WO2003062631A1 - Soupape d'injection de carburant pour moteur diesel - Google Patents

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WO2003062631A1
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valve
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Keiichi Tsujimoto
Shunji Hamaoka
Shusuke Okada
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Yanmar Co., Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a fuel injection valve for a diesel engine having a shallow dish type combustion chamber formed on the top surface of a piston.
  • Te diesel engine odor having a combustion chamber of the shallow dish type on the top surface of the Bisuton fuel can lead to better fuel economy without adversely I inhibit the exhaust color suppressing an increase in the N_ ⁇ x generation amount It is an object to provide an injection valve.
  • the fuel injection valve protruding toward the combustion chamber is provided on the same circumference.
  • a plurality of first injection ports are provided, and a plurality of second injection ports having a smaller diameter than the first injection ports are provided on an annular side wall of the fuel injection valve on a side opposite to a tip end portion of the first injection ports; B) and the fuel fog injected from the second injection port.
  • the first and second orifices are arranged in a staggered manner so as not to overlap.
  • the number of the first nozzles is larger than the number of the second nozzles.
  • the fuel valve of the second injection port is so arranged that the fuel spray injected from the second injection port diffuses into the top clearance after colliding with the piston.
  • the corner of the mouth was set.
  • the angle of the first nozzle is set so that the fuel spray injected from the first nozzle does not collide with and adhere to the bottom surface of the combustion chamber.
  • the first injection port and the second injection port are arranged at equal intervals on the circumference of the fuel injection valve.
  • the center axis of the fuel injection valve and the first injection port are set so that the fuel injection injected from the first injection port does not overlap with the fuel injection injected from the second injection port.
  • the first and second injection ports are installed so that the intersection of the center line of the fuel spray injected from the fuel injection valve does not coincide with the intersection of the center axis of the fuel injection valve and the center line of the fuel spray injected from the second injection port did.
  • the fuel injection valve 1 in a diesel engine having a shallow dish type combustion chamber on the top surface of the piston 14, the fuel injection valve 1 has a lower injection port 2 (first injection port) and an upper injection port 3 (second injection port). ),
  • the diameter of the upper orifice 3 was set smaller than that of the lower orifice 2, and the lower and upper orifices 2 and 3 were arranged in a zigzag pattern. Therefore, the fuel spray injected from the lower orifice 2 1 3
  • the fuel spray 12 injected from the upper part 3 can be prevented from overlapping each other. As a result, a mixture having a uniform concentration of air and fuel can be generated in the combustion chamber 16. As a result, uniform combustion can be performed, so that fuel consumption can be reduced while suppressing NO x emissions.
  • the top clearance (interval X) is secured.
  • the upper space of the combustion chamber 36 can be effectively used, and fuel economy can be reduced while maintaining good air quality.
  • the top clearance (interval X) is secured in advance, an increase in the thermal load on the piston 29 can be prevented. If the compression ratio is increased to increase the thermal efficiency, the top clearance becomes smaller, and the open exhaust valve may collide with the piston. (Interval X) to reduce fuel consumption and maintain a good exhaust color while the piston 29 and the open exhaust valve 26 (same as the air supply valve 25 during overlap). Collision can be avoided.
  • the number of nozzles of the lower nozzle 2 (21) (first nozzle) is made larger than the number of nozzles of the upper nozzle 3 (22) (second nozzle). twenty two
  • the fuel spray 1 3 (27) injected from the force and the fuel spray 1 2 (28) injected from the upper nozzle 3 (2 2) do not overlap each other, and the lower Since they collide and diffuse without adhering to the combustion chamber wall, they can be uniformly mixed with air to perform uniform combustion, and the exhaust color can be improved.
  • the high-temperature fuel spray injected from the upper nozzle 22 is dispersed into the top clearance portion after colliding with the piston 29, so that the cylinder head 3 3 And the thermal load on the cylinder liner 31 can be reduced, and reliability can be improved.
  • the intersection of the spray center line 5 of the spray 13 injected from the lower nozzle 2 and the central axis 11 of the fuel injection valve 1, the upper nozzle 3 force, and the spray 1 2 The lower injection port 2 and the upper injection port 3 are provided on the fuel injection valve 1 so that the intersection of the center wire 4 of the fuel injection and the center axis 1 1 of the fuel injection valve 1 does not overlap. 1 and 3 overlap each other And the exhaust color can be kept good.
  • the interval between the lower injection port 2 and the upper nozzle 3 can be easily secured, and the wall thickness between the nozzles can be ensured, so that the fuel injector 1 can have strong reliability.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of a fuel injection valve of a diesel engine embodying the invention of claim 1.
  • FIG. 2 is a vertical sectional front view of the fuel injection valve of the diesel engine in a state where the valve body of the fuel injection valve in FIG. 1 is seated on a seat.
  • FIG. 3 is a schematic sectional view of a fuel injection valve of a diesel engine embodying the invention of claim 2.
  • FIG. 4 is an enlarged view of the fuel injection valve.
  • FIG. 5 is a schematic bottom view of the fuel injection valve.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between fuel consumption rate and the NO x emissions in a diesel engine and a conventional diesel engine of the present invention.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the fuel nozzle nozzle angle of the lower nozzle and the exhaust color.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the ratio of the sum of the lower nozzle area to the total nozzle area, the exhaust color, and the fuel efficiency.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional front view of a fuel injection valve 1 of a diesel engine embodying the invention of claim 1, and FIG. 4 is an enlarged view of the fuel injection valve 1.
  • the fuel injection valve 1 has a tip having a plurality of lower injection ports 2 (first injection ports) and a plurality of upper injection ports 3 (second injection ports) projecting into the combustion chamber 16.
  • first injection ports first injection ports
  • second injection ports second injection ports
  • a valve body 6 is provided in the cavity in the fuel injection valve 1, and the valve body 6 is reciprocated up and down in the cavity by driving means (eg, a lift mechanism using fuel pressure, a solenoid valve, etc.) not shown. It is possible.
  • fuel 8 is pressurized and supplied into the cavity in the fuel injection valve 1 so that the valve body 6 can land on the seat 7 formed in the fuel injection valve 1, or 7 so that fuel can be injected into the combustion chamber 16 from the lower nozzle 2 and the upper nozzle 3 or the fuel injection can be stopped.
  • FIGS. 1 and 4 show a state in which the valve element 6 is separated from the seat 7.
  • FIG. FIG. 5 is a schematic bottom view of the fuel injection valve 1.
  • the upper stream 3 has an angle r 3 above the lower nozzle 2 (toward the cylinder head).
  • Fig. 1 the same applies to Fig. 2 to be described later
  • the lower nozzle 2 and the upper nozzle 3 are shown in the same cross section. This shows the positional relationship between the lower nozzle 2 and the upper nozzle 3. It is described in the same cross section for convenience.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional front view of the fuel injection valve 1 of the diesel engine in a state where the valve body 6 of the fuel injection valve 1 is seated on the seat 7.
  • the shallow dish type combustion chamber is generally defined as a combustion chamber (depression) in which the depth H of the combustion chamber 16 is about 10% of the opening diameter D of the combustion chamber.
  • the combustion chamber has a raised portion 19 at the center of the depression.
  • Intersection 10 (center of extension) between the spray center line 5 of the lower nozzle 2 and the center axis 1 1 of the fuel injector 1 and the intersection 9 of the spray center line 4 of the upper nozzle 3 and the center axis 11 of the fuel injector 1 9 (Extended center) is set to be separated by the interval L as shown in Fig. 4. Assuming that the distance from the intersection 40 of the central fog center line 5 and the top surface 15 to the intersection 10 is L, and the diameter of the lower orifice 2 is 1, 1 ⁇ and 0 satisfy the relationship of equation (1).
  • the spray 13 spreads smoothly along the ridge 19 on the top surface of the piston 14. Further, the sprays 12 and 13 do not overlap with each other in the combustion chamber 16, so that a fuel-rich region cannot be formed in the combustion chamber 16, so that good combustion is performed.
  • FIG. 3 is a schematic sectional view of a fuel injection valve 20 of a diesel engine embodying the invention of claim 2.
  • the piston 29 shown in FIG. 3 is at the TDC position, and the interval X is set as a top clearance.
  • the cylinder head 33 has an intake passage 34 and an exhaust passage 35.
  • the intake passage 34 has an air supply valve 25, and the exhaust passage 35 has an exhaust valve 26.
  • air compressed air generated by a supercharger not shown
  • Combustion gas exhaust gas
  • FIG. 3 shows a state in which the fuel is being injected, but the exhaust valve 26 is opened for the sake of convenience in explaining the interval Y described later.
  • the open exhaust valve 26 (also the air supply valve 25) may collide with the top surface 32 of the biston 29 at the time of overlap. .
  • a valve recess has conventionally been provided in the piston 29 to avoid collision between the two. If a valve recess is provided in the piston 29, the upper limit of the oil gallery 30 that cools the high-temperature top surface 32 is restricted, and the thickness of the portion other than the valve recess is increased, and the cooling performance of the top surface 32 is reduced. The heat load on the top surface 32 increases.
  • the structure of the fuel injection valve 20 is almost the same as the structure of the fuel injection valve 1 in FIG.
  • Spray 27 is sprayed from the lower part of the center 21 around the center line 23 of the fog, and spray 28 from the upper part 22 is centered on the center line 24 of the spray.
  • the spray 27 spreads smoothly along the ridge 39 on the top surface of the biston 29.
  • the sprays 27 and 28 do not mix with each other in the combustion chamber 36, and the center line 24 of the spray is a shallow dish type combustion chamber formed on the top surface 32 of the piston 29 at the TDC position.
  • the angle between the central axis 3 7 of the fuel injection valve 20 and the spray center line 2 4 is the fuel valve nozzle angle r 4
  • the angle between the central axis 3 7 and the spray center line 23 is the fuel valve nozzle angle r 5 Is defined.
  • the hot spray 28 can be directly injected into the cylinder before reaching the piston 29.
  • the lower surface of the head 33 does not reach the inner wall surface of the cylinder liner 31, so that the temperature rise of the cylinder head 33 and the cylinder liner 31 can be suppressed. Therefore, the reliability of the cylinder head 33 and the cylinder liner 31 is improved, and the performance of the diesel engine can be maintained satisfactorily.
  • the top surface 32 of the piston 29 to which the high-temperature spray 28 reaches is appropriately cooled by the oil in the oil gallery 30.
  • the spray 27 is sprayed so that the spray mist 27 injected from the lower nozzle 21 diffuses smoothly along the bottom of the combustion chamber 36 (the bottom of the shallow plate-type combustion chamber of the piston 29). setting the fuel valve ⁇ angle r 5 so as not to overlap with the mists 2 8.
  • Fuel valve ⁇ angle r 5 is, fluctuate by the trade-off of the combustion chamber depth H and the top clearance. And to force the injection port diameter D 2 and the distance L 2 is set to sea urchin fuel valve ⁇ angle r 5 by satisfying the relationship of formula (2) described above, deposited spray 2 7 vital collides with the bottom surface of the combustion chamber 3 6 Can be avoided, and the mist 27 can be smoothly diffused by the collision with the bottom surface of the combustion chamber 36.
  • the good ⁇ mood Can be kept.
  • the diameter of the lower injection port 21 0. 25-0. 4 Omm
  • fuel valve nozzle hole angle r 5 60-70 degrees
  • the diameter of the upper nozzle 22 is 0.10 to 0.25 mm
  • the fuel valve nozzle angle r 4 is about 75 to 85 degrees
  • valve recess If a valve recess is provided, it is almost impossible to form a uniform thickness on the circumference of the upper end portion of the piston 29, and it is difficult to uniformly cool the piston 29. However, the bias of the heat load tends to occur, and the strength of the piston decreases due to the high temperature.However, if the top clearance (interval X) is secured in advance, there is no need to provide a valve recess. A bias in the load does not need to be generated, and the biston 29 having high strength and high reliability can be constructed. As shown in Fig.
  • the NO x generation amount in the exhaust gas at a constant 5 can be reduced by about 10%.
  • the ratio of the total nozzle area of only lower nozzle 2 (21) to the sum of the total nozzle area of lower nozzle 2 (21) and the total nozzle area of upper nozzle 3 (22) is within the range of 70-90%. If so, it can be seen that both fuel efficiency and exhaust color can be maintained well as shown in the graph of Fig. 8.
  • the number of lower nozzles 2 is eight and the number of upper nozzles is four.
  • the sprays 13 and 12 emitted from each nozzle should be set so as not to overlap each other in the combustion chamber 16. If possible, there is no limit on the number of nozzles.
  • the number of ports in the lower nozzle 2 is set to be greater than the number of ports in the upper nozzle 3, fuel efficiency is maintained while maintaining good exhaust color. That we can reduce preferable.
  • the present invention can be applied to a diesel engine having a shallow dish type combustion chamber on the top surface of a piston.

Description

明 細 書 ディーゼル機関の燃料嘖射弁 技術分野
本発明は、 ビストンの頂面に浅皿式の燃焼室を形成したディーゼル機関の燃料 噴射弁に関するものである。 背景技術
ピストン頂面に浅皿式の燃焼室を備えた従来のディーゼル機関では、 燃費を低 減するために燃料を噴射する噴口の噴口径を大きくする方法が一般に採用されて いる。 噴口径を大きくすると、 噴霧の微粒ィ匕が悪ィ匕し、 排気色が悪化する。
そこでその対策として噴口径を小さくして噴口数を増やすことが考えられるが、 それでは嘖ロ間の間隔が小さくなって噴霧同士が重なり易くなり、 導入空気量が 不足する。 この空気量の不足を補うために給気圧力を上昇させると、 筒内圧が上 昇し、 N Oxの発生量が増加する。 この N O xの増加を回避するために燃料の噴 射時期を遅延させると、 結局は排気色の悪ィ匕を招いてしまう。 発明の開示
(発明が解決しようとする技術的課題）
本発明では、 ビストンの頂面に浅皿式の燃焼室を有するディーゼル機関におい て、 N〇x発生量の増加を抑制し排気色を悪ィヒさせることなく燃費を改善するこ とができる燃料噴射弁を提供することを課題としている。
(その解決方法）
上記課題を解決するため請求項 1の発明では、 ビストンの頂面に浅皿式の燃焼 室を有するディーゼル機関において、 前記燃焼室に向かって突出させて設けた燃 料噴射弁の同一円周上に複数の第 1噴口が設けてあり、 前記第 1噴口より先端部 とは反対側の燃料噴射弁の環状側壁に第 1噴口より小径の複数の第 2噴口が設け てあり、 前記第 1嘖ロ及び第 2噴口から噴射される燃料嘖霧が、 燃焼室内で互い に重ならないように前記第 1噴口と第 2噴口とを千鳥状に配置するようにした。 請求項 2の発明では請求項 1の発明において、 ビストンが上死点近傍にあると きに、 ビストン頂面の燃焼室開口部に第 2噴口から噴射された燃料噴霧が衝突す るように、 弁リセスを不要にするトップクリアランスとピストン頂面の燃焼室開 口径とを設定した。
請求項 3の発明では請求項 1又は請求項 2の発明において、 第 2噴口数よりも 第 1嘖口数の方を多くした。
請求項 4の発明では請求項 1の発明におレ、て、 第 2噴口から噴射された燃料噴 霧がビストンに衝突したのちにトップクリァランス部に拡散するように第 2噴口 の燃料弁噴口角を設定した。
請求項 5の発明では請求項 1の発明において、 第 1噴口から噴射された燃料噴 霧が、 燃焼室底面に衝突しかつ付着しないように第 1噴口の嘖口角を設定した。 請求項 6の発明では請求項 1の発明において、 第 1噴口および第 2噴口を燃料 噴射弁の円周上に等間隔に配置した。
請求項 7の発明では請求項 1の発明において、 第 1噴口から噴射される燃料噴 霧と第 2噴口から噴射される燃料噴霧とが重ならないように、 燃料噴射弁の中心 軸と第 1噴口から噴射される燃料噴霧の中心線の交点と、 燃料噴射弁の中心軸と 第 2噴口から噴射される燃料噴霧の中心線の交点とが一致しないように第 1噴口 と第 2噴口とを設置した。
(従来技術より有効な効果）
請求項 1の発明では、 ピストン 1 4の頂面に浅皿式の燃焼室を備えたディーゼ ル機関において、 燃料噴射弁 1に下部噴口 2 (第 1噴口） と上部噴口 3 (第 2噴 口） とを設け、 下部噴口 2の口径よりも上部噴口 3の口径を小さく設定し、 下部 噴口 2と上部噴口 3とを千鳥状に配置したので、 下部噴口 2から噴射される燃料 の噴霧 1 3と上部嘖ロ 3から噴射される燃料の噴霧 1 2とが互いに重ならないよ うにすることができる。 その結果、 燃焼室 1 6内で空気と燃料の一様な濃度の混 合気を生成することができる。 これにより一様な燃焼を行うことができるので、 N O xの排出を抑制しながら燃費を低減することができる。
請求項 2の発明では、 トップクリアランス （間隔 X) を確保するようにしたの で、 燃焼室 3 6の上部空間を有効に利用することができ、 お気色を良好に保ちな がら燃費の低減ィ匕を図ることができる。 予めトップクリアランス （間隔 X) を確 保するようにしたので、 ピストン 2 9の熱負荷の増加を防止することができる。 熱効率を上げるために圧縮比を上げると、 トップクリアランスが小さくなり、 開いた排気弁とピストンが衝突する恐れが出てくるが、 請求項 2の発明では弁リ セスを不要にするだけのトップクリアランス （間隔 X) を確保しているので、 燃 費の低減を図り、 力 排気色を良好に保ちながらピストン 2 9と開いた排気弁 2 6 (オーバラップ時の給気弁 2 5も同様） との衝突を回避することができる。 請求項 3の発明では、 下部噴口 2 ( 2 1 ) (第 1噴口） の噴口数を上部噴口 3 ( 2 2 ) (第 2噴口） の噴口数よりも多くなるようにしたので、 下部嘖ロ 2 ( 2
1 ) 力 ら噴射される燃料の噴霧 1 3 ( 2 7 ) と上部噴口 3 ( 2 2 ) から噴射され る燃料の噴霧 1 2 ( 2 8 ) とが互いに重ならず、 また、 下部の嘖霧は燃焼室壁面 に付着することなく衝突し拡散するため空気と一様に混合して一様な燃焼を行う ことができ、 排気色を良好にすることができる。
請求項 4の発明によると、 上部嘖口 2 2から噴射された高温の燃料の噴霧 2 8 力 ピストン 2 9に衝突したのちにトップクリアランス部に拡散するようにした ので、 シリンダへッド 3 3とシリンダライナ 3 1の熱負荷を軽減することができ、 信頼性を向上させることができる。
請求項 5の発明では、 下部噴口 2 1から噴射された燃料の噴霧 2 7が燃焼室 3 6の底面に衝突しかつ付着しないように燃料弁嘖口角 r 5を設定し、 噴霧 2 7が 円滑に拡散することができるようにしたので、 全運転領域のうち、 特に無負荷時 における排気色を良好にすることができる。
請求項 6の発明では、 下部噴口 2と上部嘖ロ 3を燃料噴射弁 1の円周上に等間 隔に配置するようにしたので、 噴霧同士の重なりを回避することができ、 排気色 の悪ィ匕を防止することができる。
請求項 7の発明では、 下部噴口 2から噴射される噴霧 1 3の噴霧中心線 5と燃 料噴射弁 1の中心軸 1 1の交点と、 上部噴口 3力、ら嘖射される噴霧 1 2の噴霧中 心線 4と燃料噴射弁 1の中心軸 1 1の交点とが重ならないように下部噴口 2と上 部噴口 3とを燃料噴射弁 1に設けたので、 嘖霧 1 2と嘖霧 1 3とが互いに重なる ことがなく、 排気色を良好に保つことができる。 また、 下部噴口 2と上部嘖ロ 3 の間隔を確保し易く、 各嘖ロ間の肉厚を確保できるので、 燃料噴射弁 1の強度的 な信頼性が得られる。
(図面の簡単な説明）
第 1図は、 請求項 1の発明を実施したディーゼル機関の燃料噴射弁の断面略図 である。
第 2図は、 第 1図の燃料噴射弁の弁体が座に着床した状態のディーゼル機関の 燃料噴射弁の縦断正面図である。
第 3図は、 請求項 2の発明を実施したディーゼル機関の燃料噴射弁の断面略図 である。
第 4図は、 燃料噴射弁の拡大図である。
第 5図は、 燃料噴射弁の底面略図である。
第 6図は、 本発明のディーゼル機関と従来のディーゼル機関における燃料消費 率と N O x排出量の関係を示すグラフである。
第 7図は、 下部噴口の燃料弁噴口角と排気色の関係を示すグラフである。 第 8図は、 総噴口面積に対する下部噴口面積の和の割合と排気色および燃費の 関係を示すグラフである。
(発明を実施するための最良の形態）
第 1図は、 請求項 1の発明を実施したディーゼル機関の燃料噴射弁 1の縦断正 面図であり、 また、 第 4図は燃料噴射弁 1の拡大図である。 第 1図に示すように 燃料噴射弁 1は、 複数の下部噴口 2 (第 1噴口） と複数の上部噴口 3 (第 2噴 口） とを備えた先端部を燃焼室 1 6内に突出させてシリンダへッド 1 7に設けて める。
燃料噴射弁 1内の空洞には弁体 6が設けてあり、 弁体 6は図示しない,駆動手段 (例えば、 燃料圧力を利用したリフト機構， 電磁弁等） により空洞内を上下方向 に往復移動可能になっている。 また、 第 4図に示すように燃料噴射弁 1内の空洞 内には燃料 8が加圧供給されており、 弁体 6が燃料噴射弁 1内に形成した座 7に 着床する、 又は座 7から離間することにより、 下部噴口 2及ぴ上部嘖ロ 3から燃 焼室 1 6内に燃料を噴射させ、 又は燃料の噴射を停止させることができるように なっている。 第 1図， 第 4図は弁体 6が座 7から離間している状態を示している。 第 5図は、 燃料噴射弁 1の底面略図である。 第 5図に示すように下部噴口 2は、 燃料噴射弁 1の下端 （燃焼室 16側の先端） 付近の同一円周上に角度 r 2 ( r 2 =45度） の等間隔で 8つ設けてある。
また、 上部嘖ロ 3は、 下部噴口 2よりも上方 （シリンダへッド側） に角度 r 3
(r 3=90度） の等間隔で 4つ設けてある。 第 5図に示すように上部噴口 3は、 隣接する 2つの下部噴口 2の中間に配置されている。 また、 第 5図に示すように 上部噴口 3の口径は下部噴口 2の口径よりも小さく設定されている。
なお、 第 1図 （後述する第 2図も同様） においては、 下部噴口 2と上部噴口 3 とを同一断面内に記載してあるが、 これは下部嘖ロ 2と上部噴口 3の位置関係を 説明するために便宜上同一断面内に記載したものである。
第 1図に示すようにシリンダへッド 17の下面と対向するビストン 14の頂面 15には、 浅皿式燃焼室 （窪み） が形成されている。 第 2図は、 燃料噴射弁 1の 弁体 6が座 7に着床した状態のディーゼル機関の燃料噴射弁 1の縦断正面図であ る。 浅皿式燃焼室とは、 一般に燃焼室 16の深さ Hが燃焼室開口径 Dの 10 %程 度の燃焼室 （窪み） であると定義されており、 特に本発明の実施対象の浅皿式燃 焼室には、 第 2図に示すように窪みの中央に隆起部 19が設けられている。
隆起部 19の高さ hの値は、 燃焼室 16の深さ Hの値よりも若干小さく、 燃焼 室開口径 Dと関連付けて示すと、 例えば H/D=0. 11, h/D=0. 10 となる。
下部噴口 2の噴霧中心線 5と燃料噴射弁 1の中心軸 1 1との交点 10 (延長中 心） と、 上部噴口 3の噴霧中心線 4と燃料噴射弁 1の中心軸 11との交点 9 (延 長中心） とは、 第 4図に示すように間隔 Lだけ離間するように設定されている。 嘖霧中心線 5と頂面 15との交点 40から交点 10までの距離を L ,、 下部噴 口 2の噴口直径を とすると、 1^と 0 は式 （1) の関係を満たしている。
L./D^ 150〜250 (1)
また、 嘖霧中心線 4と頂面 15との交点 41から交点 9までの距離を L 2、 上 部嘖ロ 3の噴口直径を D2とすると、 L2と D2は式 (2) の関係を満たす。
Lノ D。= 300〜400 (2) ピストン 1 4が上昇して圧縮行程に入り、 第 1図に示す T D C付近になると、 図示しない駆動手段が弁体 6を座 7から離間させ、 燃料 8 (第 4図） を下部噴口 2からは噴霧 1 3として燃焼室 1 6内に噴射し、 また、 上部噴口 3からは嘖霧 1 2として燃焼室 1 6内に噴射する。
噴霧 1 3は、 ピストン 1 4の頂面の隆起部 1 9に沿って円滑に拡散する。 また、 噴霧 1 2と噴霧 1 3とは、 燃焼室 1 6内で互いに重なり合わず、 したがって燃焼 室 1 6内で燃料の濃い領域ができないため、 良好な燃焼が行われる。
第 3図は、 請求項 2の発明を実施したディーゼル機関の燃料噴射弁 2 0の断面 略図である。 第 3図に示すピストン 2 9は T D C位置にあり、 トップクリアラン スとして間隔 Xが設定されている。
シリンダへッド 3 3には吸気通路 3 4と排気通路 3 5とが設けてある。 吸気通 路 3 4には給気弁 2 5が設けてあり、 排気通路 3 5には排気弁 2 6が設けてある。 給気弁 2 5を開くと燃焼室 3 6内には吸気通路 3 4から空気 （図示しない過給機 により生成した圧縮空気） が供給され、 排気弁 2 6を開くと燃焼室 3 6内の燃焼 ガス （排気ガス） が排気通路 3 5を介して排出されるようになっている。 第 3図 においては、 説明の都合上、 便宜的に給気弁 2 5と排気弁 2 6とを同一断面内に 記載してある。 また第 3図では燃料を噴射中であるが、 後述の間隔 Yを説明する ために便宜的に排気弁 2 6を開いた状態を図示している。
トップクリアランス （間隔 X) が十分に確保されていないと、 オーバラップ時 において開いた排気弁 2 6 (給気弁 2 5も同様） がビストン 2 9の頂面 3 2に衝 突する恐れがある。 そのため、 従来ではピストン 2 9に弁リセスを設け、 両者の 衝突を回避するようにしていた。 ピストン 2 9に弁リセスを設けると、 高温の頂 面 3 2を冷却するオイルギャラリ 3 0の上限が制約を受け、 弁リセス以外の部分 の肉厚が厚くなり、 頂面 3 2の冷却性が悪化し、 頂面 3 2の熱負荷が増大する。 ところが請求項 2の発明では、 トップクリアランスとして間隔 Xを確保するこ とにより、 開いた排気弁 2 6 (給気弁 2 5も同様） とピストン 2 9の頂面 3 2と の間には間隔 Yが確保されて両者が衝突する恐れがなくなり、 弁リセスは不要で ある。 そのためオイルギャラリ 3 0は、 頂面 3 2が良好な冷却性を呈することが できるように設けることができ、 頂面 3 2の熱負荷を効果的に低減することがで さる。
燃料噴射弁 2 0の構造は、 第 1図の燃料噴射弁 1の構造とほぼ同じである。 下 部嘖ロ 2 1からは嘖霧中心線 2 3を中心として噴霧 2 7が噴射され、 上部嘖ロ 2 2からは噴霧中心線 2 4を中心として噴霧 2 8が噴射される。 噴霧 2 7は、 ビス トン 2 9の頂面の隆起部 3 9に沿つて円滑に拡散する。
噴霧 2 7と噴霧 2 8は、 燃焼室 3 6内で互いに混合することはなく、 嘖霧中心 線 2 4は、 T D C位置におけるピストン 2 9の頂面 3 2に形成した浅皿式燃焼室
(窪み） の開口部 1 8の範囲内に入るように設定されている。 ここで、 燃料噴射 弁 2 0の中心軸 3 7と噴霧中心線 2 4のなす角を燃料弁噴口角 r 4, 中心軸 3 7 と噴霧中心線 2 3のなす角を燃料弁噴口角 r 5と定義する。
噴霧中心線 2 4を開口部 1 8の範囲内に入るように燃料弁噴口角 r 4を設定す ることにより、 高温の嘖霧 2 8がピストン 2 9に到達する前に、 直接シリンダへ ッド 3 3の下面ゃシリンダライナ 3 1の内壁面に到達することがなくなり、 シリ ンダへッド 3 3とシリンダライナ 3 1の温度上昇を抑制することができる。 した がって、 シリンダへッド 3 3とシリンダライナ 3 1の信頼性が向上し、 ディーゼ ル機関の性能を良好に維持することができる。 一方、 高温の噴霧 2 8が到達する ピストン 2 9の頂面 3 2は、 オイルギャラリ 3 0内のオイルにより適度に冷却さ れる。
また、 下部噴口 2 1から噴射された嘖霧 2 7が燃焼室 3 6の底面 （ピストン 2 9の浅皿式燃焼室の底面） に沿って円滑に拡散するように、 かつ、 噴霧 2 7が噴 霧 2 8と重ならないように燃料弁嘖口角 r 5を設定する。
燃料弁嘖口角 r 5は、 燃焼室深さ Hやトップクリアランスとの兼合いにより変 動する。 し力 し、 噴口直径 D 2と距離 L 2が上述した式 （2 ) の関係を満たすよ うに燃料弁嘖口角 r 5を設定すると、 噴霧 2 7が燃焼室 3 6の底面に衝突しかつ 付着することを回避でき、 かつ、 燃焼室 3 6の底面への衝突により嘖霧 2 7を円 滑に拡散させることができる。
上述の式 （1 ) 及び式 （2 ) を満たし、 かつ下部噴口 2 1の燃料弁噴口角 r 5 を 6 0度以下に設定すると、 第 7図のグラフに示すように、 ^気色を良好に保つ ことができる。 一例として下部嘖ロ 21 (2) と上部嘖ロ 22 (3) の設定を示すと、 下部噴 口 21の口径を 0. 25〜0. 4 Omm， 燃料弁噴口角 r 5を 60〜70度とし た場合には、 上部嘖ロ 22の口径は 0. 10〜 0. 25 mm, 燃料弁噴口角 r 4 は 75〜 85度程度で、 噴口数比は、 上部嘖口数/下部噴口数 = 1/2とするこ とができる。
弁リセスを設けると、 ピストン 29の上端部分の円周上を均一な肉厚に形成す ることは不可能に近く、 したがって均一に冷却することが困難であるため、 弁リ セスがない場合よりも熱負荷の偏りが生じ易く、 また、 高温化によりピストンの 強度が低下してしまうが、 予めトップクリアランス （間隔 X) が確保されている と弁リセスを設けずに済むので、 ピストン 29の熱負荷の偏りを生じさせずに済 み、 強度的に安定した信頼 «iの高いビストン 29を構成することができる。 第 5図に示すように上部噴口 22 (3) の数は下部噴口 21 (2) の数よりも 少なく設定して両者を千鳥状 （不完全な千鳥配置） に配置すると、 燃料 8の嘖霧 同士が重なりにくく好ましいが、 噴霧 12， 13 (第 1図） ゃ嘖霧 27， 28 (第 3図） が重ならず、 空気と一様に混合して一様な燃焼が行われる限り、 両者 を同数にして完全な千鳥配置としても差し支えない。
以上のように下部嘖ロ 2 (21) と上部噴口 3 (22) とを設定すると、 第 6 図のグラフに示すように、 従来のディーゼル機関と比較して本発明 （請求項 1〜 7の発明） では排気ガス中に含まれる NOx発生量を一定に維持したまま燃料消 費量を 5〜 10 %程度低減することができる。
また、 下部嘖ロ 2 (21) の総噴口面積と上部噴口 3 (22) の総嘖ロ面積の 総和に対する下部噴口 2 (21) のみの総噴口面積の割合が 70〜 90 %の範囲 内であれば、 第 8図のグラフに示すように燃費と排気色の両方を良好に保つこと ができることがわかる。
第 5図では下部嘖ロ 2の数を 8つ， 上部噴口の数を 4つとしたが、 各噴口から 嘖射される噴霧 13， 12が燃焼室 16内で互いに重ならないように設定するこ とができれば、 噴口数に制限はない。 ただ、 浅皿式の燃焼室 16を備えたディー ゼル機関においては、 下部嘖ロ 2の嘖口数を上部噴口 3の噴口数よりも多くなる ように設定すると、 排気色を良好に保ちながら燃費の低減ィヒを図ることができて 好ましい。 産業上の利用の可能性
本発明は、 ピストンの頂面に浅皿式の燃焼室を有するディーゼル機関に適用す ることができる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . ピストンの頂面に浅皿式の燃焼室を有するディーゼル機関において、 前記 燃焼室に向かって突出させて設けた燃料噴射弁の同一円周上に複数の第 1噴口が 設けてあり、 前記第 1噴口より先端部とは反対側の燃料嘖射弁の環状側壁に第 1 噴口より小径の複数の第 2噴口が設けてあり、 前記第 1噴口及び第 2噴口から噴 射される燃料噴霧が、 燃焼室内で互いに重ならないように前記第 1噴口と第 2噴 口とを千鳥状に配置したことを特徴とするディーゼル機関の燃料噴射弁。
2 . ピストンが上死点近傍にあるときに、 ビストン頂面の燃焼室開口部に第 2 嘖口から噴射された燃料噴霧が衝突するように、 弁リセスを不要にするトップク リアランスとビストン頂面の燃焼室開口径とを設定した請求項 1に記載のディ一 ゼル機関の燃料噴射弁。
3 . 第 2嘖口数よりも第 1嘖口数の方を多くした請求項 1又は請求項 2に記載 のディーゼル機関の燃料噴射弁。 '
4 . 第 2噴口から噴射された燃料噴霧がビストンに衝突したのちにトップタリ ァランス部に拡散するように第 2噴口の燃料弁嘖口角を設定した請求項 1に記載 のディーゼル機関の燃料嘖射弁。
5 . 第 1噴口から噴射された燃料噴霧が、 燃焼室底面に衝突しかつ付着しない ように第 1噴口の噴口角を設定した請求項 1に記載のディーゼル機関の燃料噴射 弁。
6 . 第 1嘖口および第 2噴口を燃料噴射弁の円周上に等間隔に配置した請求項 1に記載のディーゼル機関の燃料噴射弁。
7 . 第 1噴口から噴射される燃料噴霧と第 2噴口から噴射される燃料噴霧とが 重ならないように、 燃料噴射弁の中心軸と第 1噴口から噴射される燃料噴霧の中 心線の交点と、 燃料噴射弁の中心軸と第 2噴ロカゝら噴射される燃料噴霧の中心線 の交点とがー致しないように第 1嘖口と第 2噴口とを設置した請求項 1に記載の ディーゼル機関の燃料噴射弁。
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