JPWO2006073091A1 - 直接噴射式ディーゼルエンジン - Google Patents

Abstract

ピストン（４）の頂部（４ａ）に円形凹部からなるセンターキャビティ（１３）が形成される。センターキャビティ（１３）内に燃料を直接噴射するインジェクタを備える。頂部（４ａ）の外周側に副キャビティ（１４）を前記センターキャビティと接続するように形成する。この副キャビティ（１４）と前記センターキャビティ（１３）との境界部分（１７）を指向して燃料を噴射するように前記インジェクタを位置付けた。

Description

本発明は、ピストンの頂部のセンターキャビティ内に燃料を直接噴射するインジェクタを備えた直接噴射式ディーゼルエンジンに関するものである。

従来、たとえば乗用車用の直接噴射式ディーゼルエンジンは、より一層の出力向上と排ガスの清浄化とが要請されている。このような要請に応えるために、従来においては、ピストンに燃焼室を形成して燃焼の改善が図られている。

この種のピストンとしては、頂部の中央部分（軸心部分）にセンターキャビティと呼称される円形凹部が形成されたものがある。このピストンを備えた直接噴射式ディーゼルエンジンのインジェクタは、上死点近傍においてピストンのセンターキャビティ内にノズル部分が臨むように位置付けられ、燃料をセンターキャビティの内周壁に向けて噴射する構成が採られている。

また、従来のこの種のピストンとしては、センターキャビティのうち開口部の内径を他の部位より小径に形成し、開口部分がいわゆる内フランジ状に形成されたものもある。このように開口部分を相対的に狭く形成することによって、ピストンの頂部とシリンダヘッドとの間にスキッシュエリアを広く形成することができるから、燃焼の改善が図られると考えられる。
さらに、従来の自動車用ディーゼルエンジンにおいては、ピストンにバルブリセスが形成されていないか、または形成されていたとしてもきわめて浅いものであった。
なお、本出願人は、出願時までに本発明に密接に関連する先行技術文献を見付け出すことはできなかった。よって、先行技術文献情報を開示していない。

しかしながら、上述したようにセンターキャビティをピストンに形成したり、スキッシュエリアを拡大した従来の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいても、自動車に搭載するためには、より一層の出力向上と、低燃費化および排ガスの清浄化とが要請されている。また、従来の自動車用直接噴射式ディーゼルエンジンは、どちらかというと排ガスの清浄化に重点をおいて形成されており、ピストンにバルブリセスが形成されていないか、または形成されていたとしてもきわめて浅いものである。このため、従来の自動車用直接噴射式ディーゼルエンジンでは、吸・排気弁のバブオーバーラップを長くとって掃気効果による低速運転時のトルク向上を図ることは不可能であった。

本発明はこのような要請に応えるためになされたもので、燃費向上を図りながら、より一層高い出力が得られるとともに排ガスの清浄化が可能な直接噴射式ディーゼルエンジンを提供することを目的とする。

本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、頂部に円形凹部からなるセンターキャビティが形成されたピストンと、前記センターキャビティ内に燃料を直接噴射するインジェクタとを備えた直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、前記頂部の外周側には、前記センターキャビティと接続するように副キャビティが形成され、前記インジェクタは、前記副キャビティと前記センターキャビティとの境界部分を指向して燃料を噴射するように位置付けられているものである。

請求項２に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、請求項１に記載した直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、副キャビティは、ピストンの頂部の外周側であって吸・排気弁の弁体が臨むリセスの位置に、リセスより深くかつ径方向に大きく弁体と略相似形を呈するように形成されているものである。

請求項３に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、請求項１に記載した直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、センターキャビティの開口部の内径は、キャビティ内部での内径より小さくなるように形成されているものである。

請求項４に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、請求項３に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、センターキャビティの底は、シリンダヘッドに向けて凸になる略円錐状に形成され、副キャビティの底は、前記センターキャビティの底の頂部と略同じ高さとなる位置に形成されているものである。

請求項５に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、請求項１に記載した直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、センターキャビティの内周面は、開口部から底部まで内径が略等しくなるように形成されているものである。

請求項６に記載した発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、請求項１に記載した直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、エンジンの運転域が低速運転域にあるときに排気弁の閉弁時期をバルブオーバーラップがクランク角度で６０°以上となるように遅角させ、エンジンの運転域が低速運転域から高速運転域に移行する途中で排気弁の開弁時期を進角させる排気弁用可変バルブタイミング装置を備えているものである。

請求項１および請求項２記載の発明によれば、ピストンの頂部のセンターキャビティと副キャビティとによって燃焼室が広く形成される。これとともに、センターキャビティと副キャビティとに燃料が分配される。このため、燃焼室内の相対的に多くなる空気を効率よく使用して燃料を略完全に燃焼させることができる。したがって、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンによれば、燃費の向上が図られるとともにより一層高い出力が得られる。また、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンによれば、不完全燃焼がなくなることから黒煙の発生量を低減することなど排ガスの清浄化を達成することができる。

請求項３記載の発明によれば、ピストンとシリンダヘッドとの間のスキッシュエリアを相対的に広く形成することができる。このため、この発明によれば、ピストンが圧縮行程で上死点に達する直前にスキッシュエリアから吹き出す空気の量が多く、この空気によって燃焼をより一層改善することができる。

請求項４記載の発明によれば、副キャビティの深さを可及的深く形成することができ、副キャビティの容量が増大する。このため、この発明によれば、スキッシュエリアから高速で吹き出す空気をセンターキャビティ内と副キャビティ内とで燃料に確実に混合させることができるから、燃焼がより一層改善される。
請求項５記載の発明によれば、センターキャビティの形成が容易になり、コストダウンを図ることができる。

請求項６記載の発明によれば、エンジンの運転域が低速運転域にあるときは、バルブオーバーラップ期間が相対的に長くなる。このエンジンにおいて、バルブオーバーラップ時の吸気通路内の圧力は、このエンジンの吸気装置がターボ過給方式あるいは自然吸気方式のいずれであっても、排気脈動効果を利用する構成の排気通路内の負圧に較べて高くなる。このため、バルブオーバーラップ時には、吸気通路内の圧力（過給圧または大気圧）と排気通路内の圧力との圧力差で既燃ガスを掃気するように新気が吸気通路から燃焼室内に流入する。この新気の流入量は、バルブオーバーラップが長い方がより多くなる。このため、この発明に係るディーゼルエンジンは、低速運転時にバルブオーバーラップを長くして吸入空気量を増大させているから、副キャビティを有することによる燃焼改善の効果と相俟って低速トルクが増大する。

この発明に係るディーゼルエンジンのピストンは、通常のリセスより充分に深い副キャビティが形成されている。このため、このディーゼルエンジンにおいては、バルブオーバーラップ時の吸・排気弁の開度を大きくとることができ、空気の流動が円滑に行われるようになる。
一方、エンジンの運転域が高速運転域にあるときには、排気弁の開く時期が早くなり、ピストンが上昇する行程でシリンダ内の高圧ガスの量が低減される。このため、このディーゼルエンジンにおいては、この高速運転時にエンジンの排気ポンピングロスが低減され、燃費の向上と出力の向上とを図ることができる。

図１は、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンのシリンダボディの一部を示す断面図である。 図２は、ピストンの頂部の平面図である。 図３は、ピストンの頂部を拡大して示す断面図である。 図４Ａは、吸・排気弁の低速運転時の開閉タイミングを示す図である。 図４Ｂは、吸・排気弁の中・高速運転時の開閉タイミングを示す図である。 図５は、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンのトルクとエンジン回転数との関係を示すグラフである。 図６は、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンの空燃比およびスモーク量とエンジン回転数との関係を示すグラフである。 図７は、ピストンの頂部の平面図である。 図８は、ピストンの頂部の平面図である。 図９は、ピストンの頂部の平面図である。 図１０は、ピストンの頂部の平面図である。 図１１は、ピストンの頂部の平面図である。

以下、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンの一実施の形態を図１ないし図６によって詳細に説明する。
図１は本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンのシリンダボディの一部を示す断面図で、同図においては、シリンダヘッド側の吸・排気弁とインジェクタおよび吸・排気ポートも図示してある。図２はピストンの頂部の平面図、図３はピストンの頂部を拡大して示す断面図で、同図は図２におけるIII−III線断面図である。

図４Ａは吸・排気弁の低速運転時の開閉タイミングを示す図、図４Ｂは吸・排気弁の中・高速運転時の開閉タイミングを示す図である。図５は本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンのトルクとエンジン回転数との関係を示すグラフ、図６は本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンの空燃比およびスモーク量とエンジン回転数との関係を示すグラフである。

これらの図において、符号１で示すものは、この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジンの一部を示す。このディーゼルエンジンは、自動車に搭載される水冷式多気筒形のもので、複数の気筒が横一列に並ぶように設けられたシリンダボディ２と、このシリンダボディ２のシリンダ孔３内に移動自在に嵌合されたピストン４と、シリンダボディ２に取付けられたシリンダヘッド５などを備えている。

シリンダヘッド５には、１気筒当たり２個ずつの吸気弁６と排気弁７（一方の吸・排気弁は図示せず）とが設けられるとともに、これらの吸・排気弁６，７によって開閉される気筒毎の吸気通路８と排気通路９とが形成されている。また、シリンダヘッド５におけるシリンダの軸線上にインジェクタ１０が取付けられている。吸・排気弁６，７は、図示していない吸気カム軸と排気カム軸とを有する動弁装置１１が接続されている。シリンダヘッド５の排気通路９の下流には、図示してはいないが、ターボチャージャーが接続されている。排気通路９は、従来からよく知られているように、排気脈動効果を利用する構成が採られている。例えば、排気通路９は、エンジンの運転域が低速運転域にあるときであってバルブオーバーラップ時に燃焼室側開口部分の圧力が吸気側より低くなるように構成することができる。

吸気カム軸と排気カム軸は、図示していないクランク軸に伝動手段を介して接続されており、この伝動手段によってクランク軸の回転が伝達されることにより回転する。
排気カム軸には、回転力伝達系において伝動手段との間に位置するように可変バルブタイミング装置１２が介装されている。この可変バルブタイミング装置１２は、伝動手段の回転時の位相に対して排気カム軸の回転時の位相を進角または遅角させる構造のものが用いられている。

この実施の形態による可変バルブタイミング装置１２は、排気カム軸の位相を連続的に変化させるものが用いられている。なお、可変バルブタイミング装置１２としては、いわゆるＯＮ・ＯＦＦ動作により排気カム軸を進角させたり遅角させたりする構成のものを使用することができる。また、可変バルブタイミング装置１２としては、排気弁７の開く時期と閉じる時期とを個別に変えることができるようなものも使用することができる。

この実施の形態による排気カム軸の排気カムは、図４に示すように、開度（排気弁７が開いているときにクランク軸の回転する角度）が２２４°となるように形成されている。一方、吸気カムの開度は２２０°に設定されている。可変バルブタイミング装置１２は、図４Ａに示す遅角状態と、図４Ｂに示す進角状態との間で排気カム軸の回転時の位相を変えるように構成されている。

この可変バルブタイミング装置１２は、エンジンの運転域が低速運転域にあるときに図４Ａに示す遅角状態になり、運転域が低速運転域から高速運転域に移行する途中で連続的にまたはいわゆるＯＮ・ＯＦＦ動作により図４Ｂに示す進角状態に移行する。
図４Ａに示す遅角状態では、排気弁７はピストン４の位置が下死点前９°のときに開き、上死点後３５°のときに閉じる。なお、吸気カム軸は、遅角状態と進角状態との何れの状態であってもピストン４の位置が上死点前３３°のときに吸気弁６が開き、下死点後７°のときに吸気弁６が閉じるように形成されている。

図４Ｂに示す進角状態では、排気弁７はピストン４の位置が下死点前２４°で開き、上死点後２０°で閉じる。すなわち、この実施の形態による可変バルブタイミング装置１２は、遅角状態と進角状態との間で排気カム軸を回転角度にして１５°だけ進角または遅角させることになる。

ピストン４の頂部４ａには、図２および図３に示すように、中央部（ピストン４の軸心部）に位置するセンターキャビティ１３と、このセンターキャビティ１３の外周部の四箇所に位置する副キャビティ１４とが形成されている。
センターキャビティ１３は、ピストン４の軸心Ｃを中心として形成された円形凹部である。このセンターキャビティ１３は、内周面が断面円弧状に形成された底部１５と、内径が一定になる状態でピストン４の軸線方向に延びる開口部１６とから構成されている。この開口部１６の内径は、底部１５の最大径（センターキャビティ１３の内部での内径）より小さくなるように形成されている。また、このセンターキャビティ１３の底１３ａは、シリンダヘッド５に向けて凸になる略円錐状に形成されている。

副キャビティ１４は、この実施の形態においては、ピストン４の頂部４ａにおける吸・排気弁６，７の弁体６ａ，７ａ（図１参照）と対向する部位に設けられた凹部である。この副キャビティ１４は、吸・排気弁６，７の弁体６ａ，７ａが臨むリセスの位置にリセスより深くかつ径方向に大きく弁体６ａ，７ａの一部と相似形を呈するように形成されている。詳述すると、この副キャビティ１４の開口形状は、図２に示すように、吸・排気弁６，７の弁体６ａ，７ａを恰も遊嵌状態で深く挿入可能な形状に形成されている。また、副キャビティ１４の底面１４ａは、図３に示すように、センターキャビティ１３の底１３ａの頂部１３ｂと略同じ高さとなる位置に形成されている。

このようにピストン４の頂部４ａに副キャビティ１４を形成することにより、副キャビティ１４の底面１４ａがセンターキャビティ１３の開口部１６の内周面１６ａに平面視円弧状の境界部分１７を介して接続されていることになる。
この実施の形態によるピストン４において、図２に示すように、その頂面４ｂの外周側であって副キャビティ１４どうしの間には、スキッシュエリアの底を構成する平坦面が形成されている。

上述したように副キャビティ１４をピストン４の頂部４ａに形成することにより、圧縮比が低下することが考えられる。しかし、この実施の形態によるピストン４においては、センターキャビティ１３の容積を減少させることによって圧縮比の低下を防いでいる。すなわち、このピストン４においては、図３中に破線Ａで示すような形状であった従来のセンターキャビティの内面を同図中に実線で示す位置になるように形成することによって、容積を減少させ圧縮比を所定値に保持している。

インジェクタ１０は、図１に示すように、先端部に設けられた燃料噴射用ノズル２１がシリンダヘッド５からシリンダボディ２側に突出する状態でシリンダヘッド５に固定されている。燃料噴射用ノズル２１は、図１〜図３中に二点鎖線Ｆで示すように、燃料を後述する８方向に細い円錐状に噴射する。燃料を噴射する方向は、図１および図３に示すように、センターキャビティ１３と副キャビティ１４との境界部分１７を指向する方向である。

この実施の形態による燃料噴射用ノズル２１は、図２に示すように、ピストン４の軸線方向から見て、センターキャビティ１３と各副キャビティ１４との間の四箇所の境界部分１７においてそれぞれ二箇所ずつ燃料を噴射する構成が採られている。すなわち、このノズル２１は、ピストン４の軸線方向から見てピストン４の周囲を８等分する方向であってかつ四箇所の境界部分１７の各々の二箇所を指向する方向に燃料を噴射する。

このように境界部分１７に燃料噴射用ノズル２１から燃料が噴射することにより、この噴射された燃料は、センターキャビティ１３内と副キャビティ１４内とに分配されることになる。また、インジェクタ１０が燃料を噴射する時期は、圧縮行程の終期であってピストン４が上死点に達する直前に設定されている。このため、ノズル２１から噴射された燃料は大部分が境界部分１７に当たり、センターキャビティ１３と副キャビティ１４とに分配される。
この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、一般的なディーゼルエンジンと同様に、インジェクタ１０から噴射される燃料の噴射量によって出力を制御するように構成されている。

上述したように構成された直接噴射式ディーゼルエンジン１においては、圧縮行程の終期に燃料がインジェクタ１０からピストン４の境界部分１７に向けて噴射される。この噴射された燃料は、センターキャビティ１３と副キャビティ１４とに分配され、両キャビティ１３，１４内で空気と混合した状態で着火する。

この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、センターキャビティ１３と副キャビティ１４とが広い燃焼室を構成し、しかも、両キャビティ１３，１４に燃料が分配される。このため、この直接噴射式ディーゼルエンジン１は、燃焼室内の相対的に多くなる空気を効率よく使用して燃料を略完全に燃焼させることができる。このように燃焼が良好になされることから、この直接噴射式ディーゼルエンジンは、低燃費を実現しながらより一層高い出力が得られ、不完全燃焼がなくなることから黒煙の発生量を低減することができる。

黒煙の発生量は、実験の結果、図６に示すように、センターキャビティ１３内にのみ燃料を噴射する場合に較べて、明らかに減少することが分かった。図６においては、この実施の形態によるピストン４のセンターキャビティ１３内のみに燃料を噴射した場合を実線で示し、境界部分１７に燃料を噴射した場合を破線で示している。図６から明らかなように、境界部分１７に燃料を噴射する場合は、センターキャビティ１３内に燃料を噴射する場合に較べて、空燃比が相対的に低い（濃い）にもかかわらず、スモーク発生量（黒煙発生量）が少なくなることが分かる。このデータからもこのエンジン１においては燃焼が効率よく行われていることが分かる。

ピストン４が圧縮行程で上死点に達すると、ピストン４とシリンダヘッド５との間に形成されたスキッシュエリアから空気が高速でセンターキャビティ１３内と副キャビティ１４内に吹き込む。この実施の形態によるピストン４は、センターキャビティ１３の開口部１６の内径が相対的に小さくなるように形成され、広いスキッシュエリアが形成されるから、このスキッシュエリアから吹き出す空気の量が多く、この空気によって燃焼をより一層改善することができる。また、副キャビティ１４の底面１４ａは、センターキャビティ１３の底１３ａの頂部１３ｂと略同じ高さとなるように深い位置に形成されており、副キャビティ１４の容量の増大が図られている。このため、上述したようにスキッシュエリアから高速で吹き出す空気を副キャビティ１４内で燃料に確実に混合させることができるから、さらに良好な燃焼が得られる。

この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、上述したように燃料が燃焼して膨張行程に移り、その後に続く排気行程の終期でピストン４が上死点前３３°の位置に達したときに吸気弁６が開く。この吸気弁６と排気弁７とが同時に開くバルブオーバーラップの長さは、エンジンの運転状態が低速運転状態にあるときに相対的に長く（この例では図４Ａで６８°）なり、エンジンの運転状態が高速運転状態にあるときに相対的に短く（この例では図４Ｂで５３°）なる。

この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１において、バルブオーバーラップ時の吸気通路８内の圧力は、このエンジンの吸気装置がターボ過給方式あるいは自然吸気方式のいずれであっても、排気脈動効果を利用する構成の排気通路９内の負圧に較べて高くなる。このため、バルブオーバーラップ時には、吸気通路８内の圧力（過給圧または大気圧）と排気通路９内の圧力との圧力差で既燃ガスを掃気するように新気が吸気通路８から燃焼室内に流入する。

この新気の流入量は、バルブオーバーラップが長い方がより多くなる。このため、このディーゼルエンジン１は、低速運転時にバルブオーバーラップを長くして吸入空気量を増大させているから、上述した副キャビティ１４を有することによる燃焼改善の効果と相俟って低速トルクが増大する。

また、この実施の形態で示したピストン４は、リセスより深い副キャビティ１４が形成されているから、バルブオーバーラップ時の吸・排気弁６，７の開度を大きくとることができ、空気の流動が円滑に行われるようになる。
さらに、この実施の形態で示すディーゼルエンジン１は、バルブオーバーラップが６０°を越えているにもかかわらず、ガソリンエンジンとは異なり、部分負荷での黒煙排出量、燃費に悪影響を受けることがない。一般に、ガソリンエンジンは、バルブオーバーラップが長いとオーバーラップ中に排ガスが排気系から負圧になっている吸気系へと逆流し、燃焼が悪化する。しかし、ディーゼルエンジンは、スロットル弁が存在しないために吸気系が負圧になることはなく、したがって排ガスの吸気系への逆流もない。ディーゼルエンジンの燃焼は、燃焼室内の各所で着火するいわゆる拡散燃焼である。このため、ディーゼルエンジンにおいては、均一混合気により燃焼するガソリンエンジンとは異なり、仮に排ガスが吸気系に逆流することがあったとしても、このような内部ＥＧＲは問題とはならない。

このディーゼルエンジン１のトルクは、バルブオーバーラップが上述したように最も長くなる低速運転状態、すなわち図４Ａに示すように、排気弁７が下死点前９°で開き、上死点後３５°で閉じる状態では、図５中に実線で示すように変化する。図５において、破線は、バルブオーバーラップを最短にした状態、すなわち排気弁７が下死点前２４°で開き、上死点後２０°で閉じる状態でのトルクの変化を示す。なお、一点鎖線は、上述したようにバルブオーバーラップを最短にするとともに、吸気カム軸をこの実施の形態で示す吸気カム軸に較べて回転位相が８°遅角するもの（より一層オーバーラップが短くなるもの）に交換した状態でのトルクの変化を示す。

図５に示すように、この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、回転数が約２２００ｒｐｍより低いときはバルブオーバーラップを長く設定することによって相対的に大きなトルクが発生する。また、エンジンの回転数が２２００ｒｐｍより高い場合は、バルブオーバーラップが長いとトルクは相対的に小さくなる。このため、この実施の形態による可変バルブタイミング装置１２は、エンジン回転数が約２２００ｒｐｍより低い低速運転時に排気カム軸の位相を遅角させ、エンジン回転数が約２２００ｒｐｍより高い高速運転時に排気カム軸の位相を進角させる構成が採られている。なお、エンジン回転数が２２００ｒｐｍの近傍で上下したときに可変バルブタイミング装置１２が遅角状態への移行と進角状態への移行とを繰り返すことがないように、可変バルブタイミング装置１２の動作にヒステリシスをもたせることができる。

このディーゼルエンジン１の運転域が高速運転域に達し、上述したように可変バルブタイミング装置１２によって排気カム軸の位相が図４Ａに示す遅角側から図４Ｂに示す進角側に移行すると、排気弁７の開く時期が早くなり、膨張行程の途中から排ガスが排気通路９に排出されるようになる。このようになると、膨張行程から排気行程に移行しピストン４が上昇するときのシリンダ内の圧力が相対的に低減することになるから、ポンピングロスを低減することができ、高速運転時の燃費が向上するとともに出力が増大する。

なお、上述のように可変バルブタイミング装置１２を使うことなく、排気カム開度を２２４°より長い例えば２５６°に形成することにより、バルブオーバーラップを長くすることと、排気弁７を早期に開くことを両立させようとしたら、バルブオーバーラップ時に他の気筒の排気弁７が同時に開く期間が長くなる。このため、このような構成を採ると、バルブオーバーラップ時に他の気筒の排気ブローダウン、すなわち排気弁が開き始めるときの高い圧力の排ガスが流入し、吸気が円滑に燃焼室に流入することができなくなって低速トルクが大幅に低下してしまう。

この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、排気可変タイミング装置１２と組合わせて排気弁７の開く期間が２２４°という小開度のカムを使用しているために、二つの気筒の排気弁７どうしが同時に開く期間を可及的短くすることができる（図４Ａ参照）。このため、他の気筒の排気ブローダウンにより他の気筒から排気通路９に流入する排ガスの流入量を最小限に抑えることができる。この小開度の排気カムを使用したことも、上述したように吸入効率を向上させることができた理由の一つになっている。

この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、バルブオーバーラップの長さを変えることにより最大トルクが発生するエンジン回転数を１５００ｒｐｍ程度に低下させることもできる。このように低回転時に最大トルクが発生するようになると、ターボチャージャーの効果が効率よく得られる回転数にエンジンの回転数が上昇するまでのタイムラグ（ターボラグ）を短くすることができ、高い加速性能を得ることができる。

また、この実施の形態による直接噴射式ディーゼルエンジン１は、低回転でのエンジン自体の吸気能力が向上するため、過給圧を高くする必要がなく、ターボコンプレッサーの吐出空気量と過給圧との変化を示すサージ曲線（一般にターボコンプレッサーの使用限界を示す）より低圧側でターボコンプレッサーを使用することができる。このため、ターボコンプレッサーの高速での性能向上を図ることができるとともに、羽根の信頼性を向上させることができる。

上述した実施の形態ではセンターキャビティ１３の開口部１６の内径を他の部位に較べて小さく形成する例を示したが、センターキャビティ１３は、その内周面の内径が開口部から底部まで略等しくなるように形成することもできる。この構成を採ることにより、センターキャビティ１３の形状が単純になることからその形成が容易になり、ピストン４の製造コストを低減することができる。

上述した実施の形態では多気筒型の直接噴射式ディーゼルエンジンを例に挙げて説明したが、本発明は単気筒直接噴射式ディーゼルエンジンにも適用することができる。また、上述した実施の形態では１気筒当たり吸・排気弁を２個ずつ備えた直接噴射式ディーゼルエンジンを示したが、吸・排気弁の数量はこれに限定されることはない。例えば、図７および図８に示すように、１気筒当たり吸・排気弁６，７を１個ずつ備えたディーゼルエンジンや、図９に示すように、１気筒当たりの２個の吸気弁６，６と１個の排気弁７とを備えたディーゼルエンジンや、図１０に示すように、１気筒当たり３個の吸気弁６，６，６と２個の排気弁７，７とを備えたディーゼルエンジンや、図１１に示すように、１気筒当たり２個の吸気弁６，６と３個の排気弁７，７，７とを備えたディーゼルエンジンなどにも本発明を適用することができる。

吸・排気弁を１個ずつ備える場合には、図１〜図３に示す形態のように、副キャビティ１４をピストン４の頂部４ａの四箇所に形成することが燃焼改善を図るうえで好ましい。この場合は、ピストン４の頂部４ａにおける吸・排気弁６，７とは対向していない部位にも副キャビティ１４が形成されることになる。吸・排気弁６，７がピストン４の頂部４ａに対して一側方に偏るように設けられているような場合は、図７に示すように、ピストン４の頂部４ａにおける吸・排気弁６，７とは反対側であって吸・排気弁６，７とは対向していない部位に対向していない部位にも副キャビティ１４を形成することができる。また、この場合、図８に示すように、ピストン４の頂部４ａにおける吸気弁６と排気弁７との間と対向する部分にも副キャビティ１４を形成することができる。

１気筒当たりの２個の吸気弁６，６と１個の排気弁７とを備えたディーゼルエンジンの場合は、図９に示すように、ピストン４の頂部４ａにおける２個の吸気弁６，６どうしの間と対向する部位にも副キャビティ１４を形成することができる。
１気筒当たり３個の吸気弁６と２個の排気弁７とを備える場合や、１気筒当たり２個の吸気弁６と３個の排気弁８とを備える場合は、図１０および図１１に示すように、ピストン４の頂部４ａにおける各吸・排気弁６，７と対向する部位に副キャビティ１４が形成される。

加えて、上述した実施の形態では排気カム軸の回転位相を変える構成の可変バルブタイミング装置１２を使用する例を示してある。しかし、本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンを実現するに当たっては、排気弁７の開く時期と、閉じる時期とを個別に変えることができる可変バルブタイミング装置を使用することができる。このような構成の可変バルブタイミング装置を使用するときには、エンジンの運転域が低速運転域にあるときに排気弁の開く時期を変えずに排気弁の閉じる時期のみを遅角させる構成を採ることができる。

本発明に係る直接噴射式ディーゼルエンジンは、乗用車やバス、トラックなどの自動車やその他の乗り物のエンジンとして利用したり、発電機などの産業用のエンジンとして利用することができる。

Claims (6)

1. 頂部に円形凹部からなるセンターキャビティが形成されたピストンと、
   前記センターキャビティ内に燃料を直接噴射するインジェクタとを備えた直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   前記頂部の外周側には、前記センターキャビティと接続するように副キャビティが形成され、
   前記インジェクタは、前記副キャビティと前記センターキャビティとの境界部分を指向して燃料を噴射するように位置付けられていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。
2. 請求項１記載の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   副キャビティは、ピストンの頂部の外周側であって吸・排気弁の弁体が臨むリセスの位置に、リセスより深くかつ径方向に大きく弁体と略相似形を呈するように形成されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。
3. 請求項１記載の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   センターキャビティの開口部の内径は、キャビティ内部での内径より小さくなるように形成されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。
4. 請求項３記載の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   センターキャビティの底は、シリンダヘッドに向けて凸になる略円錐状に形成され、
   副キャビティの底は、前記センターキャビティの底の頂部と略同じ高さとなる位置に形成されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。
5. 請求項１記載の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   センターキャビティの内周面は、開口部から底部まで内径が略等しくなるように形成されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。
6. 請求項１記載の直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、
   エンジンの運転域が低速運転域にあるときに排気弁の閉弁時期をバルブオーバーラップがクランク角度で６０°以上となるように遅角させ、エンジンの運転域が低速運転域から高速運転域に移行する途中で排気弁の開弁時期を進角させる排気弁用可変バルブタイミング装置を備えていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジン。

Images