JP7423420B2 - diesel engine - Google Patents
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Description
本発明は、ディーゼルエンジンに関する。 The present invention relates to a diesel engine.
ディーゼルエンジンの燃焼室の形状に関して数多くの特許が出願されているが、燃焼室の形状のみで好適なエンジンの構造を定めたものが多く、燃焼室の形状と燃料の噴霧性状との関係からエンジンの構造は十分に検討されていない。 Many patents have been filed regarding the shape of the combustion chamber of a diesel engine, but most of them define the suitable engine structure only based on the shape of the combustion chamber, and the relationship between the shape of the combustion chamber and the spray properties of the fuel makes it difficult to determine the engine structure. The structure of has not been sufficiently studied.
例えば、燃料噴射弁の先端部の中心を通る中心軸からピストンヘッドのキャビティのリップ部における最も径方向内側に突出した部分までを結んだ距離をリップ半径Ｒ（ｍｍ）、噴孔の軸方向長さを噴孔長Ｌ（ｍｍ）、噴孔の直径を噴孔径Ｄ（ｍｍ）、シリンダの半径をボア半径Ｂ（ｍｍ）としたとき、これら各値が所定の関係を満たすように設定されたディーゼルエンジンが開示されている（特許文献１）。当該技術では、中・高負荷運転領域で噴霧火炎先端がキャビティの壁面の到達した時点での噴霧先端速度を５０ｍ／ｓ以上にすることで、壁面衝突後にキャビティ側壁から底面に沿ってキャビティ中心部へ縦渦を描きながら噴霧火炎を到達させることで、キャビティの中央部の空気と噴霧火炎を混合させてスートの発生量を低減させている。 For example, the lip radius R (mm) is the distance from the central axis passing through the center of the tip of the fuel injector to the most radially inward protruding part of the lip of the piston head cavity, and the axial length of the nozzle hole. When the length is the nozzle hole length L (mm), the nozzle hole diameter is the nozzle hole diameter D (mm), and the cylinder radius is the bore radius B (mm), each of these values was set to satisfy a predetermined relationship. A diesel engine has been disclosed (Patent Document 1). In this technology, by increasing the speed of the spray flame tip to 50 m/s or more when the spray flame tip reaches the wall surface of the cavity in a medium/high load operation region, the spray flame reaches the center of the cavity from the side wall of the cavity along the bottom surface after colliding with the wall surface. By reaching the spray flame while creating a vertical vortex, the air in the center of the cavity mixes with the spray flame, reducing the amount of soot generated.
上記従来技術は、乗用車等の比較的ボア径が小さく、圧縮比が低いディーゼル機関に適する技術である。しかしながら、ボア径が１００ｍｍを超え、圧縮比が２０以上に設定されるエンジンには適用することが難しい。すなわち、ボア径が大きいエンジンで従来技術と同じ噴霧・燃焼室形状を相似的に拡大するためには燃料噴射圧を相似比の２乗で大きくすることが求められるために困難である。大径ボアのエンジンでは燃焼室を比較的浅皿にする必要があり、従来技術のような縦渦を描くようなピストンキャビティ深さを確保することは難しい。さらに、熱効率を向上するために圧縮比を２０前後まで上げると、燃焼室形状はさらに浅くする必要が生じる。 The above-mentioned conventional technology is suitable for diesel engines with relatively small bore diameters and low compression ratios, such as those used in passenger cars. However, it is difficult to apply this method to engines whose bore diameter exceeds 100 mm and whose compression ratio is set to 20 or more. That is, in order to expand the spray/combustion chamber shape similar to that of the prior art in an engine with a large bore diameter, it is difficult to increase the fuel injection pressure by the square of the similarity ratio. In engines with large diameter bores, the combustion chamber must be made into a relatively shallow dish, and it is difficult to ensure the depth of the piston cavity to draw a vertical vortex as in the prior art. Furthermore, if the compression ratio is increased to around 20 in order to improve thermal efficiency, the shape of the combustion chamber will need to be made even shallower.
本発明の１つの態様は、直接噴射式のディーゼルエンジンであって、ピストンヘッドに設けられた凹状のキャビティが段付き部を有し、シリンダヘッドと前記ピストンヘッドとの間に形成される燃焼室の空間を前記ピストンヘッドの径方向に沿って前記段付き部より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での前記外側の燃料分配割合が３０％以上となるように前記燃焼室の形状と前記燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けられていることを特徴とするディーゼルエンジンである。 One aspect of the present invention is a direct injection diesel engine, in which a concave cavity provided in a piston head has a stepped portion, and a combustion chamber is formed between a cylinder head and the piston head. The space is divided into two areas outside and inside the stepped part along the radial direction of the piston head, and the crank angle after top dead center is 10 degrees under operating conditions of 70% or more of the full load. The diesel engine is characterized in that the combustion chamber has a shape and an injection part that injects fuel into the combustion chamber is provided so that the fuel distribution ratio on the outside is 30% or more.
ここで、前記外側の燃料分配割合は、３０％以上４０％以下であることが好適である。 Here, it is preferable that the fuel distribution ratio on the outside is 30% or more and 40% or less.
また、ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下であり、圧縮比は１９．５以上２１．５以下であり、前記噴射部のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下であり、噴孔数は８以上１４以下であり、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であり、リップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることが好適である。 Further, the bore diameter is 110 mm or more and 114 mm or less, the compression ratio is 19.5 or more and 21.5 or less, the nozzle hole diameter of the nozzle of the injection part is 0.14 mm or more and 0.17 mm or less, and the number of nozzle holes is 8 or more and 14 or less, the cone angle of the nozzle is 151° or more and 157° or less, the lip diameter is 64.5 mm or more, the cavity diameter is 65.5 mm or more, and the outer diameter of the stepped part is 79 The depth of the stepped portion is preferably 3.5 mm or more.
また、前記噴射部から前記燃焼室へ噴射される燃料は、前記噴射部の前記ノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がるとして前記外側の燃料分配割合が計算されたものであることが好適である。 Further, the fuel distribution ratio on the outside is calculated assuming that the flow of the fuel injected from the injection part into the combustion chamber is curved in a range of 10 mm or more and 15 mm or less from the outlet of the nozzle of the injection part. is suitable.
本発明によれば、ディーゼルエンジンにおける燃費が改善され、排気中のスモークを低減させることができる。 According to the present invention, fuel efficiency in a diesel engine can be improved and smoke in exhaust gas can be reduced.
本発明の実施の形態におけるディーゼルエンジン１００は、図１に示すように、シリンダブロック１０に形成されたシリンダボア１２、シリンダボア１２内を往復運動するピストン１４、シリンダブロック１０の上部にガスケット１６を挟んで取り付けられたシリンダヘッド１８を含んで構成される。本実施の形態では、ディーゼルエンジン１００は、直噴式ディーゼルエンジンとして説明する。 As shown in FIG. 1, a diesel engine 100 according to an embodiment of the present invention includes a cylinder bore 12 formed in a cylinder block 10, a piston 14 that reciprocates within the cylinder bore 12, and a gasket 16 sandwiched in the upper part of the cylinder block 10. It includes a cylinder head 18 attached thereto. In this embodiment, diesel engine 100 will be described as a direct injection diesel engine.
シリンダヘッド１８には、燃焼室２０に連通する吸気ポート２２及び排気ポート２４が設けられる。吸気ポート２２には吸気弁２６が設けられる。排気ポート２４には排気弁２８が設けられる。また、シリンダヘッド１８には、燃料を燃焼室２０内に噴射するための燃料噴射弁（インジェクタ）２９が設けられる。 The cylinder head 18 is provided with an intake port 22 and an exhaust port 24 that communicate with the combustion chamber 20 . The intake port 22 is provided with an intake valve 26 . The exhaust port 24 is provided with an exhaust valve 28 . Further, the cylinder head 18 is provided with a fuel injection valve (injector) 29 for injecting fuel into the combustion chamber 20 .
シリンダボア１２、シリンダヘッド１８、ピストン１４とで囲まれた空間がディーゼルエンジン１００の燃焼室２０を形成する。また、ピストン１４のピストンヘッド１４ａには、凹状のキャビティ１４ｂが形成される。 A space surrounded by the cylinder bore 12, cylinder head 18, and piston 14 forms a combustion chamber 20 of the diesel engine 100. Further, a concave cavity 14b is formed in the piston head 14a of the piston 14.
ディーゼルエンジン１００では、ピストン１４が圧縮上死点（クランク角＝０°）付近に位置するタイミングで燃料噴射弁２９から燃焼室２０内に燃料が噴射される。燃焼室２０内に噴射された燃料は自着火して燃焼する。燃料の燃焼により、燃焼室２０内の圧力が上昇し、ピストン１４が押し下げられて往復運動に変換される。 In the diesel engine 100, fuel is injected into the combustion chamber 20 from the fuel injection valve 29 at a timing when the piston 14 is located near compression top dead center (crank angle=0°). The fuel injected into the combustion chamber 20 self-ignites and burns. The combustion of the fuel increases the pressure within the combustion chamber 20, pushing down the piston 14 and converting it into a reciprocating motion.
図２は、２つの燃焼室２０（燃焼室１及び燃焼室２）の形状と燃料噴射弁２９の配置を示す。図２において、燃焼室１の形状は濃い実線で示し、燃焼室２の形状は薄い実線で示した。ピストンヘッド１４ａに設けられた凹状のキャビティ１４ｂの形状を変えることによって燃焼室１及び燃焼室２の２つの燃焼室２０の構成を検討した。 FIG. 2 shows the shapes of the two combustion chambers 20 (combustion chamber 1 and combustion chamber 2) and the arrangement of the fuel injection valves 29. In FIG. 2, the shape of the combustion chamber 1 is shown by a dark solid line, and the shape of the combustion chamber 2 is shown by a thin solid line. The configurations of the two combustion chambers 20, combustion chamber 1 and combustion chamber 2, were studied by changing the shape of the concave cavity 14b provided in the piston head 14a.
シリンダヘッド１８に設けられた燃料噴射弁２９において、シリンダヘッド１８の下面から燃料噴射弁２９のノズルが突き出した量をノズル突出量とした。 In the fuel injection valve 29 provided in the cylinder head 18, the amount by which the nozzle of the fuel injection valve 29 protruded from the lower surface of the cylinder head 18 was defined as the nozzle protrusion amount.
図３に示すように、キャビティ１４ｂの底部は、ピストンヘッド１４ａの中心から外側に向けて緩やかに凹みを構成するように傾斜した第１領域３０を有する。言い換えると、第１領域３０によって、ピストンヘッド１４ａの外側から中心に向けて凸部が構成される。また、キャビティ１４ｂは、第１領域３０から連続して外側に向かって曲線状に立ち上がった第２領域３２が設けられる。また、第２領域３２から連続して立ち上がりながら外側から内側に向かって曲線状に突出したリップ部を含む第３領域３４が設けられる。また、第３領域３４から連続して外側から内側に向かって略平坦な領域と外側に向かって曲線状に立ち上がった領域を含む第４領域３６が設けられる。第４領域３６は、キャビティ１４ｂにおける段付き部を構成する。さらに、第４領域３６に連続してピストンヘッド１４ａの外周まで略平坦な第５領域３８が設けられる。第５領域３８は、シリンダヘッド１８の下面との間の空間であるスキッシュエリアを構成する。 As shown in FIG. 3, the bottom of the cavity 14b has a first region 30 that is gently sloped outward from the center of the piston head 14a. In other words, the first region 30 forms a convex portion from the outside toward the center of the piston head 14a. Further, the cavity 14b is provided with a second region 32 that continues from the first region 30 and rises in a curved shape toward the outside. Further, a third region 34 is provided that includes a lip portion that rises continuously from the second region 32 and protrudes in a curved manner from the outside toward the inside. Further, a fourth region 36 is provided continuously from the third region 34, including a generally flat region from the outside toward the inside and a region that rises in a curved shape toward the outside. The fourth region 36 constitutes a stepped portion in the cavity 14b. Further, a fifth region 38 that is substantially flat and continuous to the fourth region 36 is provided to the outer periphery of the piston head 14a. The fifth region 38 constitutes a squish area, which is a space between the fifth region 38 and the lower surface of the cylinder head 18 .
なお、本実施の形態では、図２及び図３に示すように、キャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）より内側の空間をキャビティ１４ｂの内側の領域とし、外側の空間をキャビティ１４ｂの外側の領域とする。 In this embodiment, as shown in FIGS. 2 and 3, the space inside the innermost point (lip tip) of the third region 34 of the cavity 14b is defined as the inner region of the cavity 14b, and the outer space is defined as the innermost region of the cavity 14b. This is the area outside the cavity 14b.
図２に示すように、燃焼室１のキャビティ１４ｂは、燃焼室２に比べて第１領域３０の傾斜が緩く、燃焼室２に比べて第２領域３２～第４領域３６は若干内側へ寄った形状とした。なお、シリンダヘッド１８の下面とピストンヘッド１４ａのキャビティ１４ｂとの間に形成される燃焼室１と燃焼室２の容積は略等しくなるようにした。 As shown in FIG. 2, in the cavity 14b of the combustion chamber 1, the slope of the first region 30 is gentler than that of the combustion chamber 2, and the second region 32 to the fourth region 36 are slightly closer to the inside than the combustion chamber 2. It has a shape. The volumes of the combustion chambers 1 and 2, which are formed between the lower surface of the cylinder head 18 and the cavity 14b of the piston head 14a, are approximately equal.
なお、ディーゼルエンジン１００は以下の構成とすることが好適である。ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下、圧縮比は１９．５以上２１．５以下とすることが好適である。また、燃料噴射弁２９のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下、噴孔数は８以上１４以下、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であることが好適である。また、キャビティ１４ｂのリップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることが好適である。なお、本実施の形態では、図３に示すように、キャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）の内径をリップ径とし、キャビティ１４ｂの第２領域３２～第４領域３６の最外点の内径をキャビティ径とする。 Note that the diesel engine 100 preferably has the following configuration. It is preferable that the bore diameter is 110 mm or more and 114 mm or less, and the compression ratio is 19.5 or more and 21.5 or less. Further, it is preferable that the nozzle diameter of the fuel injection valve 29 is 0.14 mm or more and 0.17 mm or less, the number of injection holes is 8 or more and 14 or less, and the cone angle of the nozzle is 151° or more and 157° or less. Further, the lip diameter of the cavity 14b is 64.5 mm or more, the cavity diameter is 65.5 mm or more, the outer diameter of the stepped portion is 79.5 mm or more, and the depth of the stepped portion is 3.5 mm or more. It is preferable that In this embodiment, as shown in FIG. 3, the inner diameter of the innermost point (lip tip) of the third region 34 of the cavity 14b is taken as the lip diameter, and the inner diameter of the second region 32 to the fourth region 36 of the cavity 14b is defined as the lip diameter. Let the inner diameter of the outermost point be the cavity diameter.
図２に示した２つの燃焼室２０の形状と燃料噴射弁２９の配置において、熱効率及び排気中のスモークの特性を調べた。図４及び図５は、燃料噴射弁２９のノズルの突出量（横軸）を２．４ｍｍから１．８ｍｍへ変化させたときの燃費（ＢＳＦＣ）とスモークの実測結果を示す。図４及び図５において、燃焼室１に対する結果を四角印で示し、燃焼室２に対する結果を丸印で示した。 Thermal efficiency and smoke characteristics in exhaust gas were investigated for the shapes of the two combustion chambers 20 and the arrangement of the fuel injection valves 29 shown in FIG. 2. 4 and 5 show actual measurement results of fuel consumption (BSFC) and smoke when the nozzle protrusion amount (horizontal axis) of the fuel injection valve 29 was changed from 2.4 mm to 1.8 mm. In FIGS. 4 and 5, the results for combustion chamber 1 are shown by square marks, and the results for combustion chamber 2 are shown by circles.
ここで、ディーゼルエンジン１００は、ボア径１１２ｍｍの４気筒エンジンとした。また、圧縮比は２０．５、燃料噴射弁２９のノズルの諸元が直径０．１４６ｍｍ×１２孔、ノズルコーン角１５３゜とした。ディーゼルエンジン１００の回転数は２３００ｒｐｍ、８０％負荷の運転条件において燃料噴射圧は１７０ＭＰａ、噴射開始時期は上死点後（ＡＴＤＣ）の－９゜、噴射終了時期は上死点後（ＡＴＤＣ）の約１６゜とした。外部ＥＧＲ率はゼロ、空気のみ吸気した。空気と燃料の質量比Ａ／Ｆは２５．６とした。 Here, the diesel engine 100 was a four-cylinder engine with a bore diameter of 112 mm. Further, the compression ratio was 20.5, the specifications of the nozzle of the fuel injection valve 29 were 0.146 mm in diameter x 12 holes, and a nozzle cone angle of 153°. The rotational speed of the diesel engine 100 is 2300 rpm, the fuel injection pressure is 170 MPa under the operating condition of 80% load, the injection start time is -9° after top dead center (ATDC), and the injection end time is after top dead center (ATDC). The angle was approximately 16°. The external EGR rate was zero, and only air was taken in. The air to fuel mass ratio A/F was 25.6.
燃料噴射弁２９のノズルの突出量は、シリンダヘッドの下面と燃料噴射弁２９のノズル先端との上下方向の距離である。燃料噴射弁２９のノズル突出量が２．４ｍｍにおける噴孔の中心位置は、シリンダ中心軸から半径方向に約１．４ｍｍ、シリンダヘッドの下面より約１．２ｍｍ下方に位置するものとした。図４及び図５において、この運転条件での目標値を破線で示した。 The amount of protrusion of the nozzle of the fuel injection valve 29 is the distance in the vertical direction between the lower surface of the cylinder head and the nozzle tip of the fuel injection valve 29. When the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 was 2.4 mm, the center position of the nozzle hole was located about 1.4 mm in the radial direction from the cylinder center axis and about 1.2 mm below the lower surface of the cylinder head. In FIGS. 4 and 5, the target value under this operating condition is shown by a broken line.
図４及び図５において、燃焼室１ではノズル突出量２．１ｍｍ以下で、燃焼室２ではノズル突出量を１．８ｍｍまで小さくすると目標値に到達した。 In FIGS. 4 and 5, the target value was reached when the nozzle protrusion amount in combustion chamber 1 was reduced to 2.1 mm or less, and when the nozzle protrusion amount was reduced to 1.8 mm in combustion chamber 2.
ノズル突出量によって燃費とスモークに変化が生ずる原因を検討した結果、燃料噴射弁２９からの燃料の噴霧が上下方向に曲げられることにあることが分かった。すなわち、キャビティ１４ｂの上面とシリンダヘッド１８の下面とに挟まれる状況によって、燃料噴射弁２９から噴射された燃料の流れの方向が上下方向に曲げられる角度（以下、噴霧曲がり角という。）が大きく影響されることが判明した。 As a result of examining the cause of the change in fuel efficiency and smoke due to the amount of nozzle protrusion, it was found that the fuel spray from the fuel injection valve 29 is bent in the vertical direction. In other words, the angle at which the direction of the flow of fuel injected from the fuel injection valve 29 is bent in the vertical direction (hereinafter referred to as the spray bending angle) is greatly influenced by the situation in which it is sandwiched between the upper surface of the cavity 14b and the lower surface of the cylinder head 18. It turned out that it was.
例えば、上記の好適なディーゼルエンジン１００の構成において、燃料噴射弁２９から燃焼室へ噴射される燃料は、燃料噴射弁２９のノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がることが噴霧運動量理論から計算される。 For example, in the configuration of the above-described preferred diesel engine 100, the spray momentum of the fuel injected into the combustion chamber from the fuel injection valve 29 is such that the flow curves in a range of 10 mm or more and 15 mm or less from the nozzle outlet of the fuel injection valve 29. Calculated from theory.
図６は、噴霧運動量理論から計算した噴霧曲がり角の変化を示す。図７は、噴霧運動量理論から計算したクランク角度が上死点後の１０゜にあるときのキャビティ１４ｂの外側への燃料分配割合（以下、外側燃料配分割合という）の計算結果を示す。図７は、噴霧曲がり角が無い場合におけるクランク角度が上死点後の１０゜にあるときのキャビティ外側への燃料分配割合も示す。図６及び図７において、燃焼室１に対する結果を四角印で示し、燃焼室２に対する結果を丸印で示した。 FIG. 6 shows the change in spray bending angle calculated from spray momentum theory. FIG. 7 shows the calculation result of the fuel distribution ratio to the outside of the cavity 14b (hereinafter referred to as the outside fuel distribution ratio) when the crank angle calculated from the spray momentum theory is 10 degrees after the top dead center. FIG. 7 also shows the proportion of fuel distributed to the outside of the cavity when the crank angle is 10 degrees after top dead center in the absence of a spray bend. In FIGS. 6 and 7, the results for combustion chamber 1 are shown by square marks, and the results for combustion chamber 2 are shown by circles.
図４及び図５に示したように、燃料噴射弁２９のノズルの突出量を変更すると、燃費及び排気中のスモークの変化の傾きは燃焼室１の構成の場合に対して燃焼室２の構成の場合の方が急になる。図６を参照すると、燃焼室２の構成において、燃料噴射弁２９のノズルの突出量による噴霧曲がり角の変化幅が大きくなることと相関があると推察される。 As shown in FIGS. 4 and 5, when the protrusion amount of the nozzle of the fuel injection valve 29 is changed, the slope of the change in fuel efficiency and smoke in the exhaust gas is different from that for the combustion chamber 2 configuration compared to the combustion chamber 1 configuration. It becomes steeper in the case of . Referring to FIG. 6, in the configuration of the combustion chamber 2, it is presumed that there is a correlation with the increase in the variation width of the spray bending angle due to the amount of protrusion of the nozzle of the fuel injection valve 29.
図７を参照すると、噴霧曲がり角が無い場合、燃焼室１及び燃焼室２の２つの間で外側燃料分配割合の差が僅かである。すなわち、噴霧曲がり角が無いと仮定すると、図４及び図５に示したエンジンの運転試験の結果の差を説明できない。これに対して、噴霧曲がり角を考慮して外側燃料分配割合を計算すると、図７に示すように、燃焼室１及び燃焼室２の２つの間で差が大きくなり、燃焼室１より燃焼室２の方が変化の傾きが大きいという結果となった。すなわち、噴霧曲がり角を考慮すると、図４及び図５に示したエンジンの運転試験の結果の差を説明できる。 Referring to FIG. 7, in the absence of a spray bend, there is a small difference in the outer fuel distribution ratio between the two combustion chambers 1 and 2. That is, assuming that there is no spray bending angle, the difference between the results of the engine running tests shown in FIGS. 4 and 5 cannot be explained. On the other hand, when calculating the outer fuel distribution ratio in consideration of the spray bending angle, the difference between the two combustion chambers 1 and 2 becomes larger, as shown in FIG. The results showed that the slope of change was larger. That is, considering the spray bending angle, the difference between the engine running test results shown in FIGS. 4 and 5 can be explained.
燃料噴射弁２９のノズルの突出量を大きくして２．４ｍｍとすると、図４に示すように、燃焼室２より燃焼室１において燃費が向上する。その理由として、燃焼室１では燃焼室２に比べて外側燃料分配割合が高くなり、キャビティ１４ｂの段付き部の火炎の平均当量比が１よりも高い弱リッチ側となって火炎温度が低下したためと推測される。また、図５に示すように、燃焼室１で燃焼室２よりスモークが低下した。その理由として、燃焼室１では燃焼室２に比べて、キャビティ１４ｂの段付き部の弱リッチ火炎がピストン下降に伴いスキッシュエリアへ流出する際に急速に混合してスート（ｓｏｏｔ）酸化が促進され、燃焼室２と比べて浅いキャビティ１４ｂの底部に滞留する火炎が減ってスート生成が減少したものと推測される。 If the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 is increased to 2.4 mm, the fuel efficiency will be improved in the combustion chamber 1 than in the combustion chamber 2, as shown in FIG. The reason for this is that in combustion chamber 1, the outer fuel distribution ratio was higher than in combustion chamber 2, and the average equivalence ratio of the flame in the stepped part of cavity 14b became slightly rich, higher than 1, and the flame temperature decreased. It is assumed that. Further, as shown in FIG. 5, smoke was lower in combustion chamber 1 than in combustion chamber 2. The reason for this is that in the combustion chamber 1, compared to the combustion chamber 2, the slightly rich flame in the stepped part of the cavity 14b mixes rapidly when flowing out to the squish area as the piston descends, promoting soot oxidation. It is presumed that the amount of flame remaining at the bottom of the cavity 14b, which is shallower than that of the combustion chamber 2, is reduced and soot production is reduced.
また、燃焼室１及び燃焼室２の両方において、燃料噴射弁２９のノズル突出量を低減するにつれて外側燃料分配割合が増加し、燃費とスモークが改善された。燃焼室１では、燃料噴射弁２９のノズル突出量を２．１ｍｍとした状態において、燃焼室２では１．８ｍｍとした状態において、燃費とスモークの目標値が満たされた。図７を参照すると、外側燃料分配割合が３０％以上となる状態が燃費とスモークが目標値を満たすような条件と考えられる。さらに、外側燃料分配割合が３０％以上４０％以下となる状態が燃費とスモークが目標値を満たすような条件としてより好適であると考えられる。 Further, in both the combustion chamber 1 and the combustion chamber 2, as the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 was reduced, the outer fuel distribution ratio increased, and fuel efficiency and smoke were improved. In the combustion chamber 1, the fuel injection valve 29 nozzle protrusion amount was set to 2.1 mm, and in the combustion chamber 2, it was set to 1.8 mm, and the fuel efficiency and smoke target values were met. Referring to FIG. 7, a state in which the outside fuel distribution ratio is 30% or more is considered to be a condition under which fuel efficiency and smoke meet the target values. Furthermore, it is considered that a state in which the outside fuel distribution ratio is 30% or more and 40% or less is more suitable as a condition for fuel consumption and smoke to meet the target values.
また、燃料噴射弁２９のノズル突出量が１．８ｍｍの同じ条件において燃焼室１及び燃焼室２の２つの燃焼室を比較すると、燃焼室１に対して外側燃料分配割合は約３７％となり、燃焼室２に対して約３１％と差が生じた。一方、スモークの量は燃焼室１及び燃焼室２において略同量となった。この外側燃料分配割合に差が生じたのにスモークが略同量となった理由は、キャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での噴霧の平均当量比の違いによるものと考えられる。 Furthermore, when comparing two combustion chambers, combustion chamber 1 and combustion chamber 2, under the same condition where the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 is 1.8 mm, the outer fuel distribution ratio with respect to the combustion chamber 1 is about 37%, There was a difference of about 31% compared to combustion chamber 2. On the other hand, the amount of smoke in combustion chamber 1 and combustion chamber 2 was approximately the same. The reason why the amount of smoke was approximately the same despite the difference in the outer fuel distribution ratio is considered to be due to the difference in the average equivalence ratio of the spray at the collision point hitting the wall of the cavity 14b.
図８は、噴霧運動量理論式に基づいて、燃料噴射弁２９から噴射された燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での噴霧の平均当量比を非燃焼場に対して算出した値を示す。燃焼室２では、キャビティ１４ｂの径が大きくされているので、燃料噴射弁２９から噴射される燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に衝突するまでの混合が促進され、燃料が濃く当量比が高い領域でのスートの生成が抑制されたものと推察される。すなわち、燃焼室２では、燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での平均当量比が燃焼室１に比べて下がっており、キャビティ１４ｂ内でのスートの生成が抑制されたと推測される。また、燃料の噴射期間が長くなり、高負荷の場合、燃焼によって生じた既燃ガスが噴霧に誘引（再エントレイン）されるため、キャビティ１４ｂの衝突点での平均当量比は１を超えると推測される。 FIG. 8 shows the average equivalence ratio of the spray at the collision point where the fuel spray injected from the fuel injection valve 29 hits the wall of the cavity 14b, calculated for the non-combustion field based on the spray momentum theoretical formula. In the combustion chamber 2, since the diameter of the cavity 14b is made large, mixing of the fuel spray injected from the fuel injection valve 29 until it collides with the wall of the cavity 14b is promoted, and the fuel is concentrated in the region where the equivalence ratio is high. It is presumed that the production of this suit was suppressed. That is, in the combustion chamber 2, the average equivalence ratio at the collision point where the fuel spray hits the wall of the cavity 14b is lower than in the combustion chamber 1, and it is presumed that soot generation within the cavity 14b is suppressed. In addition, when the fuel injection period becomes long and the load is high, the burnt gas generated by combustion is induced (re-entrained) into the spray, so that the average equivalence ratio at the collision point of the cavity 14b exceeds 1. Guessed.
図９は、キャビティ１４ｂの外側燃料分配割合の算出方法を示す概念図である。燃料噴射弁２９のノズルから噴射された燃料は、キャビティ１４ｂの側壁に到達した時、キャビティ１４ｂの段付き部の内側下端のリップ先端よりも上側の燃料はそのまま段付き部に流出し、リップ先端よりも下側の燃料はキャビティ１４ｂの壁面に衝突してキャビティ１４ｂの内側の領域に分配される。このような状態となっているものとして、キャビティ１４ｂの外部の領域、すなわちキャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）より外側の領域に到達する燃料の量を燃料噴射弁２９から噴射された燃料噴霧がリップ先端に到達する期間中にわたって積算してキャビティ１４ｂの外側燃料分配割合を算出した。ここで、ピストン１４の下降に伴うキャビティ１４ｂの内側と外側のガス移動量に応じて、キャビティ１４ｂの内側に分配された燃料が外側に流出することも考慮した。また、図９は燃料の噴霧曲がりが無い状態を示しているが、後述する噴霧曲がり角の計算結果を反映して外側燃料分配割合を算出した。 FIG. 9 is a conceptual diagram showing a method of calculating the outer fuel distribution ratio of the cavity 14b. When the fuel injected from the nozzle of the fuel injection valve 29 reaches the side wall of the cavity 14b, the fuel above the tip of the lip at the inner lower end of the stepped portion of the cavity 14b flows directly into the stepped portion, and the tip of the lip. The fuel below this collides with the wall surface of the cavity 14b and is distributed to the inner region of the cavity 14b. In such a state, the amount of fuel reaching the area outside the cavity 14b, that is, the area outside the innermost point (lip tip) of the third area 34 of the cavity 14b, is controlled from the fuel injection valve 29. The fuel distribution ratio outside the cavity 14b was calculated by integrating the injected fuel over the period during which it reached the tip of the lip. Here, consideration was also given to the fact that the fuel distributed inside the cavity 14b flows out to the outside depending on the amount of gas movement between the inside and outside of the cavity 14b as the piston 14 descends. Further, although FIG. 9 shows a state in which there is no fuel spray bending, the outer fuel distribution ratio was calculated by reflecting the calculation results of the spray bending angle, which will be described later.
次ぎに、図１０を参照して、噴霧曲がり角が生じる理由を説明する。噴霧が壁に挟まれると噴霧への周囲ガスの誘引（エントレイン）が制約されるため、噴霧の周囲には燃料噴射弁２９のノズルに向かう逆流が生じる。図１０において、黒線の円弧は燃料噴射弁２９のノズルを中心とする３次元の球面の断面を示す。この球面を横切って燃料噴射弁２９のノズルの方へ逆流する周囲ガスの速度（逆流速度）の平均値は後述の噴霧運動量理論に基づいて算出することができる。図１０に示すように、周囲ガスの逆流を噴霧上側と下側に分割すると、上側から噴霧へ誘引される周囲ガスの流れは球面通過時において下向きの運動量を有し、下側から誘引される周囲ガスの流れは球面通過時において上向きの運動量を有する。この上下方向の運動量の不釣り合いによって噴霧は上下方向に曲げられる。 Next, with reference to FIG. 10, the reason why the spray curve occurs will be explained. When the spray is caught between walls, the entrainment of surrounding gas into the spray is restricted, so a backflow toward the nozzle of the fuel injection valve 29 occurs around the spray. In FIG. 10, the black arc represents a three-dimensional spherical cross section centered on the nozzle of the fuel injection valve 29. In FIG. The average value of the velocity of the surrounding gas flowing back across this spherical surface toward the nozzle of the fuel injection valve 29 (reverse flow velocity) can be calculated based on the spray momentum theory described below. As shown in Figure 10, when the reverse flow of ambient gas is divided into the upper side and the lower side of the spray, the flow of ambient gas that is attracted to the spray from the upper side has downward momentum when passing through the spherical surface, and is attracted from the lower side. The flow of ambient gas has upward momentum when passing through the spherical surface. This imbalance of momentum in the vertical direction causes the spray to bend in the vertical direction.
図１１は、ディーゼルエンジン１００の燃焼室２０内で噴霧曲がり角を計算する際に必要な投影面積を示す。Ｓ（ｘ）は１噴霧当たりの球面検査体積の表面積、Ａｂ（ｘ）は逆流速度を算出するために必要なｘ方向（噴射方向）の投影面積、Ａｂｕ（ｘ）は噴霧曲がり角を計算するための上側の投影面積（噴射方向に垂直方向に投影）、Ａｂｄ（ｘ）は下側の投影面積を示す。図１１において、下付文字のｆは燃料、ｇはガス、Ｂは逆流ガスに関する各パラメータの値を示す。 FIG. 11 shows the projected area required when calculating the spray bending angle within the combustion chamber 20 of the diesel engine 100. S(x) is the surface area of the spherical inspection volume per spray, A b (x) is the projected area in the x direction (injection direction) required to calculate the backflow velocity, and A bu (x) is the spray bending angle. A bd (x) indicates the upper projected area (projected perpendicular to the injection direction) and the lower projected area. In FIG. 11, the subscript f indicates the fuel, g indicates the gas, and B indicates the value of each parameter regarding the backflow gas.
以下、噴霧運動量理論から導出される噴霧曲がり角θｚの計算式の導出過程を示す。数式（１）～数式（３）から数式（４）のように逆流速度ＵＢ（ｘ）が算出される。なお、数式（１）は、燃料の逆流がない状態における燃料の質量保存を示す式である。数式（２）は、噴射方向がｘ方向であるときの運動量保存を示す式である。数式（２）において、左辺は噴霧（燃料＋ガス）の運動量、右辺第一項は噴孔位置（ｘ＝０）における燃料の運動量、右辺第二項は逆流ガスの運動量を示している。なお、ＡＢ（ｘ）は球面検査体積の表面積Ｓ（ｘ）を噴射方向に投影した面積を示す。数式（３）は、ガスの質量保存を示す式である。
数式（４）の逆流速度ＵＢ（ｘ）と数式（５）から数式（６）に示すように噴霧曲がり角θｚが算出される。なお、数式（５）は、噴霧方向がｘ方向としたときのｘ方向に垂直方向（上向きを正とする）の運動量保存を示す式である。なお、数式（５）において、左辺は検査体積から出て行く方向の噴霧運動量の垂直方向成分、右辺第一項は下側から検査体積に入る方向の逆流ガス運動量、右辺第二項は上側から検査体積に入る方向の逆流ガス運動量を示す。
図１２及び図１３は、それぞれ燃焼室１と燃焼室２の圧縮上死点での噴霧曲がり角θｚを計算した結果を示す。なお、噴霧曲がり角θｚの計算は、燃料噴射弁２９のノズル出口から噴射軸方向に１２ｍｍの距離で行った。噴霧運動量理論では、燃料とガスの速度差がゼロとなるという仮定を用いた。燃焼室内を観察すると、高温及び高密度の筒内雰囲気条件により微粒化及び蒸発が促進され、噴霧の液相長は約１０ｍｍ前後となった。そこで、燃料とガスの速度差がゼロという仮定が成立する位置として、燃料噴射弁２９のノズル出口から１２ｍｍの位置で噴霧曲がり角を１回計算した。 12 and 13 show the results of calculating the spray bending angle θz at the compression top dead center of the combustion chamber 1 and the combustion chamber 2, respectively. The spray bending angle θz was calculated at a distance of 12 mm from the nozzle outlet of the fuel injection valve 29 in the injection axis direction. The spray momentum theory uses the assumption that the velocity difference between the fuel and gas is zero. When observing the inside of the combustion chamber, atomization and evaporation were promoted due to the high temperature and high density internal atmosphere conditions, and the liquid phase length of the spray was approximately 10 mm. Therefore, the spray bending angle was calculated once at a position 12 mm from the nozzle outlet of the fuel injection valve 29 as a position where the assumption that the velocity difference between the fuel and gas is zero is established.
燃焼室１は燃焼室２に対して噴霧下側のキャビティ１４ｂの空間がより広く空いているため、上向きの噴霧曲がり角θｚは燃焼室１が燃焼室２に比べて大きい値となった。燃焼室２は燃焼室１に対して燃料噴射弁２９のノズル直下のキャビティ１４ｂの底面が高い位置にあり、噴霧下側との間のキャビティ１４ｂの空間が狭い。そのため、逆流ガスに対する噴霧上側と噴霧下側の通過面積の差が小さく、上向きの噴霧曲がり角θｚが小さい値となった。燃焼室２では、燃焼室１に比べて燃料噴射弁２９のノズル突出量によって上側と下側の逆流ガスの運動量のバランスが大きく変化するため、図６に示したように燃焼室１に比べて噴霧曲がり角θｚの変化の幅が大きくなったと推察される。 Since the space in the cavity 14b on the lower side of the spray in the combustion chamber 1 is wider than that in the combustion chamber 2, the upward spray bending angle θz in the combustion chamber 1 is larger than that in the combustion chamber 2. In the combustion chamber 2, the bottom surface of the cavity 14b directly below the nozzle of the fuel injection valve 29 is located at a higher position than the combustion chamber 1, and the space between the cavity 14b and the lower side of the spray is narrow. Therefore, the difference in the passage area between the upper side of the spray and the lower side of the spray for the backflow gas was small, and the upward spray bending angle θz was a small value. In the combustion chamber 2, compared to the combustion chamber 1, the momentum balance of the upper and lower backflow gas changes greatly depending on the amount of nozzle protrusion of the fuel injection valve 29. It is inferred that the range of change in the spray bending angle θz became larger.
図１４及び図１５は、それぞれ燃焼室１と燃焼室２の外側燃料分配割合の計算結果を示す。図１４及び図１５において、横軸はクランク角を示し、縦軸はキャビティ１４ｂの外側の領域の容積比（濃い実線）及び外側の領域へ供給される外側燃料分配割合（薄い実線）を示す。外側燃料分配割合は、燃料噴射弁２９のノズル突出量が１．８ｍｍ、２．１ｍｍ、２．４ｍｍの場合について計算した。また、図中に、噴射期間及び噴霧がリップ先端に到達する期間を矢印で示した。外側燃料分配割合は、クランク角１゜間隔で算出し、噴霧曲がり角θｚもピストン下降に伴って変化することを考慮して計算した。図中の縦破線は、ピストン１４の下降に伴う逆スキッシュ流速が強くなる上死点後のクランク角１０゜を示す。なお、図４は、上死点後のクランク角１０゜における外側燃料分配割合を代表値として読み取ったものである。 14 and 15 show calculation results of the outer fuel distribution ratios of combustion chamber 1 and combustion chamber 2, respectively. In FIGS. 14 and 15, the horizontal axis indicates the crank angle, and the vertical axis indicates the volume ratio of the outer region of the cavity 14b (dark solid line) and the outer fuel distribution ratio supplied to the outer region (light solid line). The outer fuel distribution ratio was calculated when the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 was 1.8 mm, 2.1 mm, and 2.4 mm. Further, in the figure, the injection period and the period during which the spray reaches the tip of the lip are indicated by arrows. The outer fuel distribution ratio was calculated at intervals of 1° of crank angle, taking into consideration that the spray bending angle θz also changes as the piston descends. The vertical broken line in the figure indicates a crank angle of 10 degrees after top dead center, at which the reverse squish flow velocity increases as the piston 14 descends. Note that FIG. 4 is a representative value of the outer fuel distribution ratio at a crank angle of 10 degrees after top dead center.
燃焼室２は、前述のようにキャビティ１４ｂの径を大きくして壁面衝突位置までに噴霧の混合を促進することを狙った形状であったが、良品条件である“外側燃料割合≧３０％”の条件を満たすためには燃料噴射弁２９のノズル突出量を１．８ｍｍまで小さくする必要があった。しかしながら、燃料噴射弁２９のノズル突出量を小さくし過ぎるとノズルにデポジットが付着し易くなるなどの問題が生じる。したがって、燃料噴射弁２９のノズル突出量を２．４ｍｍ程度に維持することが好適である。 As mentioned above, the shape of the combustion chamber 2 was designed to increase the diameter of the cavity 14b and promote the mixing of the spray up to the wall collision position, but the "outside fuel ratio ≧ 30%", which is a good product condition, was In order to satisfy the following conditions, it was necessary to reduce the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 to 1.8 mm. However, if the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 is made too small, problems such as deposits tending to adhere to the nozzle arise. Therefore, it is preferable to maintain the nozzle protrusion amount of the fuel injection valve 29 at about 2.4 mm.
図１６は、燃焼室２を参照して、外側燃料割合≧３０％の条件を満たすようにキャビティ１４ｂの形状を改良した燃焼室３の形状を示す。図１６では、燃焼室３の形状を濃い実線で示し、燃焼室２の形状を薄い実線で示した。 FIG. 16 shows, with reference to the combustion chamber 2, the shape of the combustion chamber 3 in which the shape of the cavity 14b has been improved so as to satisfy the condition that the outer fuel ratio is 30%. In FIG. 16, the shape of the combustion chamber 3 is shown by a dark solid line, and the shape of the combustion chamber 2 is shown by a thin solid line.
図１６に示すように、ノズルコーン角を１５３°のままで外側燃料分配割合を３０％にするために、燃焼室３ではキャビティ１４ｂの段付き部の深さを１ｍｍ増加した。燃焼室３では、燃焼室１及び燃焼室２と同じ圧縮比にするために、キャビティ１４ｂの最深部を平坦にして浅くし、その減った容積で段付き部の深さを１ｍｍ増加させている。 As shown in FIG. 16, in order to increase the outer fuel distribution ratio to 30% while keeping the nozzle cone angle at 153°, the depth of the stepped portion of the cavity 14b in the combustion chamber 3 was increased by 1 mm. In the combustion chamber 3, in order to achieve the same compression ratio as the combustion chambers 1 and 2, the deepest part of the cavity 14b is made flat and shallow, and the depth of the stepped part is increased by 1 mm due to the reduced volume. .
また、燃焼室２でノズル突出量２．４ｍｍのままで外側燃料割合≧３０％を成立させる方法として、ノズルコーン角を１５３度から１５５度などへ増すことも有効である。 Furthermore, as a method for establishing the outer fuel ratio≧30% while maintaining the nozzle protrusion amount of 2.4 mm in the combustion chamber 2, it is also effective to increase the nozzle cone angle from 153 degrees to 155 degrees.
以上のように、ピストンヘッド１４ａに設けられた凹状のキャビティ１４ｂが段付き部を有し、シリンダヘッド１８とピストンヘッド１４ａとの間に形成される燃焼室の空間をピストンヘッド１４ａの径方向に沿って段付き部より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での外側の燃料分配割合が３０％以上となるように燃焼室の形状と燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けることが好適である。これによって、ディーゼルエンジンにおける燃費が改善され、排気中のスモークを低減させることができる。 As described above, the concave cavity 14b provided in the piston head 14a has a stepped portion, and the space of the combustion chamber formed between the cylinder head 18 and the piston head 14a is expanded in the radial direction of the piston head 14a. Divided into two regions, one outside and one inside the stepped part, the ratio of fuel distribution to the outside at a crank angle of 10° after top dead center is 30% or more under operating conditions of 70% or more of the full load. It is preferable that the shape of the combustion chamber and the injection part that injects fuel into the combustion chamber are provided so that the following is achieved. As a result, fuel efficiency in the diesel engine can be improved and smoke in exhaust gas can be reduced.
１０ シリンダブロック、１２ シリンダボア、１４ ピストン、１４ａ ピストンヘッド、１４ｂ キャビティ、１６ ガスケット、１８ シリンダヘッド、２０ 燃焼室、２２ 吸気ポート、２４ 排気ポート、２６ 吸気弁、２８ 排気弁、２９ 燃料噴射弁（インジェクタ）、１００ ディーゼルエンジン。
Reference Signs List 10 cylinder block, 12 cylinder bore, 14 piston, 14a piston head, 14b cavity, 16 gasket, 18 cylinder head, 20 combustion chamber, 22 intake port, 24 exhaust port, 26 intake valve, 28 exhaust valve, 29 fuel injection valve (injector) ), 100 diesel engine.
Claims (4)
ピストンヘッドに設けられた凹状のキャビティが段付き部を有し、
シリンダヘッドと前記ピストンヘッドとの間に形成される燃焼室の空間を前記ピストンヘッドの径方向に沿って前記段付き部のリップ先端より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での前記外側の燃料分配割合が３０％以上となるように前記燃焼室の形状と前記燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けられていることを特徴とするディーゼルエンジン。 A direct injection diesel engine,
A concave cavity provided in the piston head has a stepped portion,
The space of the combustion chamber formed between the cylinder head and the piston head is divided into two regions, one outside and one inside the lip tip of the stepped portion along the radial direction of the piston head, and The shape of the combustion chamber and the injection part that injects fuel into the combustion chamber so that the fuel distribution ratio on the outside at a crank angle of 10 degrees after top dead center is 30% or more under operating conditions of 70% load or more. A diesel engine characterized by being equipped with.
前記外側の燃料分配割合は、３０％以上４０％以下であることを特徴とするディーゼルエンジン。 The diesel engine according to claim 1,
A diesel engine characterized in that the outer fuel distribution ratio is 30% or more and 40% or less.
ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下であり、
圧縮比は１９．５以上２１．５以下であり、
前記噴射部のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下であり、噴孔数は８以上１４以下であり、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であり、
リップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることを特徴とするディーゼルエンジン。 The diesel engine according to claim 1 or 2,
The bore diameter is 110 mm or more and 114 mm or less,
The compression ratio is 19.5 or more and 21.5 or less,
The injection hole diameter of the nozzle of the injection part is 0.14 mm or more and 0.17 mm or less, the number of injection holes is 8 or more and 14 or less, and the cone angle of the nozzle is 151° or more and 157° or less,
The lip diameter is 64.5 mm or more, the cavity diameter is 65.5 mm or more, the outer diameter of the stepped portion is 79.5 mm or more, and the depth of the stepped portion is 3.5 mm or more. A diesel engine featuring
前記噴射部から前記燃焼室へ噴射される燃料は、前記噴射部の前記ノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がるとして前記外側の燃料配分割合として計算されたことを特徴とするディーゼルエンジン。 The diesel engine according to any one of claims 1 to 3,
The diesel engine is characterized in that the fuel injected from the injection part into the combustion chamber is calculated as the outer fuel distribution ratio assuming that the flow is curved in a range of 10 mm or more and 15 mm or less from the outlet of the nozzle of the injection part. engine.
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