JP6215848B2 - 対向ピストン式２ストロークエンジンのための排気管理戦略 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関エンジンに関する。詳細には、２ストローク内燃機関エンジンに関する。より詳細には、当分野は対向ピストン式２ストロークエンジンに対する排気管理戦略を述べている。

図１に示したように、対向ピストンエンジンは、ボア１２と、機械加工または形成された長手方向移動式の排気ポート１４および吸気ポート１６と、を有する少なくとも一つのシリンダ１０を含む。燃料インジェクタノズル１７は、シリンダの長手方向中心またはその近傍でシリンダ側面を介して開口するインジェクタポート内またはこれに隣り合って配置される。二つのピストン２０、２２はその端面２０ｅ、２２ｅが対向した状態でシリンダのボア１２内に配置されている。便宜上、ピストン２０を、排気ポート１４への近接性により、「排気」ピストンと称し、排気ポートが形成されたシリンダ端部を「排気端部」と称する。同様に、ピストン２２を、吸気ポート１６への近接性により、「吸気」ピストンと称し、シリンダの対応する端部を「吸気端部」と称する。

シリンダ１０などの一つ以上のシリンダを有する対向ピストンエンジンの運転は良く理解され、この点について、図２を参照するに、端面２０ｅ、２２ｅの間で発生する燃焼に応答して、対向ピストンはシリンダにおいて互いに最も近接する位置にきたときに、各々の上死点（ＴＤＣ）位置において互いから離反する。ＴＤＣから離反移動している間、ピストンは、ピストンが互いに最も離反している各下死点（ＢＤＣ）に接近するまで、その対応するポートを閉じた状態にしておく。これらのピストンは排気ポート１４と吸気ポート１６が同期して開閉するように同位相で移動する。或いは、ピストンの一つが他より位相をリードする。この場合、吸気ポートと排気ポートの開閉時間が異なる。

多くの対向ピストン構造では、ピストンの動きに位相オフセットが導入される。図１に示したように、例えば、排気ピストンは吸気ピストンを先導し、排気ピストン２０が下死点（ＢＤＣ）を移動する際は排気ポート１４が開き、その間、吸気ポート１６がまだ閉じた状態にあることによって燃焼ガスが排気ポートから流出するというシーケンスにおいて位相オフセットが、ピストンをＢＤＣ位置の周辺で移動させる。ピストンが互いから離反移動を続けるにつれて、排気ポート１４がまだ開いている間に、吸気ポート１６が開き、加圧された空気のチャージ（「給気」）が強制的にシリンダ１０へ押し込まれ、排気ポート１４から排気ガスを排出する。吸気ポートから給気を受け入れつつも排気ポートを介してシリンダから排気ガスを排気させることを「スカベンジング（掃気）」と呼ぶ。シリンダに入ってくる給気は排気ガスのアウトフロー（外流）と同じ方向（排気ポート方向）へ流れるので、掃気処理は「ユニフロー（単一流れ）掃気」と呼ばれる。

ピストンがそのＢＤＣ位置を通って移動し、そして逆方向に移動するとき、排気ポート１４は排気ピストン２０によって閉じられ、掃気が終わる。吸気ポート１６は開いたままであり、その間、吸気ピストン２２は移動を続けてＢＤＣから離間する。ピストンがＴＤＣ（上死点）へ向かって移動を続ける間（図２）、吸気ポート１６は閉じ、シリンダ内の給気は端面２０ｅ、２２ｅ間で圧縮される。典型的に、給気は、吸気ポート１６を通過しながら旋回してポートが開いている間、掃気を助長し、ポートが閉じた後、空気を噴射燃料に混合させる。燃料（一般に、ディーゼル）は、一つ以上の高圧インジェクタによってシリンダへ噴射される。図１の例を参照するに、渦巻き状の空気（または単に「スワール」）３０は、ボアにおいてシリンダの長手軸線の周りを循環する渦を形成する一般的に螺旋運動を展開する。図２に明確に示したように、ピストンがシリンダボアにおいてそれぞれのＴＤＣ位置へ向かって前進すると、燃料４０は、ピストンの端面２０ｅ、２２ｅ間のボア１２においてノズル１７を介してスワール給気３０へ直接噴射される。給気と燃料のスワール混合は、ピストン２０、２２が各ＴＤＣの近傍にあるときに端面２０ｅと２２ｅ間で画定された燃料室３２において圧縮される。この混合物が点火温度に達すると、燃料が燃料室で発火し、ピストンを互いから離反させ、各ＢＤＣ位置へ向けて駆動させる。

ピストン２０、２２のそれぞれの完全な動き（ＴＤＣからＢＤＣおよびＢＤＣからＴＤＣ）は「ストローク」である。エンジンの完全な動力サイクルはピストンの二つの完全な動きにおいて発生するので、エンジンは「２ストロークエンジン」または「２ストロークサイクルエンジン」と呼ばれる。

図２に示したように、燃料はシリンダの側面を介してシリンダボアへ直接噴射され（「側面直接噴射」）、燃料の動きはボア内の給気の残留スワール（渦巻状）動作と相互作用する。エンジン運転レベルが高くなり、燃焼熱が上昇するにつれて、増量した窒素酸化物（ＮＯｘ）が生成される。しかしながら、近年ますます厳しくなってきた排出規制要件はかなりの量のＮＯｘ削減の必要性を示している。ある方法は、排気再循環（「ＥＧＲ」）によりＮＯｘ排出を削減する。ＥＧＲは、火花点火式の４ストロークエンジン構造および各シリンダ内で動作する単一ピストン付きの２ストローク式圧縮点火式エンジンに組み込まれてきた。対向ピストン２ストロークエンジンのＥＧＲ構造は、特許文献１に教示されている。

しかしながら、現在、ＮＯｘを削減するために、対向ピストン２ストロークエンジンはＥＧＲを具備することができるが、新たな制御戦略として、例えば、冷間始動、低負荷、低周囲温度などの可変エンジン運転条件に応答して尾筒（テイルパイプ）排出（排気）を管理することが必要である。

この点において、ディーゼルエンジンは、排気ガスにＨＣ（炭化水素）、ＣＯ（一酸化炭素）、およびＮＯｘ（窒素酸化物）を変換する触媒処理を施す、後処理システムを備えることができる。触媒材料を機能させるには触媒材料を「着火」レベルまで加熱する必要があった。また、後処理システムは排気ガスから煤を濾し取るディーゼル微粒子捕集フィルタ（ＤＰＦ）も含む。熱エネルギーを適正に再生する温度レベルに到達させるために熱エネルギーを濾し材料へ送出する必要がある。どちらの場合も、熱は排気ガス自体から得られる。しかしながら、エンジンが非運転時の周囲熱状態（「冷間始動時」と呼ばれる）から最初に始動されたとき、排気ガスの熱は触媒材料の活性化および／またはＤＰＦを再生するには不十分であった。現在、設計認証時のみならず実世界の運転条件下における尾筒排気の大部分は、エンジン始動直後、即ち、触媒および濾し取り材料が運転温度に達する前に発生する。多くのアプリケーションにおいて、ディーゼルＦＴＰ‐７５試験では、尾筒排気の５０％を超える排気が冷間始動段階において発生している。（非特許文献１参照。）実際、良好な設計による後処理システムの場合でも、尾筒排気の５０％を越える排気が試験の最初の２００秒以内に発生することを示している。よって、最初のエンジン始動から触媒および濾し取り材料を十分に活用するための熱を有するまでの時間は短縮する必要がある。

米国特許第１３／０６８６７９号明細書（米国特許出願公開２００１／０２８９９１６ Ａ１）

２００６年６月３０日付、ランバード、Ｃ（Ｌａｍｂｅｒｔ．Ｃ）著、「"Ａｄｖａｎｃｅｄ ＣＩＤＩ Ｅｍｉｓｓｉｏｎ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｓｙｓｔｅｍ Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ"（高度なＣＩＤＩ（直接噴射式圧縮着火）排気制御システム開発）」と題されたアメリカ合衆国エネルギー省への提出レポート、整理番号ＤＥ‐ＦＣ２６−０１ Ｔ４１１０３号参照。）

したがって、後処理材料の初期活用を達成するために排気ガスの温度を急速に上昇させることによって冷間始動時の間に対向ピストン２サイクルエンジンを運転させることが望ましい。

ディーゼル冷間始動の別の特徴は、エンジンがアイドリング速度に加速されるときに全体的または部分的な不着火によって十分な燃焼が中断される燃焼不安定性である。したがって、いくつかの態様において、対向ピストン２ストロークエンジンの冷間始動時の排気温度を上昇させる戦略も燃焼安定性を提供するために備えられることが望ましい。

換言すれば、エンジンの燃焼安定性を維持しながらも、変化する運転条件下であってもＥＧＲ搭載の対向ピストン２ストロークエンジンの排気ガスに高温の排気温度を提供することが望ましい。

これらの課題を達成するための戦略は、燃焼安定性を維持しながらも、排気システムへの十分な熱の駆動が可能なように排気温度を制御するためにポート閉口（ＰＣ）直後のシリンダ内のガスの温度を管理することを基本とする。

一部の態様において、排気温度が上昇する際、エンジンは、ポートが閉じた後にシリンダ内で増量した内部残渣を生じる低修正空気送出比によって運転され、これが、シリンダ内で捕捉（保持）された給気の温度も上昇させる。捕捉された給気温度が高くなればなるほど、排気温度も高くなる。

好ましくは、修正された空気送出比は、シリンダへ送られる正規化された質量流量を表している。その際、修正送出比が１ということは、吸気ポートを介して送出された空気の量がシリンダ内部にある質量に等しいことを意味する。

上昇した捕捉温度は、冷間始動時の後処理触媒の迅速な着火、低負荷運転、低周囲温度、着火に十分な高さの触媒温度、および休止および軽負荷を含む可変駆動条件下でディーゼル微粒子捕集フィルタを再生できるだけの高さの排気温度を可能にする。

低修正空気送出比運転モードにおいて、吸気マニホルド圧は、燃焼安定性に十分な空気‐燃焼比に達することが可能な高さレベルに維持される。

各々の下死点位置の近傍に対向ピストンを有する従来技術の対向ピストンエンジンのシリンダを示す部分的側断面図であり、適切には「従来技術」と表記されている。 「従来技術」と表記した、ピストンの端面が燃焼室を画定した各々の上死点位置の近傍に対向ピストンを有する図１のシリンダを示す部分的側断面図であり、適切には「従来技術」と表記されている。 ＥＧＲを有する空気管理システムの態様を例示した対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 対向ピストン２サイクルエンジンのＥＧＲのための好ましい構造を概略的に示す図である。 修正された空気送出比の変化を示すグラフである。 制御変数値に基づいて捕捉された給気温度を管理するための制御ループを示すフロー図である。 捕捉された温度と排気ガス温度の関係を示すグラフである。 スーパーチャージャー再循環ループにおいて給気を冷却するための代替的な構造を概略的に示す図である。 スーパーチャージャー再循環ループにおいて給気を冷却するための代替的な構造を概略的に示す図である。 スーパーチャージャー再循環ループにおいて給気を冷却するための代替的な構造を概略的に示す図である。 スーパーチャージャー再循環ループにおいて給気を冷却するための代替的な構造を概略的に示す図である。 第１番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造の対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第２番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第３番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第４番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第５番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第６番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの高圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第７番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第８番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第９番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第１０番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第１１番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第１２、１３、および１４番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第１２、１３、および１４番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。 第１２、１３、および１４番目の配列の後処理コンポーネントと組み合わせたときの低圧ＥＧＲループ構造を有する対向ピストン２サイクルエンジンを概略的に示す図である。

本明細書に於いて、ピストン対がその端面を対向配置した少なくとも一つのシリンダを有する対向ピストン２サイクルエンジンの構成を以下に説明する。各シリンダはその側壁に形成または機械加工された吸気および排気ポートを含む。この説明は、例示的な実施例にしたがって、様々な排気管理戦略を理解する上での基礎となることを意図して、提供される。

図３において、対向ピストン２サイクルエンジン４９（以下、「対向ピストンエンジン」と称する）は少なくとも一つのシリンダ５０を有している。例えば、対向ピストンエンジンは、１シリンダ、２シリンダ、３シリンダ、４シリンダ、またはそれ以上のシリンダを有している。各シリンダ５０はそれぞれの端部に形成または機械加工されたボア５２や排気ポート５４および吸気ポート５６を有している。排気ポート５４と吸気ポート５６の各々は、互いが隣り合って配設された開口を固体ブリッジにより互いから間隔をとって配設した一つ以上の円周配列開口を含む。（一部の記載では、各開口が「ポート」と呼ばれることもあるが、このような「ポート」の円周配列構造は図３に示したポート構造とほぼ同じである。）排気ピストン６０と吸気ピストン６２はその端面６１、６３が互いに対向配置されている各シリンダボア５２において摺動可能に配置されている。排気ピストン６０はクランクシャフト７１に連結され、吸気ピストンはクランクシャフト７２に連結されている。

シリンダ５０においてピストン６０、６２がそれらのＴＤＣ位置またはその近傍にあるとき、燃焼室はピストン端面６１および６３の間のボア５２において画定される。燃料は、シリンダ５０の側壁を貫通して開口内に配置された少なくとも一つの燃料インジェクタノズル１００を介して燃焼室へ直接噴射される。

更に、図３を参照すると、エンジン４９へ供給される給気、および、エンジン４９によって生成される排気ガスの輸送を管理する空気管理システム５１を含む。代表的な空気管理システムの構造は、給気サブシステムと排気サブシステムを含む。空気管理システム５１において、給気サブシステムは、吸気を受け取り加工処理して給気にする給気源と、給気源に連結して給気をエンジンの少なくとも一つの吸気ポートへ輸送する給気流路と、給気流路に連結されており、エンジンの吸気ポート（複数あり）へ送出する前に、（排気ガスを含み得る）給気を受け取り冷却するための少なくとも一つの空気冷却器と、を含む。このような冷却器は、空気‐液体間および／または空気‐空気間を冷却する装置や他の冷却器を含む。以下、このような冷却器を「給気冷却器」と称する。給気サブシステムはまた、給気流路内の給気を押出してエンジンの吸気ポートへ送るスーパーチャージャー（過給機）を含む。排気サブシステムはエンジンの排気ポートから排気される生成物を排気管へ輸送する排気流路を含む。

図３によれば、好ましい給気サブシステムは、スーパーチャージャー１１０を含み、同スーパーチャージャーは、電動モータ、ギア、チェーン、またはクランクシャフトに連結されたベルト装置によって駆動することができる。スーパーチャージャー１１０は、単速、多速装置、または全変速装置であってよい。一部の態様において、空気管理システム５１は、共軸１２３周りを回転するタービン１２１とコンプレッサ１２２を有するターボチャージャー（過給機）１２０を含む。タービン１２１は排気サブシステムに連結され、コンプレッサ１２２は給気サブシステムに連結される。タービン１２１は固定または可変容量の装置であってよい。ターボチャージャー１２０は、排気ポート５４を出て直接排気ポート５４からまたは排気マニホルド１２５から排気流路１２４へ流れる排気ガスから、エネルギーを抽出する。その際、タービン１２１はそれを通過する排気ガスにより回転する。これによってコンプレッサ１２２が回転し、この回転により吸気が圧縮され、給気が生成される。コンプレッサ１２２による給気出力は導管１２６を通って給気冷却器１２７へ流れ、そこから、スーパーチャージャー１１０によって吸気ポートへポンプ注入される。スーパーチャージャー１１０によって圧縮された空気は、スーパーチャージャーから給気冷却器１２９を通って吸気マニホルド１３０へ出力される。必ずしもそうではないが、好ましくは、多シリンダの対向ピストンエンジンでは、吸気マニホルド１３０は全てのシリンダ５０の吸気ポート５６に連通する吸気プレナムから構成される。

［排気ガス管理］
空気管理構造は、対向ピストンエンジンの一つ以上のポート付きシリンダを介して排気を再循環させることによりＮＯｘ（窒素酸化物）の排出規制を可能にする。再循環された排気ガスが給気に混合されると、ピーク燃焼温度が下がるため、ＮＯｘ排出量が減少する。この処理は排気再循環（「ＥＧＲ」）と呼ばれる。ＥＧＲ構造は、シリンダ外部のＥＧＲ流路に輸送される排気ガスを利用して、図３のバルブ制御再循環流路１３１によって、次に来るストリームを新鮮な吸気に変えることができる。これに代えてまたはこれに加えて、排気と吸気の両方のポートが閉口し、掃気が終わった際、ＥＧＲ処理は、シリンダ５０にトラップ（捕捉）された（または保持された）残留排気を利用することができる。外部に配置されたＥＧＲの場合、排気ガスは流入ストリームの空気へポンプ注入される。ＥＧＲ流路に連通している圧力源は差圧を生成し、この差圧により、ＥＧＲ流路を介して、排気ガスを給気サブシステムへ流入させる。一部の態様によれば、再循環されようとする排気ガスが、給気の吸気ストリームへ供給されるポイントよりも高圧が保証される源から得られる場合は、仮想ポンプが存在する。他の態様によれば、スーパーチャージャー１１０などの活動中のポンプを使用して、再循環されようとする排気ガスを、スーパーチャージャーが吸気ポートにポンプ注入している最中の給気へ、ポンプ注入する方法もある。これらの態様において、スーパーチャージャーの使用は、対向ピストンエンジンにおいてＥＧＲ動作を制御するために、更なる変数を提供する。一部の態様において、再循環された排気ガスは空気‐液体間および／または空気‐空気間を冷却する装置を含む一つ以上の冷却器によって冷却される。他の態様において、再循環された排気ガスは一つ以上の給気冷却器のみによって、または、一つ以上のＥＧＲ冷却器と組み合わせることによって、冷却される。

［ＥＧＲループ構造］
図３に示した対向ピストンエンジン４９は、排気サブシステムからの排気ガスを給気サブシステムへ引き込むＥＧＲループを具備している。（これに限定しないが）具体的なＥＧＲループ構造の例は、図４に示した高圧構造である。その際、高圧ＥＧＲループは、タービン１２１の上流のソースから得られた排気ガスをコンプレッサ１２２の下流の混合点へ循環させる。このＥＧＲループでは、導管１３１とＥＧＲバルブ１３８は、排気マニホルド１２５からの排気ガスの一部がコンプレッサ１２２による給気出力に混合されるように経路を導管１２６へ向ける。排気／空気の混合が必要とされない場合、バルブ１３８は完全に閉じられ排気ガスを全然含まない給気がシリンダへ送出される。バルブ１３８が開くにつれて、増量した排気ガスが給気に混合される。ループは排気ガスに二つの冷却器１２７および１２９の冷却効果を受けさせる。より少ない冷却で効果を奏した場合、排気ガス部分は冷却器１２７の周りでスーパーチャージャー１１０の入力として入れ替わる。この入れ替えが給気冷却器１２９だけで排気ガス部分を冷却するようにする。排気ガスだけを冷却する専用のＥＧＲ冷却器は、バルブ１３８に、またはバルブ１３８の出力ポートとスーパーチャージャー１１０の入力に、直列に組み込まれる。

［保持された排気ガスを使ったＥＧＲ］
排気ガスを給気と混合する別の方法は、排気および吸気ポートが閉じて掃気が終わった後にシリンダにおける排気ガスの残量を捕捉（または保持）することにより、ユニフロー掃気型の対向ピストンエンジン４９において提供される。残留排気ガスは、ＮＯｘ排出量を削減するために有利なポイントになるまで、燃焼初期条件を調整するために使用することができる。ターボ機械の構造にもよるが、低位または中間のエンジン速度および負荷の場合、ユニフロー掃気型の対向ピストンエンジンは不完全な掃気を展開する可能性がある。シリンダ内部の残留排気ガスが高温であるので、新しい給気から得られた温度は実質的に上昇する可能性がある。よって、この方法は部分的なエンジン負荷条件下でＮＯｘを削減するために非常に適している。更に、燃焼発生時において、高くなった給気温度によって上昇した排気ガス温度が生じ、このことは、処理後の触媒の発火やディーゼル微粒子捕集フィルタ材料の再生に有用である。

各サイクルに於いてシリンダへ供給される給気の量は、シリンダ内に残った残留排気ガスの量を変えるために使用することができる。その際、所与のサイクルの動作においてシリンダへ供給された給気量の調整は、次の燃焼発生のためにシリンダにおいて保持された排気ガスの量を「調節」するために使用することができる。図４に示した保持された排気ガスＥＧＲの一つの態様に於いて、バルブ１３９を含む再循環ループ１４８は、スーパーチャージャー１１０に並列に配置される。バルブ１３９はスーパーチャージャー１１０によってシリンダへポンプ注入された給気の量を制御するように動作する。ポンプ注入された給気量の設定は、掃気される排気ガスの量を制御可能にし、結果として、掃気の後に続く任意のシリンダ内で保持される排気ガスの量を制御可能にする。その際、高い吸気マニホルド圧力が所望される場合、バルブ１３９は完全に密閉し、給気はエンジンへ高速で送出される。バルブ１３９が開くにつれて、スーパーチャージャー１１０によってポンプ注入された給気の増量分はスーパーチャージャーの入口へ戻され（再循環され）、これに比例して、エンジンに送出された給気の量を削減する。したがって、給気／燃料比が低下し、任意のシリンダ内に保持された排気ガスの量が増える。保持された排気ガスのＥＧＲの態様によって実現できる利点として、ＮＯｘが削減されること、スーパーチャージャー１１０によってエンジンに掛かるポンプ押出し負荷が削減されること、およびシリンダ内に捕捉された燃焼ガスによる温度の上昇を挙げることができる。

タービン１２１（「背圧」）へ流れる排気ガスに掛かる圧力の上昇は、シリンダ内に残された残留排気ガスの量を変えるために使用することもできる。その際、所与の運転サイクルにおいて背圧の量を調整することを、次の燃焼発生のために、残留排気ガスの量を「調節」するために使用することができる。よって、図４に示したように、保持された排気ガスＥＧＲの別の態様において、可変バルブ４０は排気マニホルド１２５から排気ガス出力に直列に配置される。バルブ１４０の設定はバルブの上流に掛かる背圧に直接影響を与え、ひいては、掃気後の任意のシリンダにおいて保持される排気ガスの量に影響を与える。図４において、バルブ１４０は、尾筒１２８の上流のタービン１２１の出力に直列に配置される。この場合、バルブの設定から得られる任意の背圧は、エンジンの全てのシリンダに分散される。他の態様において、同等のバルブ（図示せず）は、タービン１２１への入力と排気マニホルド１２５の間に直列に配置される。また別の他の態様において、同等のバルブが複数のシリンダのそれぞれのポートの排気マニホルドまたは排気ポートに直列に配置される。

［タービンバイパス構造］
特許文献１の図４に示されているように、バルブ１４４を含むバイパス導管ループ１４３はタービン１２１と並列に配置することができる。バルブ１４４はエンジンからタービン１２１へ流れる排気ガスの量を制御するように動作させることができる。タービン１２１をバイパスするバルブ１４４を設定することは、タービン１２１とコンプレッサ１２２を動作させずに、排気エネルギーを排気管１２８へ排気可能にする。これにより、排気ガスはより高い温度レベルに保たれ、部分的なエンジン負荷条件、例えば、冷間始動時などのエンジンウォームアップの際、（触媒装置および微粒子捕集フィルタに対する）後処理変換効率を高めることができる。更に、部分的エンジン負荷条件下でのエンジン運転時にタービン１２１をバイパスするためにバルブ１４４を設定することは、ターボチャージャー動作量を削減し、より多くの排気ガスをスーパーチャージャー１１０（例えば、バルブ１３８を介して）に対して駆動可能にし、より高温で排気ガスを送出することで後処理変換効率を向上させる。エンジンからタービン１２１へ流れる排気ガスの量を変えるための別の構造は、バルブ１４４の上流で、排気導管１２４において圧力を制御するために可変容量構造を有するタービンを含む。固定容量タービンではなく可変容量タービン（ＶＧＴ）を使用によって、必ずしも、バルブ１４４などのタービンバイパスバルブの必要性がなくならない。ＶＧＴは受容可能な効率で作業している際はその質量流れの範囲は制限される。この範囲を外れると、タービンバイパスバルブは、エンジン４９の質量流れと吸気圧を制御するために使用することができる。

必要に応じて、吸気スロットルバルブ１４１およびタービンバイパスバルブは、再循環排気ガスと新鮮な空気の比率の高精度な制御のために空気管理システムに含むことができる。

［排気構造および制御］
図４に示されたＥＧＲ構造は、ポート閉口の前にシリンダ内で未冷却排気ガスを捕捉（保持）するために本明細書中に説明され例示されている対向ピストンエンジンの空気管理システムで結合されるが、排気ガスはポート閉口前には冷却されシリンダへ提供された再循環排気ガスを含む給気に結合または混合される。ＥＧＲ比と温度を正確に制御するために、保持された排気ガスと再循環された排気ガスの相対的な量を変えることができる。これによって、対向ピストンエンジンの空気管理システムの動作により、相当量の熱が排気サブシステムへ放出されるのを可能にする。その際、修正空気送出比Λ^＊＝ｍ_送出／Ｐ_送出Ｖ_捕捉は、送出された空気ｍ_送出（シリンダに送出された新鮮な空気と外部ＥＧＲ）の質量を、捕捉された給気Ｐ_送出Ｖ_捕捉の質量（ポート閉口時に捕捉された容積を乗算した送出給気の密度）で、除算した比率である。図５は、燃焼室の冷却された新鮮な給気の量（青）を高温の残留給気の量（赤）と比較したものである。修正された空気送出比が増加すると、シリンダにおいて捕捉された新鮮な給気の割合は大きくなるが、直前のサイクルの残留給気の量は減少する。

図５によれば、低修正空気送出比でのエンジン運転は、相当量の内部残留を生じさせ、よって、給気の捕捉温度が上昇する。この運転モードにおいて、軽負荷運転時、低周囲温度運転時、および極端な冷間始動時の間で十分な空気燃料比と良好な燃焼安定性を達成するためには十分に高い吸気マニホルド圧が必要とされる。更に、低修正送出比と高い吸気マニホルド圧を最近の噴射戦略に結びつければ、更に温度を高くすることができる。これによって、触媒の着火および管理に向けての排気の際に相当な温度上昇が生じ、後処理性能に良好な変換効率が達成される。また、このアプローチは、後処理に対する使用中比率の診断テスト要件のみならず、休止および軽負荷を含む全ての駆動条件下でディーゼル微粒子捕集フィルタを再生するために必要とされる温度をサポートする。

この戦略を有効にするために、修正空気送出比を制御し、これによって、捕捉給気の組成を制御することが望ましい。修正空気送出比は主としてエンジンの掃気特徴、吸気マニホルド条件、および排気背圧の関数である。したがって、吸気マニホルド条件は、スーパーチャージャー１１０の速度、再循環バルブ１３９の設定、およびＥＧＲバルブ１３８の設定によって決定される給気ストリーム内へ送出される冷却された外部ＥＧＲの速度に依存する。背圧条件は、背圧バルブ１４０の設定によって制御される。これに加えて又はこれに代えて、背圧は、可変ノズルターボ機構、多段ターボチャージ、またはターボ複合化によって制御することができる。

低負荷運転だけでなく、低周囲温度の間、シリンダにおいて捕捉された給気の温度は低修正送出比を実行することによって大きく上昇する。これによって上昇した排気温度および改良された燃焼安定性を得ることができる。また、低送出比を維持することはポンプ作業量を減らすことから、エンジン単体燃料消費率（Ｂｒａｋｅ Ｓｐｅｃｉｆｉｃ Ｆｕｅｌ Ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎすなわち、ＢＳＦＣ）／燃費節約に有用である。

極度の低冷間始動条件において、低修正送出比は最初の数サイクルのエンジンクランクに使用することができ、シリンダ内の同じ給気の大部分とはいわないまでも、多くを保持する。燃焼するために任意の燃料を導入する前であっても、給気だけでなく燃焼室を加熱する。これは早期不着火に対する始動時と堅牢性を大きく改良する。

休止または低負荷においてＤＰＦ（ディーゼル微粒子捕集フィルタ）を再生している間、より高い排気温度を生じる低送出比は、ディーゼル酸化触媒が炭化水素を変換するのに必要とされる着火温度より高くなることを可能にする。炭化水素は発熱反応を生成して、ＤＰＥにおいて負荷がかかった煤を燃やすのに必要とされる高温を生じる。

例えば、以下の範囲は区別された条件のために使用されている：

図４によれば、修正送出比の制御下で、ＥＧＲループと保持された排気構造を含む排気サブシステムにより対向ピストン２ストロークエンジンを運転するための処理は、ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）１４９によって実施される。ＥＣＵは、バルブ１３８、１３９、および１４０、多速度または可変速度装置を使用する場合はスーパーチャージャー１１０、および、可変容量装置を使用する場合はターボチャージャー１２０を自動的に動作させることによって、特定のエンジン運転条件に応答して修正送出比を維持し変化させる。いうまでもなく、ＥＧＲに使用されるバルブ、スロットル、および関連する要素の動作は、電気的、空気入り、機械式、油圧式作動運転の一つ以上を含むことができる。迅速で正確な自動運転のためには、バルブは連続可変式の設定を有する高速のコンピュータ制御による装置であることが好ましい。各バルブは（ＥＣＵ１４９によって制御されるいくつかの設定に対して）ガスを通すために開いている最初の状態と、ガスが流れないように閉じている第２の状態を有している。

好ましくは、修正送出比ルーチンを含む集積排気制御処理は、再循環された排気ガスに関する一つ以上のパラメータと再循環された排気ガスと給気の混合に関する一つ以上のパラメータに基づいて、本明細書中で説明、例示されているＥＧＲループと、保持された排気構造と、を組み込んだ多機能のＥＧＲシステムを自動的に動作させる。パラメータ値は、個別のパラメータの値と、一つ以上のシリンダにおけるＥＧＲと混合パラメータ一つ以上の比率と、を管理するために、センサ、計算、およびテーブルルックアップのうちの一つ以上の組合せによって決定される。

［排気管理］
図４を参照すると、ターボチャージャーコンプレッサ１２２とスーパーチャージャー１１０の組み合わせは、低い空気／燃料比で安定した燃焼を生成するのに十分な空気を提供する必要がある。同時に、上昇した背圧を排気サブシステムに印加する必要がある。高い吸気マニホルドブースト圧および排気背圧の結果は、低エンジンデルタ圧力（差圧）と燃焼用シリンダに捕捉された相当量の残留ガスによって十分な空気／燃料比のレベルを生じさせる。

これらの結果は、ＥＣＵプログラミングによって実行される制御機械化によって達成することができる。制御機械化の動作は、捕捉された空気／燃料比（「捕捉λ」）、捕捉された燃焼率（Ｂｕｒｎ Ｆｒａｃｔｉｏｎ）（「捕捉ＢＦ」）、および捕捉温度を制御することによって排気管理戦略を可能にする。

ＥＣＵ１４９は全ての利用可能なエンジンセンサを指し示す。センサ値に基づいて現在エンジントルク要求（負荷）とＲＰＭ（エンジン回転数）が決定される。この情報は所望される捕捉シリンダ条件モジュールへ送られる。このモジュールにおいて、所望されるポート閉口時の捕捉λとポート閉口時の捕捉ＢＦ（燃焼率）は、所望される性能、排出、および温度目標値に合うように、エンジントルクとＲＰＭによってインデックス付けされたルックアップテーブル（マップ）に基づいて、決定される。これらのマップはエンジン動力計試験に基づいて予め入力され、ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）１４９に格納される。

推定値が実捕捉値λ、実捕捉値ＢＦ、および実捕捉温度からなる。図６Ａに示されたルーチンに基づいて、実際の捕捉条件と所望の捕捉条件を比較する。各々の差の絶対値が閾値より大きい場合、ルーチンはこの差が許容限界内に収まるように調整する。新鮮な空気の流れまたは吸気マニホルド圧においてこの調整はスーパーチャージャーアクチュエータ出力を制御することにより行われる。例えば、スーパーチャージャーが連続的に可変駆動装置によって駆動される場合、ルーチンは駆動比率を変える。スーパーチャージャーが固定駆動比率によって駆動される場合、ルーチンは再循環バルブ１３９の設定を変える。捕捉ＢＦの制御は、実捕捉値ＢＦと所望ＢＦの誤差を最小にするためにＥＧＲバルブ１３８を用いてＥＧＲ流量を変化させることによって可能となる。捕捉λと捕捉ＢＦの誤差が最小化されると、その後、ルーチンは実捕捉温度を所定の値と比較する。捕捉温度の所定値は、エンジン動力計試験に基づいて決定され、その値がＥＣＵに格納される。実捕捉温度が所定温度と大きく異なることが判明した場合、その後、戦略は（例えば、背圧バルブ１４０によって）背圧を調整し、所望の捕捉λおよび所望の捕捉ＢＦを再循環させるためにループバックする。その後、ルーチンは、スーパーチャージャー出力とＥＧＲバルブ位置を再調整する。この再調整は、エンジンが一つの運転ポイント（エンジン負荷および速度）から別の運転ポイント（エンジン負荷および速度）へ遷移する際に連続的に反復される。

通常の運転条件とウォームアップ運転条件の差が図６Ｂに示されており、図６は、シリンダ内にある間の給気の温度プロファイルを示している。図６Ｂによれば、ウォームアップモード戦略は、始動温度および終了温度を上げながら、より低いピーク温度を提供している。捕捉温度と単シリンダ試験エンジンを測定したときの排気温度との関係が図６Ｃに示されている。

［他のスーパーチャージャー再循環の実施形態］
スーパーチャージャー１１０は給気流れとＥＧＲ流れを駆動するために対向ピストンエンジン４９を横切って正圧差を生成するために使用される。吸気マニホルドと排気マニホルドの間の圧力差を制限するために必要に応じて再循環バルブ１３９によってスーパーチャージャー１１０を動作させる際、スーパーチャージャーの出口からの再循環流れの温度は、スーパーチャージャー入口への新鮮な給気流れの温度より高くなる。その後、より高温のガスが入口給気流れに混じって、スーパーチャージャーへの空気の流れの温度を上昇させる。いくつかの態様では、このバイパスフローは、スーパーチャージャーがいくつかの所望の条件によるそのハードウェア制限より高い温度に曝されないように冷却される。その際、再循環ループ１４８は、スーパーチャージャー１１０の下流の給気流路に接続された入口、スーパーチャージャー１１０の上流の給気流路に接続された出口、および入口と出口の間の可変バルブ１３９を有する構造を有している。バルブ１３９に直列に接続されている入口と出口の間に配設された空気冷却器は、スーパーチャージャーの出口から入口まで再循環する給気を冷却する。例えば、図７Ａにおいて、再循環ループ１４８の出力は、冷却器１２７の上流の給気流内へ送られる。図７Ｂにおいて、バルブ１３９への入力は、冷却器１２９の下流の給気流から送られる。図７Ｃにおいて、バルブ１３９への入力は、冷却器１２９の下流の給気流から送られ、再循環ループ１４８の出力は冷却器１２７の上流の給気流へ送られる。図７Ｄにおいて、バルブ１３９専用の冷却器１５０は、バルブ１３９の上流または下流の再循環ループ１４８内に配置される。

［ＥＧＲと後処理の組み合わせ］
図４のＥＧＲ構造は、高圧ＥＧＲループを含む。或いは、同じ効果を得るために低圧ＥＧＲループを使用することができる。その際、低圧ＥＧＲループはタービン１２１の下流の供給源から得られた排気ガスをコンプレッサ１２２の上流の混合点へ向けて循環させる。更に、後処理コンポーネントの様々な構成は、上述の方法で運転される対向ピストン２ストロークエンジンに対する高圧および低圧ＥＧＲループ構造に組み合わせることができる。後処理コンポーネントは、ディーゼル酸化触媒方式（ＤＯＣ）、選択触媒還元方式（ＳＣＲ）、およびディーゼル微粒子捕集方式（ＤＦＲ）の装置を含む。

図８は、高圧ＥＧＲループと、タービンの前に排気流に配置されたＤＯＣおよびＤＰＦと、を含む排気サブシステム構造を示している。この構造は、より高い排気温度がＤＯＣおよびＤＰＦを通過するのを可能にし、よってＤＰＦにおける煤の再生が改良され、この構成はまた、ＤＯＣの着火時間を改良する。タービンの前のより高い圧力もまた、排気流の密度を上げ、後処理（この場合はＤＯＣおよびＤＰＦ）によって生じる背圧を最小限にする。

図９は、高圧ＥＧＲループと、タービンの上流に位置するＤＯＣ、ＳＣＲ、およびＤＰＦと、を含む排気サブシステムの構造を示している。

図１０はＳＣＲがＤＯＣとＤＰＦの後ろに配置されている以外は図９と同様である。

図１１は、高圧ＥＧＲループと、ＥＧＲ取り出し位置の上流に配置されたＤＯＣ‐ＤＰＦと、を含む排気サブシステム構造を示している。このサブシステムは、全ての排気流が、ＤＯＣ‐ＤＰＦ、およびＥＧＲを通過し、下流で取り出され、ＤＯＣ‐ＤＰＦによって煤、炭化水素、一酸化炭素（ＣＯ）がきれいにされる点において、図８のシステムとは異なる。この構造は、煤や未燃炭化水素によって汚染されないという給気サブシステムにとって有利な条件を提供する。

図１２および図１３は、後処理装置の両セットがＥＧＲ取り出しポイントより前で様々な順序で配置されている以外は、図１１と同様の排気サブシステム構造を示している。但し、ＳＣＲがＤＰＦより前に配置されている図１２の場合、炭化水素および一酸化炭素を調整するためには、ＳＣＲの前に更なるＤＯＣが必要とされることに留意されたい。

図１４は、専用ＥＧＲ冷却器を有する低圧ＥＧＲループを含む排気サブシステム構造を示している。これによって、いろいろな大きさのターボチャージャーとスーパーチャージャーが選択可能になるので、いくつかのアプリケーションにとってより有利である。ＥＧＲの駆動圧を高めるために使用するコンプレッサ入口の上流に背圧バルブを追加したことに留意されたい。

図１５は、ＥＧＲバルブがＥＧＲ冷却器の下流に設置されている以外は、図１４の排気サブシステム構造と略同様の排気サブシステム構造を示している。

図１６は、ＤＯＣ‐ＤＰＦとＳＣＲが共に、タービンの上流に配置されている専用ＥＧＲ冷却器を有する低圧ＥＧＲループを含む排気サブシステム構造を示している。

図１７は、ＳＣＲとＤＰＦが入れ替わり、ＤＯＣをＳＣＲより前に追加したこと以外は、図１６と同様の排気サブシステム構造を示している。

図１８は、専用ＥＧＲ冷却器を有する低圧ＥＧＲループと、タービンの後に配置されたＳＣＲの後から取り出された入力と、を含む排気サブシステム構造を示している。

図１９、２０、および２１は、後処理装置がタービンの後に配置されている専用ＥＧＲ冷却器を有する低圧ＥＧＲループを含む排気サブシステム構造を示している。各ケースがＥＧＲに対する後処理配置と取り出しポイントの異なる組み合わせを示している。ＥＧＲループがＤＰＦの下流で常にサンプリングされることに留意されたい。これは、コンプレッサホイルを煤から保護するために必要とされる。

以上、排気管理戦略を二つのクランクシャフトを有する対向エンジンについて説明してきたが、これらの構造は一つ以上のクランクシャフトを有する対向ピストンエンジンにも適用可能であることが理解されよう。更に、これらの戦略の様々な態様が、ポート付きシリンダを対向配置した対向ピストンエンジンおよび／または一つ以上のクランクシャフトの一方に配置した対向ピストンエンジンにも適用可能である。したがって、これらの構造に与えられた保護は、以下の特許請求の範囲によってのみ限定される。

Claims (2)

1. ２ストロークの対向ピストンエンジンを運転する方法であって、
   前記２ストロークの対向ピストンエンジンは、排気および吸気ポートを有する少なくとも一つのシリンダと、前記エンジンの少なくとも一つの吸気ポートへ給気を提供するための給気流路と、前記エンジンの少なくとも一つの排気ポートから排気を受け取るための排気流路とを含み、
   前記２ストロークの対向ピストンエンジンは、
   前記排気流路に連結されたループ入力、及び、前記給気流路に連結されたループ出力を有する排気再循環（ＥＧＲ）ループと、
   前記給気流路内で給気をポンプ押出しするように動作可能なスーパーチャージャーと、
   前記給気流路に連結された給気出力、前記排気流路に連結されたタービン入力、及び、排気出力に連結されたタービン出力を有するターボチャージャーと、
   前記タービン出力と前記排気出力との間に直列に連結され、前記排気流路に作用する背圧を生じる状態に設定可能である背圧バルブと、をさらに備え、
   前記方法は、
   前記エンジンの少なくとも一つのポート付きシリンダにおいて排気ガスを生成するステップと、
   前記排気流路を介して前記ポート付きシリンダの排気ポートから排気ガスを輸送するステップと、
   前記排気流路から前記ＥＧＲループを通して前記排気ガスの一部を再循環させるステップと、
   前記給気流路内で再循環排気ガスを新鮮な空気と混合して給気を生成するステップと、
   前記スーパーチャージャーで前記給気流路内の給気をポンプ押出しするステップと、
   前記ポート付きシリンダの吸気ポートを介してポンプ注入された前記給気を提供するステップと、
   前記背圧バルブで前記排気流路へ背圧を印加するステップと、
   空気送出比（Λ^＊）が０．４≦Λ^＊≦１．０の範囲の値を有するように、前記吸気および排気ポートの閉口に応答して、前記シリンダにおいて給気と排気ガスを捕捉するステップであって、ここで、Λ^＊＝ｍ_送出／Ｐ_送出Ｖ_捕捉であり、ｍ_送出が前記吸気ポートを介して提供された加圧給気（送出された給気）の総質量であり、Ｐ_送出Ｖ_捕捉が前記排気および吸気ポートの閉口時に捕捉された容積を乗算した送出給気の密度である、ステップと、
   捕捉された給気及び排気ガスで前記排気流路において後処理触媒を着火するステップと、
   を含む、方法。
2. 前記エンジンの冷間始動時が０．４≦Λ^＊≦０．５である請求項１に記載の対向ピストン２サイクルエンジン運転方法。

Images