WO2011040139A1 - 改質器付エンジンシステム - Google Patents

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WO2011040139A1
WO2011040139A1 PCT/JP2010/063930 JP2010063930W WO2011040139A1 WO 2011040139 A1 WO2011040139 A1 WO 2011040139A1 JP 2010063930 W JP2010063930 W JP 2010063930W WO 2011040139 A1 WO2011040139 A1 WO 2011040139A1
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fuel
reformer
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hydrogen
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島田　敦史
石川　敬郎
吉井　泰雄
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株式会社日立製作所
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Definitions

  • the present invention relates to an engine system equipped with a reformer.
  • exhaust heat recovery is achieved by reforming the fuel through an endothermic reaction using engine exhaust heat.
  • Can improve efficiency.
  • hydrocarbon fuels such as gasoline and supplying reformed gas containing hydrogen to the engine
  • generated hydrogen by performing dehydrogenation reaction from hydrocarbon fuels, such as gasoline becomes high in octane number. As a result, the resistance to knocking is increased, so that the thermal efficiency can be improved by increasing the compression ratio.
  • the temperature of the reformer varies depending on the operating state of the engine, so the reforming amount varies depending on the operating conditions.
  • the amount of hydrogen generated after reforming and the amount of high octane fuel vary.
  • the effect of improving the thermal efficiency is enhanced by performing optimal engine control according to these fluctuations.
  • Patent Document 1 As a conventional engine system with a reformer, for example, as described in Patent Document 1, there is a method of providing a sensor in the reformed gas and detecting the hydrogen concentration of the reformed gas.
  • the system described in Patent Document 1 includes means for detecting the hydrogen concentration of the reformed gas.
  • the means for detecting the hydrogen concentration may be subject to interference by a gas other than hydrogen, which may deteriorate the control accuracy of the optimal ignition timing.
  • the octane number of the fuel supplied to the engine varies according to the change in the amount of high octane fuel stored.
  • the conventional way of thinking is to determine the engine configuration according to the fuel with a small octane number, but in that case, the engine compression ratio becomes low, and the engine is used when the fuel has a high octane number. There is a problem that the effect of improving the thermal efficiency is reduced.
  • An object of the present invention is to perform engine combustion with high efficiency in response to changes in reformed gas components in an engine having a reformer mounted in an exhaust pipe.
  • the engine system with a reformer of the present invention is an engine system with a reformer that reforms a fuel before reforming by a reformer mounted on an exhaust pipe and supplies a fuel after reforming containing hydrogen to the engine.
  • the target heat generation start time is determined according to the engine load, rotation speed, and excess air ratio, and the current heat generation start time and target heat of the engine are determined.
  • a control device is provided for controlling the ignition timing of the engine so that the deviation of the generation start timing falls within a predetermined range.
  • the engine system with a reformer of the present invention includes a separation device that separates the reformed fuel into gas and liquid and separates it into hydrogen gas and dehydrogenated fuel, and a hydrogen gas supply unit that supplies the hydrogen gas to the intake pipe of the engine And a tank for storing the dehydrogenated fuel, and a dehydrogenated fuel supply unit for directly injecting the dehydrogenated fuel into the engine.
  • the fuel supply map in a 1st Example. The relationship between the reforming temperature and the conversion rate in the first embodiment. Relationship between hydrogen mixing ratio, optimal ignition timing, and heat generation start timing. Heat generation start timing map at optimal ignition timing. Heat generation start timing at optimal ignition timing for excess air ratio. Hydrogen mixing ratio and lean limit air excess ratio. Excess air ratio and NOx emissions.
  • FIG. 1 is a block diagram of the first embodiment of the present system.
  • the configuration of this embodiment is a configuration in which the reformed fuel reformed by the reformer 2 installed in the exhaust pipe 3 of the engine is supplied to the engine 1.
  • the fuel before reforming is gasoline
  • the following steam reforming reaction can occur in the case of C 8 H 18 (normal octane) which is one component in gasoline.
  • the reforming reaction is an endothermic reaction, and hydrogen in water vapor can be used as a fuel. Therefore, it can be seen that the fuel after reforming is 1303 kJ and the calorific value is increased with respect to the fuel before reforming. Since the calorific value of the fuel before reforming is 5075 kJ and the fuel after reforming is 6378 kJ, the calorific value of the fuel after reforming is improved by 25.7% with respect to the fuel before reforming. In other words, the reforming reaction means that the thermal efficiency based on C 8 H 18 is improved by 25.7%.
  • the reformer 2 is installed in the exhaust pipe 3 of the engine 1.
  • the pre-reforming fuel 12 is supplied to the reformer 2 via the pump p and the fuel supply device 8.
  • the fuel before reforming is reformed using the heat of the engine exhaust gas.
  • the reformed fuel after reforming is supplied from the fuel supply device 6 to the intake pipe of the engine 1.
  • a pressure sensor 20 that measures the pressure of the supply line is installed in the fuel supply line after reforming.
  • a temperature sensor 21 for measuring the exhaust gas temperature is installed at the outlet of the reformer 2.
  • the pre-reforming fuel 12 can be directly supplied from the fuel supply device 7 to the intake pipe of the engine 1 according to the operating state of the engine, such as when the reformer 2 is not warmed up.
  • EGR pipe 24 One end of an EGR pipe 24 is connected to the intake pipe 5.
  • the other end of the EGR pipe 24 is connected to the exhaust pipe.
  • the EGR amount can be controlled by controlling the opening and closing of the EGR valve 22 disposed in the middle of the EGR pipe 24.
  • the reformer 2 may be installed in the EGR pipe, and the reformed fuel may be supplied to the intake pipe together with the EGR gas.
  • a pressure sensor 13 is installed in the combustion chamber of the engine 1 to measure the pressure in the engine 1.
  • a rotational position detector 14 is installed on the crankshaft of the engine 1 so that the rotational angle of the crank can be grasped.
  • the rotational position detection device 14 may be attached to the camshaft shaft.
  • the control device 23 is, for example, a computer, and receives signals from various sensors and detection devices, as shown in FIG. 1, and also includes an intake valve 10, an exhaust valve 11, a throttle valve 4, a spark plug 10, and a fuel supply device 6. , 7, 8, and a signal for driving a device such as the fuel pump p. Based on the input signal, the control device 23 generates and outputs a drive signal to an actuator that drives the device according to a predetermined program for executing a control flow described later.
  • Fig. 2 shows a control flow diagram of the system of Fig. 1.
  • the type and amount of fuel supplied to the engine are determined from the operating conditions such as engine torque, rotation speed, excess air ratio, and the temperature of the reformer 2.
  • Torque is measured by a torque sensor on the crankshaft, or estimated from measured values of intake pipe negative pressure and throttle valve 4 opening.
  • the temperature of the reformer 2 is determined from the exhaust gas temperature at the reformer outlet measured by the temperature sensor 21.
  • FIG. 3 shows a map of fuel supplied to the engine 1 with respect to the rotational speed and torque. Since it is assumed that the fuel after reforming contains hydrogen, it is supplied to the engine at a relatively low load and low rotation speed range.
  • FIG. 4 shows the relationship between the reformer temperature of the reformer 2 and the reforming efficiency during the reforming reaction in the case of the reaction formula (1). As shown in FIG.
  • Whether or not the reformed fuel is supplied to the engine in S202 is determined from the type and supply amount of the fuel supplied to the engine determined in S201.
  • the supply amount of the pre-reforming fuel and the reformed fuel to be supplied to the engine is determined from the engine operating state in S205, and the fuel before reforming is changed.
  • Supply post-grade fuel to the engine In S206, in order to stabilize the supply amount of the reformed fuel, the supply amount of the fuel before reforming to the reformer 2 is set so that the supply line pressure of the reformed fuel measured from the pressure sensor 20 is constant. Control.
  • an ignition timing correction angle is determined in S207. Note that the initial value of the ignition timing correction angle is zero.
  • the target heat generation start time is determined according to the engine speed, torque, and excess air ratio.
  • the target heat generation start timing is determined based on the data of the heat generation start timing at the optimal ignition timing (MBT) corresponding to the torque, the rotation speed, and the excess air ratio in advance. This data is stored in the database of the control unit.
  • FIG. 5 shows the hydrogen mixing ratio in the fuel supplied to the engine 1 under the conditions of constant engine torque, rotational speed, and excess air ratio, the optimum ignition timing (MBT) for generating the maximum torque, and when ignition is performed with MBT.
  • the relationship of the heat generation start time of is shown. As shown in FIG. 5, the optimal ignition timing tends to retard as the hydrogen mixing ratio increases. On the other hand, the heat generation start time does not depend on the hydrogen mixing ratio.
  • the heat generation start time in MBT corresponding to the torque, the rotation speed, and the excess air ratio is previously stored as data, and the target heat generation start time is determined from this data. Also, when the EGR rate changes, the target heat generation start time is set so that the target heat generation start time is advanced as the EGR rate is high, and conversely, the target heat generation start time is delayed as the EGR rate is low. To decide.
  • the current heat generation start time is compared with the target heat generation start time, and it is determined whether the difference is within a predetermined range.
  • the current heat generation start timing can be obtained from the pressure sensor 13 and the rotational position detector 14 as to the pressure P, volume V, and crank angle ⁇ in the engine combustion chamber.
  • K is the specific heat ratio.
  • the formula of heat generation in Equation (1) is an apparent heat generation rate and does not include the amount of heat corresponding to the cooling loss, but this is not related to the heat generation start timing. K may be calculated as a constant value. The moment when the heat generation rate became positive was defined as the heat generation start time. Further, the moment when the slope of the heat generation rate becomes positive may be defined as the heat generation start time.
  • the current heat generation start timing is compared with the target heat generation start timing. If the difference is not less than a predetermined value, the ignition timing is corrected in S207.
  • the current heat generation start timing is compared with the target heat generation start timing. If the difference is within a predetermined range, the ignition delay is determined from the ignition timing and the heat generation start timing in S210.
  • the ignition delay is a crank angle from the ignition timing to the heat generation start timing. It can be seen from FIG. 5 that the ignition delay decreases linearly as the hydrogen mixing ratio increases.
  • the hydrogen mixing ratio in the fuel supplied to the engine can be estimated from the ignition delay determined in S210. From this estimated hydrogen mixing ratio, it is determined in S211 whether lean combustion is possible.
  • FIG. 8 shows the relationship between the hydrogen mixing ratio in the fuel and the lean excess air excess ratio. Thus, it can be seen that the lean limit excess air ratio increases linearly as the excess air ratio increases.
  • the opening degree of the throttle 4 is adjusted so that the excess air ratio becomes 1 in S212.
  • This system can control the ignition timing of the engine even when the hydrogen concentration of the fuel after reforming is unknown, and does not require a hydrogen concentration detection means such as a sensor. Further, since the ignition timing is controlled from the heat generation start timing of the engine, it is possible to control every cycle, and to control the optimal ignition timing with high accuracy when the hydrogen concentration changes. Furthermore, since the ignition timing is controlled from the engine heat generation start timing, it is not necessary to mount an ignition map determined by the hydrogen concentration, thereby reducing the development man-hours and the amount of map data mounted in the system.
  • FIG. 10 is a second block diagram of this system.
  • the reformed fuel reformed by the reformer 2 is gas-liquid separated by the separator 25 and supplied to the engine 1.
  • the fuel before reforming in this configuration is, for example, methylcyclohexane (C 7 H 14 ), and the reforming reaction is represented by the following formula.
  • the fuel after reforming is toluene (C 7 H 8 ) and hydrogen (H 2 ).
  • This reaction formula (2) requires a heat amount of 205 kJ, and this heat amount becomes the exhaust heat recovery amount.
  • toluene has a high octane number of 120, it has high knocking resistance and can be operated at a high compression ratio, so that thermal efficiency can be improved.
  • FIG. 11 shows the relationship between octane number and maximum thermal efficiency. As shown in FIG. 11, the higher the octane number, the higher the maximum thermal efficiency. This is because knocking is less likely to occur as the octane number is higher, the compression ratio can be increased, the ignition timing can be advanced, and the maximum thermal efficiency can be improved.
  • the reformer 2 is supplied with pre-reforming fuel 12 from a fuel supply device 8.
  • the reformer 2 reforms the pre-reform fuel 12 using the heat of the engine exhaust gas.
  • Hydrogen and toluene, which are reformed fuels reformed by the reformer 2 are separated into gas and liquid by the separation device 25.
  • the hydrogen separated by the separation device 25 is supplied to the intake pipe 5 of the engine 1 via the fuel supply device 17, and the toluene is once returned to the dehydrogenation fuel tank 26 and then the fuel supply device 16 via the pump p. It is directly injected into the combustion chamber of the engine 1.
  • the fuel before reforming can be supplied to the engine 1 by switching the switching valve 19.
  • a switching control signal for the switching valve 19 is given from the control device 23.
  • the intake pipe 5 of the engine 1 is provided with a compressor 18 for increasing the intake pressure.
  • the compressor 18 may use the exhaust energy of the engine, or may use the power shaft of the engine.
  • FIG. 12 shows the thermal efficiency with respect to the load.
  • toluene which is a fuel after reforming
  • the efficiency is improved in all load ranges with respect to the conventional thermal efficiency.
  • the reaction shown in the reaction formula (2) is performed by exhaust heat, exhaust heat recovery is possible. By recovering exhaust heat, fuel consumption is reduced and efficiency is improved.
  • thermal efficiency is improved by supplying hydrogen, which is a reformed gas, to the engine. Particularly in the low load region (BMEP: around 0.2 to 0.5), the effect of improving thermal efficiency is great.
  • the frequency of use in a low load region is reduced, and the average thermal efficiency is improved. Since the dehydrogenated fuel or the fuel before reforming is directly injected into the engine cylinder as shown in FIG. 10, the temperature decreases due to latent heat of vaporization, and the compression ratio can be set high even during supercharging with compressed air. In addition, since the reformed fuel has a high octane number, this is also a factor that can increase the compression ratio during supercharging. Further, by directly injecting the reformed fuel into the engine 1, knocking resistance is high, so that knocking does not occur even under a high supercharging pressure, and operation with high thermal efficiency is possible.
  • Fig. 13 shows the control flow of this system.
  • the fuel to be supplied to the engine 1 is selected from the engine operating state shown in FIG.
  • the dehydrogenated fuel and the pre-reforming fuel are selected when the remaining amount of the dehydrogenated fuel is equal to or larger than the predetermined amount, and when the remaining amount of the dehydrogenated fuel is equal to or smaller than the predetermined amount.
  • Select fuel before reforming Further, supercharging is performed in the high load region (region 3). Further, supercharging is performed in an operating range where the excess air ratio in which NOx is not discharged in region 1 is 2 or more and the operating range is greater than a predetermined torque. In the supercharging operation region, the supercharging pressure may be changed according to the load. Even in the region 1, when the temperature of the reformer 2 is equal to or lower than a predetermined value, it is prohibited to supply hydrogen to the engine.
  • the type, supply amount and supercharging pressure of the fuel supplied to the engine 1 are determined.
  • hydrogen / dehydrogenated fuel is selected for supply to the engine 1 in S1302
  • hydrogen / dehydrogenated fuel is supplied to the engine 1 in S1303.
  • the supply amount of the pre-reform fuel to the reformer 2 is controlled so that the supply pressure of hydrogen falls within a predetermined range.
  • the ignition timing is determined from the dehydrogenation ignition map. Thereafter, in S1306, the ignition timing is corrected so that the heat generation start timing becomes predetermined.
  • the ignition timing correction method is the same as that after S207 in FIG.
  • the hydrogen / pre-reform fuel is selected as the fuel to be supplied to the engine in S1302
  • the hydrogen / pre-reform fuel is supplied to the engine 1 in S1307.
  • the supply amount of the pre-reform fuel to the reformer 2 is controlled so that the supply pressure of hydrogen falls within a predetermined range. Since the fuel before reforming has a relatively low octane number, the closing timing of the intake valve is retarded in S1309. As a result, the effective compression ratio is reduced, and knocking can be prevented. At this time, knocking prevention may be performed by increasing the amount of EGR. In addition, the actual compression ratio may be lowered by providing a variable compression ratio mechanism.
  • the ignition timing is determined from the pre-reform fuel ignition map.
  • the ignition timing is corrected so that the heat generation start timing becomes predetermined.
  • the ignition timing correction method is the same as that after S207 in FIG.
  • the dehydrogenated fuel is supplied to the engine in S1312.
  • the ignition timing is determined from the ignition map for dehydrogenated fuel.
  • the fuel supplied to the engine 1 in S1302 is the fuel before reforming
  • the fuel before reforming is supplied to the engine in S1314.
  • the closing timing of the intake valve is retarded in S1315.
  • the actual compression ratio may be lowered by providing a variable compression ratio mechanism.
  • the ignition timing is determined from the pre-reform fuel ignition map.
  • This system determines the compression ratio of the engine according to the high-octane fuel by taking anti-knocking measures when supplying the pre-reform fuel to the engine against fluctuations in the octane number in the fuel supplied to the engine. And thermal efficiency can be improved.

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Abstract

　排気管に搭載された改質器で改質前燃料を改質し、水素を含む改質後燃料をエンジンに供給する改質器付エンジンシステムであって、改質器より生成した水素をエンジンに供給する際に、エンジンの負荷、エンジン回転数、混合気の空気過剰率に応じて、目標熱発生開始時期を決定し、エンジンの現在熱発生開始時期と目標熱発生開始時期のずれが所定の範囲になるようにエンジンの点火時期を制御する制御装置を有する。

Description

改質器付エンジンシステム
　本発明は、改質器を搭載したエンジンシステムに関するものである。
　エンジン排熱を利用して、エンジンに供給する燃料を改質して一部水素等を生成するシステムにおいては、エンジン排熱を利用して燃料を吸熱反応で改質することで、排熱回収により効率向上が見込める。また、ガソリン等の炭化水素燃料を改質して水素を含む改質ガスをエンジンに供給する場合は、ポンピングロス低減や燃焼効率向上、また燃焼速度向上が可能となることでエンジンの高効率化が見込める。また、ガソリン等の炭化水素燃料から脱水素反応を行うことで水素を生成した残りの炭化水素燃料はオクタン価が高くなる。これにより耐ノッキング性が高くなることから、圧縮比増加により、熱効率向上が可能となる。しかしながら、改質器をエンジンの排気管に装着する場合、エンジンの運転状態によって、改質器の温度が変動するため、運転条件によって、改質量が変動する。それにより改質後の水素発生量および高オクタン価燃料量が変動する。これら変動に応じて、最適なエンジン制御を行うことで熱効率向上効果は高くなる。
　従来の改質器付エンジンシステムとしては、たとえば、特許文献１に記載されているように、改質ガス中にセンサを設け、改質ガスの水素濃度検出を行う手法がある。
特開２００９－２０３１０４号公報
　特許文献１に記載のシステムでは、改質ガスの水素濃度を検出する手段を備えている。水素濃度検出手段で測定した水素濃度をもとに点火時期を制御する場合、応答遅れがあり、これが熱効率低下の原因になる。また水素濃度を検出する手段は水素以外のガスによる干渉を受ける場合があり、これにより最適点火時期の制御精度が悪くなる場合がある。また水素濃度に応じて点火時期を変化させる場合、従来のマップ制御に加え、水素濃度に対応する点火時期修正マップデータを持つ必要があるため、開発工数およびエンジンシステムに実装するマップデータの量が多くなるという課題がある。
　また、改質ガスに高オクタン価燃料を含む場合には、高オクタン価燃料の貯蔵量の変化に応じて、エンジンに供給される燃料のオクタン価が変動する。オクタン価が変動する場合、ノッキングを防止するため、オクタン価の小さい燃料に合わせてエンジン構成を決めるのが従来の考え方であるが、その場合、エンジンの圧縮比が低くなり、高オクタン価燃料のときにエンジンの熱効率向上効果が小さくなるという課題がある。
　本発明は、排気管に改質器を搭載したエンジンにて、改質ガスの成分変化に対し、高効率にエンジン燃焼を行うことを目的とする。
　本発明の改質器付エンジンシステムは、排気管に搭載された改質器で改質前燃料を改質し、水素を含む改質後燃料をエンジンに供給する改質器付エンジンシステムであって、改質器より生成した水素をエンジンに供給する際に、エンジンの負荷、回転数、空気過剰率に応じて、目標熱発生開始時期を決定し、エンジンの現在熱発生開始時期と目標熱発生開始時期のずれが所定の範囲になるようにエンジンの点火時期を制御する制御装置を有する。
　また、本発明の改質器付エンジンシステムは、改質後燃料を気液分離し、水素ガスと脱水素燃料に分離する分離装置と、水素ガスをエンジンの吸気管に供給する水素ガス供給部と、脱水素燃料を貯蔵するタンクと、脱水素燃料をエンジンに直接噴射する脱水素燃料供給部とを有する。
　本発明により、排気管に改質器を搭載した改質器付エンジンシステムにおいて、改質ガスの成分変化に対し、高効率にエンジン燃焼を行うことができる。
　本発明の他の目的、特徴及び利点は添付図面に関する以下の本発明の実施例の記載から明らかになるであろう。
本発明が適用される改質器を備えたエンジンの第１の実施例の構成図。 第１の実施例における制御フロー。 第１の実施例における燃料供給マップ。 第１の実施例における改質温度と転化率の関係。 水素混合割合と最適点火時期、熱発生開始時期の関係。 最適点火時期における熱発生開始時期マップ。 空気過剰率に対する最適点火時期における熱発生開始時期。 水素混合割合と希薄限界空気過剰率。 空気過剰率とＮＯｘ排出量。 改質器を備えたエンジンの第２の実施例の構成図。 オクタン価と最高熱効率の関係。 第２の実施例における熱効率向上効果。 第２の実施例における制御フロー。 第２の実施例における燃料供給マップ。
　以下、本発明の実施形態について図を用いて説明する。
（実施形態１）
　図１は、本システムの第一の実施例の構成図である。本実施形態の構成は、エンジンの排気管３に設置された改質器２で改質した改質後燃料をエンジン１に供給する構成である。例えば、改質前燃料をガソリンとすると、ガソリンの中の一成分であるＣ８Ｈ１８（ノルマルオクタン）の場合、下記のような水蒸気改質反応が起こすことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-C000001
　上記改質反応は吸熱反応であり、また水蒸気中の水素を燃料として利用することができるため、改質前燃料に対して、改質後燃料は１３０３ｋＪ、発熱量が増加することが分かる。改質前燃料の発熱量は５０７５ｋＪ、改質後燃料は６３７８ｋＪであるので、改質後燃料は、改質前燃料に対し２５．７％発熱量が向上する。つまり改質反応によりＣ８Ｈ１８を基準とした熱効率が２５．７％向上することを意味する。
　本システムでは、改質器２がエンジン１の排気管３に設置されている。改質前燃料１２はポンプｐ、燃料供給装置８を介して改質器２に供給される。改質器２では、エンジン排ガスの熱を利用して改質前燃料を改質する。改質された改質後燃料は燃料供給装置６からエンジン１の吸気管に供給される。また、改質後燃料の供給ラインには供給ラインの圧力を計測する圧力センサ２０が設置されている。改質器２の出口には排ガス温度を測定する温度センサ２１が設置されている。また、改質前燃料１２は、改質器２が暖機前の場合などエンジンの運転状態に応じて燃料供給装置７からエンジン１の吸気管に直接供給できる構成となっている。吸気管５にはＥＧＲ管２４の一端が接続されている。ＥＧＲ管２４の他端は排気管に接続されている。ＥＧＲ管２４の途中に配置されたＥＧＲバルブ２２の開閉を制御することによりＥＧＲ量を制御できる。改質器２がＥＧＲ管に設置されており、ＥＧＲガスとともに改質後燃料を吸気管に供給される構成でもよい。エンジン１の燃焼室には圧力センサ１３が設置されており、これによりエンジン１内の圧力を計測する。また、エンジン１のクランク軸に回転位置検出装置１４が設置されており、クランクの回転角度が把握できる。回転位置検出装置１４はカムシャフト軸に取り付けられていてもよい。
　制御装置２３は、たとえばコンピュータであり、図１に示すように、各種センサや検出装置からの信号を受け、また、吸気バルブ１０、排気バルブ１１、スロットルバルブ４、点火プラグ１０、燃料供給装置６、７、８、燃料ポンプｐなどのデバイスを駆動するための信号を出力する。制御装置２３は、入力された信号に基づいて、後で説明する制御フローを実施する所定のプログラムに従って、上記のデバイスを駆動するアクチュエータへの駆動信号を生成して出力する。
　図２に図１のシステムの制御フロー図を示す。Ｓ２０１で、エンジンのトルク、回転数、空気過剰率といった運転状態と、改質器２の温度とからエンジンへの供給燃料の種類、供給量を決定する。トルクはクランク軸のトルクセンサにより計測する、もしくは吸気管負圧、スロットルバルブ４の開度の計測値から推定する。改質器２の温度は温度センサ２１により計測された改質器出口の排ガス温度から判定する。図３に回転数、トルクに対するエンジン１への供給燃料のマップを示す。改質後燃料は水素を含むことを想定しているため、エンジンの比較的低負荷、低回転域に供給される。水素は希薄、急速燃焼が可能なため、エンジンの低負荷域に供給することで、ポンピングロス低減と等容度向上により熱効率向上が可能である。一方、高負荷側で水素を一部燃料として供給すると、燃焼速度が早すぎるために、冷却損失が大きくなり、熱効率が逆に悪化する。また、水素を供給することで最大吸入空気量が減ることから高負荷側には水素を供給しない運転が望ましい。図４に反応式（１）の場合の改質反応のときの改質器２の改質器温度と改質効率の関係を示す。図４に示したように、改質器温度が所定以上となることで改質効率が向上し、燃料の改質が可能となることがわかる。そのため、回転数、トルクから改質後燃料を供給することが望ましい場合であっても、改質器の温度が所定温度よりも低い場合には改質前燃料をエンジンに供給する。
　Ｓ２０１で決定されたエンジンへの供給燃料の種類、供給量からＳ２０２で改質後燃料をエンジンに供給するかどうかを判定する。
　Ｓ２０２で改質後燃料をエンジンに供給しない場合は、Ｓ２０３にて改質前燃料のみをエンジンに供給し、Ｓ２０４にてエンジンの運転状態から点火時期を決定する。その際のエンジンへの混合気の空気過剰率は１になるよう、排気管のＯ２センサ１５の出力をもとに制御される。
　Ｓ２０２で改質後燃料をエンジンに供給すると判定した場合は、Ｓ２０５にてエンジンの運転状態からエンジンに供給する改質前燃料と改質後燃料の供給量を決定し、改質前燃料と改質後燃料をエンジンに供給する。Ｓ２０６では改質後燃料の供給量を安定させるために、圧力センサ２０から計測された改質後燃料の供給ライン圧力が一定になるように改質前燃料の改質器２への供給量を制御する。次に、Ｓ２０７にて点火時期補正角度を決定する。なお、点火時期補正角度の初期値は０である。Ｓ２０８にてエンジン回転数、トルク、空気過剰率に応じた目標熱発生開始時期を決定する。目標熱発生開始時期は、トルク、回転数、空気過剰率に対応した最適点火時期（ＭＢＴ）における熱発生開始時期のデータを予め持っておき、このデータから決定する。このデータは制御部のデータベースに格納しておく。図５にエンジンのトルク、回転数、空気過剰率が一定条件下におけるエンジン１に供給される燃料中の水素混合割合と、最大トルクを発生する最適点火時期（ＭＢＴ）と、ＭＢＴで点火したときの熱発生開始時期の関係を示す。図５に示したように、水素混合割合の増加に伴い、最適点火時期は遅角化する傾向にある。一方、熱発生開始時期は水素混合割合に依存しない。この特性は、水素混合割合が不明な場合においても熱発生開始時期が一定になるよう点火時期を決定することで、ＭＢＴで運転することが可能であることを意味する。なお、ＭＢＴにおける熱発生開始時期は、図６、図７に示すようにトルク、回転数、空気過剰率によって変動する。図６にエンジン回転数とエンジントルクに対するＭＢＴにおける熱発生開始時期を示す。回転数が大きいほど最適点火時期における熱発生開始時期は早くなり、トルクが大きいほど最適点火時期における熱発生開始時期は遅くなる傾向にある。また、図７に示すように空気過剰率に対しては、空気過剰率が大きいほど熱発生開始時期は早くなる傾向にある。そのため、トルク、回転数、空気過剰率に対応したＭＢＴにおける熱発生開始時期をデータとして予め持っておき、このデータから目標熱発生開始時期を決定する。また、ＥＧＲ率が変化する場合においては、ＥＧＲ率が高いほど目標熱発生開始時期を早くし、また逆にＥＧＲ率が低いほど、目標熱発生開始時期が遅くなるように、目標熱発生開始時期を決定する。
　Ｓ２０９にて、現在の熱発生開始時期と目標熱発生開始時期を比較し、その差が所定以内かを判定する。現在の熱発生開始時期は圧力センサ１３と回転位置検出装置１４よりエンジン燃焼室内の圧力Ｐと体積Ｖとクランク角度θが把握できる。これを下記式に代入することで、熱発生率ｄＱ／ｄθを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　Ｋは比熱比である。数式（１）の熱発生の式はみかけの熱発生率であり、冷却損失分の熱量は含まれていないが、このことは熱発生開始時期には関係しない。Ｋは一定値として計算してもよい。熱発生率が正になった瞬間を熱発生開始時期と定義した。また、熱発生率の傾きが正になった瞬間を熱発生開始時期と定義してもよい。Ｓ２０９で現在熱発生開始時期と目標熱発生開始時期を比較し、その差が所定以上の場合、Ｓ２０７にて点火時期補正を行う。
　Ｓ２０９にて現在熱発生開始時期と目標熱発生開始時期を比較し、その差が所定以内の場合、Ｓ２１０で点火時期と熱発生開始時期から点火遅れを決定する。点火遅れは点火時期から熱発生開始時期までのクランク角度である。図５より点火遅れは水素混合割合の増加に対し、線形に小さくなることが分かる。この特性をもとに、Ｓ２１０で決定した点火遅れからエンジンに供給された燃料中の水素混合割合が推定できる。この推定された水素混合割合からＳ２１１にて希薄燃焼が可能かどうかを判定する。図８に燃料中の水素混合割合と希薄限界空気過剰率の関係を示す。このように空気過剰率増加に対し、希薄限界空気過剰率は線形に増加することが分かる。図９に空気過剰率とエンジンからのＮＯｘ排出量の関係を示す。このように空気過剰率増加に対し、燃焼温度低下に伴いＮＯｘ排出量は低下傾向にある。一般的には空気過剰率２付近を境にＮＯｘが排出されないレベルになる。一方、希薄燃焼時は三元触媒によるＮＯｘ浄化が困難となる。つまりＮＯｘ排出量特性からＳ２１０にて推定した水素混合割合で希薄限界空気過剰率が２以上にて運転できるかどうかを判定し、希薄限界空気過剰率が２以上で運転できる場合はＳ２１１にて希薄燃焼が可能であると判定する。次に、Ｓ２１３にて空気過剰率が所定範囲内であるかどうかを判定し、もし所定範囲外の場合、スロットル４の開度を調整することで空気過剰率を所定値にする。Ｓ２１１で希薄燃焼が不可能と判定された場合はＳ２１２にて空気過剰率が１になるよう、スロットル４の開度を調整する。この制御フローとすることで、改質器２から生成された水素を含んだ燃料供給時に排気性能を考慮した最適な燃焼で運転することが可能となり熱効率の向上が可能となる。
　本システムにより、改質後燃料の水素濃度が不明な場合においてもエンジンの点火時期を制御でき、センサなどの水素濃度検出手段を必要としない。またエンジンの熱発生開始時期から点火時期を制御するため、１サイクル毎の制御が可能となり、水素濃度変化時に最適点火時期に高精度に制御可能となる。さらには、エンジンの熱発生開始時期から点火時期を制御するため、水素濃度によって決められる点火マップを実装する必要がないため、開発工数、システムに実装するマップデータ量の低減になる。
（実施形態２）
　図１０は、本システムの第２の構成図である。本実施形態では、改質器２で改質された改質後燃料を分離装置２５で気液分離してエンジン１に供給する構成としている。この構成時の改質前燃料は例えば、メチルシクロヘキサン（Ｃ７Ｈ１４）であり、改質反応を下記式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-C000003
　改質後燃料はトルエン（Ｃ７Ｈ８）と水素（Ｈ２）である。この反応式（２）は２０５ｋＪの熱量が必要であり、この熱量分が排熱回収量となる。またトルエンはオクタン価が１２０と高いため、耐ノッキング性が高く、高圧縮比にて運転できることから熱効率向上が可能となる。図１１にオクタン価と最高熱効率の関係を示す。図１１に示したようにオクタン価の高い燃料ほど最高熱効率が向上する。これは、オクタン価が高いほどノッキングが起こりにくく、圧縮比増加、点火時期進角化が可能となり、最高熱効率を向上できるためである。
　改質器２には改質前燃料１２が燃料供給装置８から供給される。改質器２では、エンジン排ガスの熱を利用して改質前燃料１２の改質を行う。改質器２で改質された改質後燃料である水素とトルエンは分離装置２５にて気液分離される。分離装置２５で分離された水素は燃料供給装置１７を介して、エンジン１の吸気管５に供給され、トルエンは一度脱水素燃料タンク２６に戻された後にポンプｐを介して燃料供給装置１６によりエンジン１の燃焼室内へ直接噴射される。また、切替弁１９を切り替えることで改質前燃料もエンジン１に供給することが可能である。切替弁１９の切替制御信号は制御装置２３より与えられる。
　エンジン１の吸気管５には吸気圧を高めるための圧縮機１８を備えている。圧縮機１８はエンジンの排気エネルギーを利用してもよいし、エンジンの動力軸を利用してもよい。
　本システム構成により、広い負荷範囲で高効率運転が可能となる。図１２に負荷に対する熱効率を示す。改質後燃料であるトルエンを使うことで高圧縮比にて運転が可能となり、従来の熱効率に対して全ての負荷域で効率が向上する。また、反応式（２）に示す反応を排気熱により行うために排熱回収が可能となる。排熱回収することで、燃料消費量が削減され、効率が向上する。また、改質ガスである水素をエンジンに供給することで熱効率が向上する。特に低負荷領域（ＢＭＥＰ：０．２～０．５付近）において熱効率向上効果が大きい。またエンジンの排気量を小さくし、圧縮機１８を用いることで低負荷域での使用頻度が少なくなり、平均の熱効率が向上する。図１０のように脱水素燃料もしくは改質前燃料をエンジン筒内に直接噴射するため、蒸発潜熱により温度が下がり、圧縮空気による過給時においても圧縮比は高く設定できる。また改質後燃料はオクタン価が高いので、このことも過給時において圧縮比を高くできる要因である。また改質後燃料をエンジン１へ直接噴射することで、耐ノッキング性が高いために、過給圧が高い条件でもノッキングが起こらず、高熱効率での運転が可能となる。
　図１３に本システムの制御フローを示す。Ｓ１３０１にて図１４に示すエンジンの運転状態からエンジン１に供給する燃料を選定する。その際、脱水素燃料と改質前燃料の選定は、脱水素燃料の残量が所定量以上の場合には脱水素燃料を選定し、脱水素燃料の残量が所定量以下の場合には改質前燃料を選定する。また、高負荷領域（領域３）においては過給を行う。また領域１にてＮＯｘが排出されない空気過剰率が２以上にて運転可能で、かつ所定トルク以上の運転域においては過給を行う。過給運転域では負荷に応じて過給圧を変化させてもよい。領域１においても改質器２の温度が所定以下の場合、水素をエンジンに供給することを禁止する。
　Ｓ１３０２にてエンジン１へ供給する燃料の種類と供給量と過給圧力を決定する。Ｓ１３０２によりエンジン１への供給に水素・脱水素燃料を選定した場合、Ｓ１３０３にて水素・脱水素燃料をエンジン１へ供給する。Ｓ１３０４より水素の供給圧力が所定範囲になるよう改質前燃料の改質器２へ供給量を制御する。Ｓ１３０５にて脱水素用点火マップにより点火時期を決定する。その後Ｓ１３０６にて熱発生開始時期が所定になるように点火時期を補正する。点火時期の補正方法は図２のＳ２０７以降と同じ方法である。
　Ｓ１３０２にてエンジンに供給する燃料に水素・改質前燃料を選定した場合、Ｓ１３０７で水素・改質前燃料をエンジン１へ供給する。Ｓ１３０８より水素の供給圧力が所定範囲になるよう改質前燃料の改質器２へ供給量を制御する。改質前燃料は比較的オクタン価が低いため、Ｓ１３０９にて吸気バルブの閉時期を遅角化する。これにより実効圧縮比が小さくなり、ノッキング防止が可能となる。このとき、ＥＧＲの量を増やすことでノッキング防止を行ってもよい。また可変圧縮比機構を備えることで、実圧縮比を下げてもよい。Ｓ１３１０にて改質前燃料用点火マップにより点火時期を決定する。Ｓ１３１１にて熱発生開始時期が所定になるように点火時期を補正する。点火時期の補正方法は図２のＳ２０７以降と同じやり方である。
　Ｓ１３０２にてエンジン１へ供給する燃料が脱水素燃料の場合、Ｓ１３１２にて脱水素燃料をエンジンに供給する。Ｓ１３１３にて脱水素燃料用点火マップにより点火時期を決定する。Ｓ１３０２にてエンジン１へ供給する燃料が改質前燃料の場合、Ｓ１３１４にて改質前燃料をエンジンに供給する。ノッキング防止のため実効圧縮比を下げるためＳ１３１５にて吸気バルブの閉時期を遅角化する。また可変圧縮比機構を備えることで、実圧縮比を下げてもよい。Ｓ１３１６にて改質前燃料用点火マップにより点火時期を決定する。
　本システムにより、エンジンに供給する燃料中のオクタン価の変動に対して、改質前燃料をエンジンへ供給する際の耐ノッキング対策を行うことで、高オクタン価燃料に合わせてエンジンの圧縮比を決めることができ、熱効率向上が可能となる。
　上記記載は実施例についてなされたが、本発明はそれに限らず、本発明の精神と添付の請求の範囲の記載で種々の変更および修正をすることができることは当業者に明らかである。
　１　エンジン
　２　改質器
　３　排気管
　４　スロットルバルブ
　５　吸気管
　６　改質後燃料の燃料供給装置
　７　改質前燃料の燃料供給装置
　８　改質前燃料の改質器への燃料供給装置
　９　吸気バルブ
　１０　点火プラグ
　１１　排気バルブ
　１２　改質前燃料
　１３、２０　圧力センサ
　１４　回転位置検出装置
　１５　Ｏ２センサ
　１６、１７　燃料供給装置
　１８　圧縮機
　１９　切替弁前
　２１　温度センサ
　２２　ＥＧＲバルブ
　２３　制御装置
　２４　ＥＧＲ管
　２５　分離装置
　２６　脱水素燃料タンク

Claims (8)

  1. 　排気管に搭載された改質器で改質前燃料を改質し、水素を含む改質後燃料をエンジンに供給する改質器付エンジンシステムにおいて、
    　前記エンジンの点火時期を制御する制御装置を有し、
    　前記制御装置は、前記改質器より生成した水素を前記エンジンに供給する際に、前記エンジンの負荷、回転数、空気過剰率に応じて、目標熱発生開始時期を決定し、前記エンジンの現在熱発生開始時期と前記目標熱発生開始時期のずれが所定の範囲になるように前記エンジンの点火時期を制御する改質器付エンジンシステム。
  2. 　請求項１に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、エンジントルク、エンジン回転数、エンジンへの混合気の空気過剰率に対応した最適点火時期における熱発生開始時期のデータを有し、前記熱発生開始時期のデータから前記目標熱発生開始時期を決定する改質器付エンジンシステム。
  3. 　請求項１に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、前記エンジン内の圧力を計測する圧力計測手段、および、前記エンジンのクランクの回転位置を計測できる回転位置検出手段を備え、前記圧力計測手段で計測された圧力と前記回転位置検出手段で検出されたクランク位置より、前記現在熱発生開始時期を推定する改質器付エンジンシステム。
  4. 　請求項１に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、前記点火時期から前記現在熱発生開始時期までのクランク角度から前記エンジンに供給された燃料中の水素混合割合を推定する水素混合割合推定装置を備え、前記水素混合割合推定手段で推定された前記水素混合割合から目標空気過剰率を決定する空気過剰率決定装置を備えた改質器付エンジンシステム。
  5. 　排気管に搭載された改質器で改質前燃料を改質し、改質後燃料をエンジンに供給する改質器付エンジンシステムにおいて、
    　改質後燃料を気液分離し、水素ガスと脱水素燃料に分離する分離装置と、
    　前記水素ガスを前記エンジンの吸気管に供給する水素ガス供給手段と、
    　前記脱水素燃料を貯蔵するタンクと、
    　前記脱水素燃料を前記エンジンに直接噴射する脱水素燃料供給手段とを有する改質器付エンジンシステム。
  6. 　請求項５に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、前記脱水素燃料は前記改質前燃料よりもオクタン価が高い改質器付エンジンシステム。
  7. 　請求項６に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、前記エンジンの吸気管に吸気圧を高めるための圧縮機を有する改質器付エンジンシステム。
  8. 　請求項６に記載の改質器付エンジンシステムにおいて、
    　前記脱水素燃料の貯蔵量が所定量以下のときに、前記脱水素燃料の前記エンジンへの供給を停止し、前記改質前燃料を前記エンジンに供給し、
    　前記エンジンに供給する燃料を前記脱水素燃料から前記改質前燃料に切り替える前に、圧縮比を低くする、または、前記エンジンの吸気バルブの閉時期を制御する、または、前記エンジンの排ガスの前記エンジンへの戻り量を多くすることのいずれか一つを行う制御装置を有する改質器付エンジンシステム。
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