 0.6, and the cavity diameter d and the cavity depth k satisfy the relationship k / d ≧ 0.2. The swirl flow generating means creates a swirl flow smaller in diameter than the swirl flow formed in the combustion chamber, and generates a cylindrical upflow due to the pressure distribution difference between the two swirl flows, making it suitable for combustion near the spark plug Transports the air-fuel mixture.
Further, the injector has a penetration such that the fuel spray is directed and reaches the inside of the cylindrical upward flow.
The fuel injection start timing of the injector is after the closing timing of the intake valve.
Further, the height of the outer edge of the cavity is higher on the exhaust side than on the intake side.
[0010]
【The invention's effect】
According to the present invention, a stable and appropriate air-fuel mixture can be formed in the vicinity of the spark plug regardless of the rotation conditions, so that combustion efficiency is good, an appropriate ignition timing can be set, and smoke and HC are suppressed. There is an effect that can be.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a diagram showing a direct injection spark ignition type internal combustion engine according to an embodiment of the present invention, where (A) is a cross-sectional view and (B) is a plan view. FIG. 2 is a diagram showing a state where a swirl flow is generated, in which (a) is a cross-sectional view and (b) is a plan view. 1 and FIG. 2 (b), the intake valve 6, the intake passage 7, the exhaust valve 8, the exhaust passage 9, and the swirl control valve 10 are not shown in the engine 1, but the right side of the drawing is the intake side, The left side is shown as the exhaust side.
[0012]
In the engine 1 of FIG. 1, a combustion chamber 5 is defined by a cylinder head 2, a cylinder block 3, and a piston 4, and fresh air is introduced from an intake passage 7 into the combustion chamber 5 via an intake valve 6, and an exhaust valve 8. The exhaust gas is discharged from the combustion chamber 5 to the exhaust passage 9 through the exhaust gas. The injector 13 that performs fuel injection is provided on the side of the combustion chamber 5 on the intake side, and is disposed downward in the center of the cylinder axis.
[0013]
The intake passage (intake port) 7 is divided into two from the middle, and one of them is provided with a swirl control valve 10 (see FIG. 1B). By closing the swirl control valve 10, a swirl flow can be formed in the combustion chamber 5 (see FIG. 2).
As shown in FIG. 3, the swirl control valve 10 is closed to perform combustion using the swirl flow in the entire region in the stratified operation region of relatively low rotation and low load, and the swirl control valve 10 is closed in the other regions. Controlled to open.
[0014]
The combustion chamber 5 of FIG. 1 is formed in a pent roof shape, and a spark plug 11 is arranged at the approximate center of the upper portion so as to coincide with the axial center of the cylinder. Corresponding to the shape of the combustion chamber 5, a cavity 12 is formed on the upper surface of the piston 4 formed in a pent roof shape so as to open toward the spark plug 11.
The cavity 12 has a substantially donut shape in which a convex portion 12a protruding in the axial direction of the cylinder is provided at the center and is recessed on the outer peripheral side. This shape determines the strength of the swirl flow formed in the cavity 12.
[0015]
As shown in FIG. 2, the swirl flow closes the swirl control valve 10 provided in the intake passage 7, and has a large diameter formed by air flowing along the inner wall of the cylinder, and the inner wall of the cavity 12. Two are formed, one with a small diameter formed by flowing along.
Here, when a swirl flow having a large diameter and a small diameter is formed, the operation will be described with reference to FIGS. 4 and 5. 4A shows a state in which a swirl flow having a large diameter and a small diameter is generated, and FIG. 4B shows a pressure distribution of the swirl flow having a large diameter and a small diameter at a distance from the center of the cylinder axis. . FIG. 5 is a diagram showing a state in which a cylindrical upward flow is generated by a swirl flow having a large diameter and a small diameter, (A) is a cross-sectional view, and (B) is a plan view.
[0016]
As shown in FIG. 4 (b), since the large-diameter swirl flow flows along the inner wall of the cylinder, the outer pressure is high and the inner pressure is low. On the other hand, since the small-diameter swirl flow flows along the inner wall of the cavity 12 smaller than the diameter of the cylinder inner wall, the outer pressure is higher than the large-diameter swirl flow and the inner pressure is almost equal within the range of the cavity 12. .
[0017]
Therefore, a pressure distribution difference is generated between the two swirl flows, and the pressure difference ΔP between the small-diameter swirl flow and the large-diameter swirl flow within the cavity 12 of the piston 4 moves toward the spark plug 11 from the cavity 12 side. As a result, a cylindrical upward flow is generated (FIG. 5A). The strength of the upward flow increases in accordance with the pressure difference ΔP between the small diameter swirl flow and the large diameter swirl flow. At this time, an upflow air curtain is formed between the large-diameter swirl flow and the small-diameter swirl flow.
[0018]
Then, referring again to FIG. 2, the injector 13 injects the fuel obliquely downward from the intake side of the combustion chamber. The injector 13 has a fuel injection start time and end time determined by a control unit (not shown). Here, the fuel injection start timing of the injector 13 is such that the intake valve 6 is closed, a horizontal swirl flow is formed in the cylinder, and it is necessary to inject fuel after generating an upward flow. It will be after the closed time.
[0019]
The fuel spray injected from the injector 13 reaches the inside of the cylindrical upward flow shown in FIG. 5 (a) and mixes with the small-diameter swirl air to form an air-fuel mixture suitable for combustion.
Next, the penetration (penetration force) of the spray injected from the injector 13 will be described with reference to FIG.
[0020]
The spray is sprayed so that the tip thereof is in a range from the center of the spark plug 11 to the position of the distance W from the exhaust-side outer edge of the cavity 12 (maximum penetration value). In addition, since fuel injection is performed in the state in which the large-diameter swirl flow and the small-diameter swirl flow are formed, the spray does not proceed to the cylinder inner wall on the exhaust side beyond the maximum value of penetration.
[0021]
Here, the conditions of the spray spread angle and the penetration will be described with reference to FIG. In FIG. 7, the spray spread angle is α, the spray penetration is P, the cylinder bore diameter is D, the diameter of the outer edge of the cavity 12 is d, and from the tip of the injector 13 to the ignition position of the spark plug 11 in the horizontal direction of the cylinder. The inclination is indicated by φ, and the inclination of the injector 13 is indicated by θ.
[0022]
The spread angle α of the spray injected from the injector 13 satisfies the following condition.
α / 2 <(θ + φ) (1a)
α / 2 <tan ⁻¹ (d * cos θ / D) (1b)
Here, (1a) is a condition for preventing the fuel spray from directly covering the spark plug 11 when viewed from the side (FIG. 7A). (1b) is a condition when the fuel spray spread angle α does not exceed the range of the diameter d of the cavity 12 as viewed from the vertical direction (FIG. 7B).
[0023]
Further, the spray penetration P is set in the following range because the tip of the spray is within the range from the axial center of the cavity 12 to the outer edge of the cavity 12 on the exhaust side.
(D−d) / (2 * cos θ) <P <(D + d) / (2 * cos θ) (2)
If these conditions are satisfied, the spray is injected into the cavity 12 and, as shown in FIG. 5, an appropriate mixture is formed when a cylindrical upward flow is formed inside the large-diameter swirl flow. The air-fuel mixture can be transported in the vicinity of the spark plug 11. The air curtain formed between the large-diameter swirl flow and the small-diameter swirl flow causes the outside of the air curtain (large-diameter swirl flow) to be in a lean state (excess oxygen state), and the inside of the air curtain (small-diameter) The swirl flow can be made rich (fuel surplus state).
[0024]
Next, the fuel injection timing, particularly the injection end timing, will be described with reference to FIGS.
FIG. 8 is a diagram showing the state of fuel injection end timing, (a) is a diagram showing fuel spray injected from the injector 13, and (b) is from the horizontal direction of the cylinder to the outer edge of the cavity 12 on the intake side. It is a figure which shows these angles. FIG. 9 is a diagram showing the fuel injection timing of the injector 13. In the figure, TDC indicates top dead center and BDC indicates bottom dead center.
[0025]
Regarding the fuel injection timing, the fuel injection start timing of the injector 13 is after the closing timing of the intake valve 6 indicated by point A in FIG. This is because when the fuel is injected, a horizontal swirl flow having a large diameter and a small diameter must be generated in the cylinder. If the fuel is injected with the intake valve 6 open, the swirl flow This is because the combustion operation in a desired state cannot be performed because the is formed in a tilted state.
[0026]
On the other hand, the fuel injection end time of the injector 13 is the time immediately before the lower end of the fuel spray interferes with the outer edge of the cavity 12 on the intake side, as shown in FIG. This is because when the spray hits the outer edge portion of the cavity 12 on the intake side, the air-fuel mixture is not formed in a desired state, and the fuel efficiency is reduced.
As shown in FIG. 8 (b), when the piston 4 rises until the lower end of the spray interferes with a point T on the outer edge of the cavity 12, the line from the tip of the injector 13 to the point T When the angle between the cylinder and the horizontal line of the cylinder is β (IT), the relationship between the attachment angle θ of the injector 13 and the spray spread angle α is as follows.
[0027]
θ + α / 2 <β (IT) (3)
That is, point B in FIG. 9 indicates this boundary point (θ + α / 2 = β (IT)), and fuel injection is performed immediately before this point.
After the fuel injection is completed, the piston 4 moves toward the top dead center and performs compression. At this time, as shown in FIG. 5, the large-diameter swirl flow and the small-diameter swirl flow formed by the intake air are maintained, and a cylindrical upflow caused by the pressure distribution difference between the two swirl flows is formed, and By the fuel injection, an air-fuel mixture suitable for combustion is transported in the vicinity of the spark plug 11 within the range of the cavity 12.
[0028]
FIG. 10 is a diagram illustrating a state where combustion is performed. The air-fuel mixture conveyed in the vicinity of the spark plug 11 is in a state suitable for combustion. The spark plug 11 whose ignition timing is determined by the control unit ignites this air-fuel mixture and burns. After combustion, the exhaust valve 8 is opened to exhaust the exhaust gas from the exhaust passage 9, the intake valve 6 is opened to introduce air from the intake passage 7, and the above-described process is repeated.
[0029]
According to this embodiment, the swirl flow generating means (swirl control valve) 10 provided in the intake passage 7 and generating a swirl flow in the cylinder is provided, while the cavity 12 is provided therein by the swirl flow generating means 10. A swirl flow having a smaller diameter than the swirl flow formed in the combustion chamber 5 is formed, and a cylindrical upward flow is generated due to the pressure distribution difference between the two swirl flows, and has a center at a position corresponding to the spark plug 11. The injector 13 has a penetration that allows the fuel spray to be directed toward and reach the inside of the cylindrical upward flow. For this reason, a stable stratified mixture can be formed even in the high rotation region, an ignition timing with more appropriate combustion efficiency can be set, and the generation of smoke and HC can be suppressed.
[0030]
Further, according to the present embodiment, the fuel injection start timing of the injector 13 is set after the closing timing of the intake valve 6. For this reason, two horizontal swirl flows can be formed in the cylinder, a cylindrical upward flow can be generated by the pressure difference between them, and an air-fuel mixture suitable for combustion can be formed in the vicinity of the spark plug 11. .
Further, according to the present embodiment, the penetration of the spray is set to a predetermined amount with respect to the in-cylinder bore diameter D by the equations (1a), (1b), and (2). For this reason, it can be made the penetration which can fully be stored in an air curtain.
[0031]
Next , FIGS. 4 and 11 to 14 show the relationship between the diameter d of the outer edge of the cavity 12 of the piston 4 with respect to the bore diameter D in the cylinder and the depth k of the cavity 12 with respect to the bore diameter D in this embodiment . And will be described.
As shown in FIG. 4B, the strength of the upward flow generated in the cavity 12 is determined by the pressure distribution difference between the small diameter swirl flow and the large diameter swirl flow. The degree of the pressure distribution difference and the upward flow are affected by the size of the diameter d of the cavity 12 with respect to the bore diameter D in the cylinder.
[0032]
In the present embodiment, the bore diameter D in the cylinder and the diameter d of the cavity 12 satisfy the following relationship.
0.5 ≦ d / D ≦ 0.6 (4)
This is because the flammable range of the stratified mixture concentration in the vicinity of the spark plug 11 at the time of ignition is in the range of 10 to 14.4 in terms of air-fuel ratio, the outside average air-fuel ratio at the time of stratification is 40, When the entire volume is V, the following relationship is obtained.
[0033]
(10/40) V ≦ v ≦ (14.4 / 40) V (4a)
This is represented by the volume v in the cavity 12 with respect to the volume V of the entire cylinder as follows.
1/4 ≦ v / V ≦ 9/25 (4b)
This relationship can be expressed as follows from the relationship between the diameter D of the piston 4 and the diameter d of the cavity 12.
[0034]
(1/2) ² ≦ (d / D) ² ≦ (3/5) ² (4c)
From this relationship, the relationship (4) described above is obtained.
Next, this relationship will be described with reference to FIGS. FIG. 12 is a diagram showing a pressure distribution from the center of the cylinder shaft when a large-diameter swirl flow and a small-diameter swirl flow are generated in the cylinder. It is a figure which shows the pressure distribution of. FIG. 13 is a diagram illustrating a relationship between a pressure difference ratio that generates an upward flow when two swirl flows are generated, and a ratio between the bore diameter D and the diameter d of the cavity 12. The pressure difference ratio indicates the ratio of the pressure difference when the pressure difference that generates the upward flow during swirling of the conventional wall guide is 100%.
[0035]
In FIG. 13, it is known that the stability of combustion can be secured until the pressure difference ratio is 64% or more, that is, until the pressure difference ratio when the swirl flow is weakened is reduced by 36%. At this time, the ratio (d / D) between the diameter d of the cavity 12 and the bore diameter D is 0.6, and if the value is smaller than this, that is, if the diameter d of the cavity 12 is small, combustion is performed in a stable state. It can be carried out. Therefore, the bore diameter D that can ensure stable combustion and the diameter d of the cavity 12 satisfy the following relationship.
[0036]
d / D ≦ 0.6 (5)
Next, the relationship between the depth k of the cavity 12 and the small-diameter swirl flow will be described with reference to FIG. The relationship of FIG. 14 is obtained by experiment, the horizontal axis is the ratio (k / d) between the depth k and the diameter d of the cavity 12, and the vertical axis is the ratio (k / d) between the depth k and the diameter d is 0. .4 shows the ratio with the small-diameter swirl flow rate set to 1.
[0037]
As shown in the figure, the minimum level at which stable combustion is performed is when the speed ratio (value on the vertical axis) of the small-diameter swirl flow is 0.7. The ratio (k / d) must be about 0.2 or more. That is, the following relationship is necessary.
k / d ≧ 0.2 (6)
If this condition is satisfied, a cylindrical upward flow from the cavity 12 of the piston 4 toward the spark plug 11 is generated in the cylinder.
[0038]
According to the present embodiment, the diameter d and the depth k of the cavity 12 are set to a predetermined amount with respect to the cylinder bore diameter D by the equation (4). For this reason, an air curtain of moderate strength can be formed in the cylinder, and a stratified mixture can be formed.
Next , in the present embodiment, a case where the shape of the cavity 12 and the height of the outer edge portion of the cavity 12 of the piston 4 are changed will be described with reference to FIG.
[0039]
In FIG. 15 (a), the cavity 12 has a substantially donut shape in which a mountain-shaped convex portion 12a is formed at the center and the outer peripheral side is recessed. In FIG. 15 (b), the cavity 12 has a substantially donut shape in which a cylindrical convex portion 12b having a substantially tapered shape is formed at the center and the outer peripheral side is recessed.
According to the present embodiment, the cavity 12 has a substantially donut shape in which a convex part (12a or 12b) is provided at the center and is recessed on the outer peripheral side. For this reason, the flow velocity of the small-diameter swirl flow in the cavity 12 can be increased, a sufficiently strong air curtain can be formed, and a stratified mixture can be formed in the cavity 12.
[0040]
Further, according to the present embodiment, the height from the bottom of the cavity 12 to the outer edge portion is higher at the exhaust side height H than at the intake side height h. That is, the following relationship is established.
H> h (7)
For this reason, formation of the swirl flow in the cavity 12 becomes good, and an air-fuel mixture suitable for combustion is formed and transported to the vicinity of the spark plug 11, so that stable combustion can be performed.
[0041]
Next, about the position of the tip portion of the spark plug 11 of the present embodiment will be described with reference to FIG. 16. FIG. 16 shows a state where the piston 4 is at the top dead center.
When the distance from the upper end of the combustion chamber 5 to the ignition position of the spark plug 11 is L1, and the distance from the ignition position to the bottom of the cavity 12 when the piston 4 is at the top dead center is L2, L1 and L2 The spark plugs 11 are arranged so that they are substantially equal. That is, the following relationship is established.
[0042]
L1≈L2 (8)
At this time, the convex portion 12 a of the cavity 12 is prevented from contacting the spark plug 11.
According to the present embodiment, the tip of the spark plug 11 protrudes so as to enter the cavity 12 when the piston 4 is at the top dead center position. For this reason, stable combustion can be performed by being able to ignite near the center of the stratified mixture.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a view showing a direct injection spark ignition internal combustion engine according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a view showing a state where a swirl flow is generated. FIG. 3 is a view showing a region where a swirl control valve is opened and closed. FIG. 4 is a graph showing pressure distribution of swirl flow with a large diameter and a small diameter. FIG. 5 is a diagram showing a state where an upward flow is generated. FIG. 6 is a diagram showing penetration of spray. FIG. 8 is a diagram showing the condition of corners and penetrations. FIG. 8 is a diagram showing the state of fuel injection end timing. FIG. 9 is a diagram showing fuel injection timing of the injector. FIG. 10 is a diagram showing a state in which combustion is being performed. [Figure 12] Diagram showing bore diameter, cavity diameter, and cavity depth [Fig. 12] Diagram showing pressure distribution when swirl flow is generated [Fig. 13] Fig. 13 shows upward flow when swirl flow is generated Pressure difference ratio to be generated and the ratio of bore diameter to cavity diameter FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the cavity depth and the small-diameter swirl flow. FIG. 15 is a diagram when the shape of the cavity and the height of the outer edge of the cavity of the piston are changed. Figure showing the position of the tip of the spark plug
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Direct injection spark ignition internal combustion engine 2 Cylinder head 3 Cylinder block 4 Piston 5 Combustion chamber 6 Intake valve 7 Intake passage 8 Exhaust valve 9 Exhaust passage 10 Swirl control valve 11 Spark plug 12 Cavity 12a, 12b Protrusion part 13 Injector

Claims

Direct-injection spark-ignition internal combustion engine having an ignition plug in the center of the cylinder in the upper part of the combustion chamber, a cavity on the upper surface of the piston, and an injector that injects fuel obliquely downward from the intake side of the combustion chamber In
While provided with a swirl flow generating means that is provided in the intake passage and generates a swirl flow in the cylinder,
The cavity has a substantially circular shape with a center at a position corresponding to the spark plug, and a substantially donut shape having a convex portion at the center and recessed on the outer peripheral side. The bore diameter D satisfies the relationship 0.5 ≦ d / D ≦ 0.6, and the cavity diameter d and the cavity depth k satisfy the relationship k / d ≧ 0.2. Forming a swirl flow having a smaller diameter than the swirl flow formed in the combustion chamber by the swirl flow generation means in the cavity, and generating a cylindrical upflow by the pressure distribution difference between the two swirl flows,
The injector has a penetration such that the fuel spray is directed and reaches the inside of the cylindrical upward flow,
The fuel injection start timing of the injector is after the closing timing of the intake valve ,
Further, the height of the outer edge portion of the cavity is higher on the exhaust side than on the intake side .

2. The direct injection spark ignition internal combustion engine according to claim 1, wherein the fuel injection end timing of the injector is a timing at which the lower end portion of the spray does not hit the outer edge portion of the cavity.

3. The direct injection spark ignition internal combustion engine according to claim 1, wherein the penetration of the spray is set to a predetermined amount with respect to the cylinder bore diameter.

4. The direct eruption according to claim 1 , wherein the spark plug projects so as to enter the cavity when the piston is at a top dead center position. 5. Flower ignition internal combustion engine.