WO2014141627A1 - エンジンの摩擦損失測定方法およびエンジンの駆動状態検出方法 - Google Patents

エンジンの摩擦損失測定方法およびエンジンの駆動状態検出方法 Download PDF

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fuel
friction loss
cylinder space
state
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泰三 嶋田
孝治 是松
淳弥 田中
充雄 納冨
洋司 黒田
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Shimada Taizo
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    • G01M15/04—Testing internal-combustion engines
    • G01M15/042—Testing internal-combustion engines by monitoring a single specific parameter not covered by groups G01M15/06 - G01M15/12
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    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01N—INVESTIGATING OR ANALYSING MATERIALS BY DETERMINING THEIR CHEMICAL OR PHYSICAL PROPERTIES
    • G01N19/00—Investigating materials by mechanical methods
    • G01N19/02—Measuring coefficient of friction between materials

Definitions

  • the present invention relates to a method for measuring friction loss in a diesel engine or the like, and a method for detecting the driving state of the engine using the same.
  • Biodiesel fuel (BDF (registered trademark)) is processed by reducing the viscosity of the fuel derived from vegetable oil to the level of light oil. It is used as. Specifically, biodiesel fuel (BDF (registered trademark)) was produced by mixing and heating plant oil or waste cooking oil with NaOH and methanol, that is, methyl esterification. Alternatively, it is necessary to heat the vegetable oil and supply it to the engine, and to heat the fuel injection pipe with steam or a heater from the outside (see, for example, Patent Document 1).
  • a friction loss measuring method is a friction loss measuring method for measuring a friction loss of an engine, and the engine is driven by the engine and includes a fuel supply device that supplies fuel into an engine cylinder space. Switching from a driving state in which the fuel supplied to the engine cylinder space by the fuel supply device is burned to drive the engine to a measurement state in which the fuel is decelerated by suppressing fuel combustion in the engine cylinder space.
  • the engine friction torque Tf It ⁇ d ⁇ / dt (for example, implementation)
  • the friction loss of the engine is obtained on the basis of the correction torque (for example, the friction torque correction amount ⁇ Tf in the embodiment) corresponding to the work (for example, the work correction amount ⁇ W in the embodiment) generated by the soaking combustion generated after It is characterized by that.
  • the area of the region surrounded by the line indicating the relationship between the volume of the engine cylinder space and the pressure after the work done by the post-burning combustion is switched from the drive state to the measurement state Is calculated on the basis of the engine, in the portion of the line where the afterburning combustion occurs (for example, the portion from the start point A to the end point B in FIG. 9 in the embodiment).
  • a theoretical expression for example, the expression (6) and the expression in the embodiment showing the adiabatic change in a portion other than the portion in which the back combustion occurs in the line It is preferable to use (7)).
  • the fuel supply device stops the fuel supply to the engine cylinder space from the driving state and switches to the measurement state.
  • the non-combustible gas for example, nitrogen N 2 gas in the embodiment
  • the fuel supply device continues to supply fuel into the engine cylinder space. May be switched to the measurement state.
  • a drive state detection method is a drive state detection method for detecting a drive state of an engine, wherein the engine is driven by the engine and a fuel supply device that supplies fuel into an engine cylinder space is provided. Switching from a driving state in which the fuel supplied to the engine cylinder space by the fuel supply device is burned to drive the engine to a measurement state in which the fuel is decelerated by suppressing fuel combustion in the engine cylinder space.
  • the friction loss of the engine is obtained based on the friction torque Tf obtained by the deceleration method and the correction torque corresponding to the work done by the afterburning combustion. For this reason, it is possible to calculate the exact engine friction loss in consideration of the afterburning combustion, which makes it possible to evaluate the performance of each diesel engine when neat biofuel is used and when ordinary diesel fuel (light oil) is used. Can be performed with high accuracy.
  • FIG. 3 is a graph showing a relationship between a crank angle and a polytropic index ⁇ . It is a graph which shows an example of the calculation result of an engine speed and the angular deceleration of a crankshaft, (a) is a graph at the time of calculating an angular deceleration for every 360 degrees (one rotation), (b) Is a graph when the angular deceleration is calculated every 720 ° (two rotations).
  • the applicant first examined how to reduce the viscosity of neat biofuel to the level of normal diesel engine fuel (light oil) in order to use neat biofuel in ordinary diesel engines.
  • Linseed oil was used as the neat biofuel.
  • Table 1 shows the characteristics of linseed oil and ordinary diesel engine fuel. Thus, the viscosity of linseed oil is high.
  • FIG. 1 shows viscosity change characteristics corresponding to temperature changes of linseed oil and conventional diesel fuel.
  • the above-described chemical treatment and heating apparatus for reducing the viscosity leads to an increase in cost, so that the net fuel consumption rate BSFC can be obtained by using neat biofuel of high viscosity as it is without performing methyl esterification treatment or heating of the fuel. We examined to improve.
  • Fig. 2 shows the test bench configuration. Intake air is supplied to the engine E through the air filter 1 and the surge tank 2, and predetermined fuel is supplied from the fuel tank 5 to the engine E. At this time, the fuel supply amount is measured by the bullet 4.
  • the engine E is provided with a pressure detector 3 for detecting the cylinder internal pressure, a thermometer 6 for detecting the exhaust temperature, and a crank angle detector 7. Further, a dynamometer 8 is attached to the output shaft of the engine E, and the engine output is measured.
  • the output value of the pressure detector 3 is input to the data analyzer 12 via the strain gauge amplifier 11, and the output value of the crank angle detector 7 is also input to the data analyzer 12.
  • FIG. 3 shows values of NOx, flue gas concentration, BSFC and indicated fuel consumption rate ISFC with respect to engine load (%) for linseed oil and normal diesel oil.
  • the broken line shows the characteristics of linseed oil and the solid line shows the characteristics of ordinary diesel oil.
  • BSFC is larger in linseed oil than normal diesel oil
  • ISFC is larger in regular diesel oil than linseed oil.
  • the high BSFC of neat biofuel (linseed oil) has been thought to be due to poor fuel atomization due to high viscosity.
  • neat biofuels have a low ISFC because neat biofuels are oxygenated fuels and thus have a high burning rate. Thereby, there also exists an advantage that smoke concentration becomes low.
  • the deceleration method was used to measure the friction loss of the engine.
  • the friction loss is measured based on the relationship between the deceleration without combustion of the engine and the friction torque according to the engine speed and the load until the start of deceleration without combustion. It is a method to do.
  • the engine friction loss or friction torque defined here has a wide meaning including not only mechanical loss but also pumping loss in the intake and exhaust strokes.
  • FIG. 5 shows the configuration of an experimental apparatus using the deceleration method A.
  • the apparatus using the deceleration method A includes a fuel supply device 20 that is driven by the engine E to supply fuel into the fuel injection pipe 22 and the engine cylinder 23, and a switching valve 21 provided in the middle of the fuel injection pipe 22.
  • the fuel supply device 20 is configured to be switchable between a supply state in which fuel is supplied to the fuel injection pipe 22 and a stop state in which fuel supply to the fuel injection pipe 22 is stopped.
  • the switching valve 21 switches the fuel supply between a fuel injection nozzle 25 for injecting fuel into the engine cylinder 23 and a fuel injection nozzle 26 for injecting fuel to the outside.
  • FIG. 6 shows the results of obtaining the engine friction loss and the driving torque for fuel injection when the engine loads are three types (0%, 25%, and 50%).
  • the driving torque for fuel injection with ordinary diesel fuel was 0.1-0.3 Nm corresponding to the engine load.
  • about 1% of the maximum engine torque is a driving torque for fuel injection, and the maximum torque of the engine is 19.6 Nm as shown in Table 2.
  • the fuel injection driving torque 0.1-0.3 Nm measured by the deceleration method A is about 0.5-1.5% of the maximum torque, and is considered to be an appropriate measurement result.
  • FIG. 7 shows an apparatus configuration using the deceleration method B.
  • nitrogen N 2 gas is supplied into the engine intake passage to suppress combustion in the engine cylinder while fuel is injected.
  • This has the advantage that the engine friction loss can be measured by switching from the engine performance test state to the engine friction loss measurement state without changing the engine operating state.
  • the engine performance test state and the engine friction loss measurement state correspond to the “drive state” and “measurement state” in the claims, respectively.
  • the measurement of the engine friction loss at this time will be described.
  • the fuel supplied into the engine cylinder by the fuel supply device is combusted, and the engine is brought into a driving state (performance test state). From this state, nitrogen N 2 gas is supplied into the engine cylinder while continuing fuel supply into the engine cylinder, and the engine is decelerated by suppressing the combustion of fuel in the engine cylinder (the friction loss measurement state and To do).
  • the angular deceleration rate d ⁇ / dt at the time when the combustion suppression of the fuel in the engine cylinder is started by the supply of the nitrogen N 2 gas is calculated.
  • the engine friction torque Tf is obtained from the calculated angular deceleration rate d ⁇ / dt and the total inertia moment It of the engine that has been experimentally obtained and stored in advance.
  • the angular deceleration rate d ⁇ / dt is calculated based on the state during deceleration after switching to the friction loss measurement state instead of calculating based on the state at the time of switching from the performance test state to the friction loss measurement state. May be.
  • the angular deceleration rate d ⁇ / dt at a plurality of time points after switching to the friction loss measurement state may be calculated and averaged.
  • FIG. 8 shows the results measured by this deceleration method B.
  • FIGS. 8A and 8B show measurement results of engine friction torque and fuel injection drive torque at 3000 rpm.
  • the fuel injection drive torque is 0-0.
  • the fuel injection driving torque is as large as 0.5-0.8 Nm.
  • FIGS. 8C and 8D show the measurement results at 2400 rpm, which have the same tendency.
  • the deceleration method shown in FIG. 4 basically creates a state in which the combustion in the engine cylinder 23 is suppressed to prevent work by fuel combustion, and the engine friction torque is measured by measuring the engine deceleration process in that state. Is a method of measuring.
  • the fuel adhering to the wall surface in the engine cylinder 23 may slightly burn. (Hereinafter, this is referred to as “late combustion”).
  • the angular deceleration decreases accordingly, and therefore the engine friction torque that is smaller by the amount of the afterburning combustion is actually measured. This makes it difficult to obtain an accurate engine friction torque.
  • a work amount W to be performed by the afterburning combustion is calculated.
  • a friction torque correction amount ⁇ Tf corresponding to the work amount W is obtained and added to the measured friction torque Tf obtained by actual measurement.
  • Tf * engine friction torque
  • FIG. 7 shows an apparatus configuration using the deceleration method C.
  • switching from the engine performance test state to the engine friction loss measurement state is performed by stopping the fuel supply into the engine cylinder by the fuel supply device.
  • the nitrogen N 2 gas into the engine cylinder is stopped.
  • the deceleration method C at the time of switching to the engine friction loss measurement state, it is possible to supply nitrogen N 2 gas into the engine cylinder as well as stop fuel supply into the engine cylinder by the fuel supply device. Even so, burning may occur later.
  • the after-burning combustion occurs in a relatively high pressure region (starting point A) of the compression stroke and then continues to a relatively high pressure region (ending point B) of the expansion stroke. Therefore, in the deceleration method C, when creating a graph showing the relationship between the in-cylinder volume and the in-cylinder pressure after switching to the engine friction loss measurement state as shown in FIG. For the line in the high pressure region from A to the end point B, the in-cylinder pressure actually measured by the pressure detector 3 is applied.
  • the start point A and the end point B of the afterburning combustion are specified based on the polytropic index ⁇ for each crank angle obtained by the following equation (5) using the in-cylinder pressure and the in-cylinder volume.
  • the lines other than the range from the start point A to the end point B, the compression stroke and the expansion stroke at a relatively low pressure can be regarded as adiabatic compression and adiabatic expansion because no combustion occurs. Therefore, in FIG. 9, the adiabatic compression curve passing through the starting point A of the afterburning combustion is obtained by the following equation (6).
  • the P A cylinder pressure at the starting point A, the V A cylinder volume at the start of A, kappa is polytropic exponent.
  • ⁇ 1.4 because it corresponds to the adiabatic change of air.
  • P B is the in-cylinder pressure at the end point B
  • V B is the in-cylinder volume at the end point B.
  • Vh is the engine E displacement.
  • the relationship between the friction average effective pressure correction amount ⁇ Pmf and the friction torque correction amount ⁇ Tf is defined by the following equation (9).
  • the friction average effective pressure correction amount ⁇ Pmf is obtained from the above equation (8). From this friction average effective pressure correction amount ⁇ Pmf and the above equation (9), the friction torque correction amount ⁇ Tf is obtained. By adding this friction torque correction amount ⁇ Tf to the measured friction torque Tf, it is possible to obtain an accurate corrected friction torque Tf * in consideration of the afterburning combustion.
  • the engine E outputs driving force by sequentially repeating the intake, compression, expansion, and exhaust strokes, but the lines corresponding to the intake stroke and the exhaust stroke are not shown in FIG. This is because the work performed in the intake stroke and the exhaust stroke is irrelevant to the afterburning combustion, and naturally, this work is not taken into account in the calculation of the corrected friction torque Tf *.
  • the crank angle detector 7 includes a slit disk (not shown) provided with a slit at every predetermined angle (for example, 1 °), a light emitting element and a light receiving element arranged so as to sandwich the slit disk (both shown in the figure). (Not shown).
  • a slit disk not shown
  • a light emitting element and a light receiving element arranged so as to sandwich the slit disk (both shown in the figure).
  • FIG. 4 As shown in FIG. 4, the adjacent angular decelerations greatly fluctuate.
  • torsional vibration may occur in the crankshaft when the engine is decelerated by creating a state in which combustion does not occur in the engine cylinder 23. Even if the angular deceleration is obtained based on the rotation angle of the torsionally vibrating portion, it is difficult to obtain an accurate angular deceleration. Therefore, slit disks are provided at a plurality of locations where the amplitude or phase of torsional vibration is different from each other. The crank angle signals obtained in the plurality of slit disks are extrapolated (see FIG. 12A) or interpolated (see FIG. 12B) to obtain a neutral point where no torsional vibration is generated.
  • crank angle signal at the neutral point is calculated, and the angular deceleration is obtained based on the crank angle signal.
  • the crank angle signal at the neutral point is calculated, and the angular deceleration is obtained based on the crank angle signal.
  • deceleration method D combustion is performed by supplying nitrogen N 2 gas into the engine cylinder while continuing to supply fuel into the engine cylinder by the fuel supply device when switching to the engine friction loss measurement state.
  • This method is hereinafter referred to as deceleration method D.
  • the afterburning combustion can occur, and thus the correct corrected friction torque Tf * can be obtained by calculating the work amount W performed by the behindburning combustion as described above.
  • the driving torque for fuel injection can be obtained. Note that the torque for fuel injection is generally only a few percent of the corrected friction torque Tf * calculated by the deceleration method D, so that it can be ignored.
  • FIG. 13A is a block diagram of the drive state detection device 30 for detecting the drive state of the engine E.
  • the device configuration of the drive state detection device 30 will be described with reference to this figure.
  • the drive state detection device 30 is a device that detects the drive state of the engine E when the drive target device M such as a generator, a hydraulic pump, or a ship propeller is driven by the engine E, and includes a crank angle detector 7, An oil temperature detector 31 and a controller 32 are provided.
  • the crank angle detector 7 detects the rotation speed (rpm) of the engine E and outputs a detection signal corresponding to the detection result to the controller 32.
  • the oil temperature detector 31 detects the lubricating oil temperature (° C.) of the engine E and outputs a detection signal corresponding to the detection result to the controller 32.
  • the drive target device M is a generator, for example, the load (Nm) of the engine E is detected based on the amount of power generated by the generator.
  • the controller 32 includes a CPU 33 that performs arithmetic processing, and a memory 34 that stores programs and data related to fuel supply control of the engine E.
  • the controller 32 outputs a command signal to the fuel supply pump 27 driven by the engine E to inject fuel into the engine cylinder from the fuel injection nozzle 25, and fuel from the fuel injection nozzle 25 into the engine cylinder. Control to switch to a stop state to stop injection is performed.
  • the load (Nm) of the engine E can also be detected based on the fuel injection amount (fuel consumption) in the engine E.
  • FIG. 13B is an example of data (normal state data 34a to 34e) stored in advance in the memory 34 of the controller 32.
  • the lubricant temperature is 40 ° C., 60 ° C., 80 ° C., 100 ° C.
  • the engine speed (rpm), the engine load (Nm), and the engine speed and the friction loss corresponding to the engine load are stored.
  • This data shows that the engine E is operating normally, specifically, the lubricating oil is normally circulated and there is no risk of so-called “burn-in”, and the deterioration of the lubricating oil has progressed.
  • the measured values obtained by driving the engine E in a state where the viscosity of the lubricating oil is low and the sliding part (bearing or the like) of the engine E is not abnormal are stored.
  • the normal state data 34a corresponding to the lubricating oil temperature of 40 ° C. calculates the friction loss in consideration of the afterburning combustion by changing the engine speed and load while maintaining the lubricating oil temperature at 40 ° C. It memorizes the friction loss.
  • the fuel supply pump 27 of the engine E is switched from the supply state to the stop state by the controller 32 at every elapse of a predetermined time after the engine E starts driving, Then, it is returned to the supply state again.
  • the controller 32 calculates the friction loss (friction loss in consideration of the after-burning combustion) in the immediately preceding engine load state by the speed reduction method C described above.
  • any abnormality such as poor circulation of the lubricating oil, deterioration of the lubricating oil, abnormal sliding portion
  • the friction loss greatly exceeding the corresponding friction loss stored in the memory 34. Is calculated, and if there is no abnormality in the engine E, a friction loss close to the corresponding friction loss is calculated.
  • the controller 32 reads the detection signal input from the crank angle detector 7 and the oil temperature detector 31 at this time and the friction loss corresponding to the detected engine load from the memory 34. Then, the calculated friction loss is compared with the corresponding friction loss read from the memory 34.
  • the calculated friction loss is larger than the corresponding friction loss read from the memory 34 by a predetermined value or more, there is some abnormality in the engine E (the lubricating oil circulation failure, the lubricating oil deterioration, It is determined that a sliding part abnormality or the like has occurred. Based on this determination, it is possible to suppress damage to the engine E by notifying that an abnormality has occurred in the engine E. On the other hand, if the difference between the calculated friction loss and the corresponding friction loss read from the memory 34 is less than a predetermined value, it is determined that no abnormality that has hindered driving has occurred in the engine E. .
  • the engine is repeatedly driven, so that combustion deposits (residues composed of incomplete combustion components, lubricating oil components, etc.) are deposited on the walls forming the cylinder space.
  • combustion deposits due to incomplete combustion components, lubricating oil components, etc.
  • a part of the injected fuel is adsorbed and permeated by the combustion deposit.
  • the amount of fuel burned during the afterburning combustion increases and the afterburning combustion The amount of work done by increases.
  • combustion deposits accumulated in the cylinder space may cause piston seizure, etc., so that when the work amount exceeding a predetermined amount is calculated as the work amount due to the post-burning combustion, for example, By notifying the cleaning, it is possible to prevent the piston from being seized.
  • nitrogen N 2 gas is used as an incombustible gas for suppressing combustion.
  • carbon dioxide gas, helium gas, or argon gas can be used. is there.

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Abstract

　燃料供給装置によりエンジンシリンダ空間内に供給された燃料を燃焼させてエンジンを駆動させる駆動状態から、エンジンシリンダ空間内における燃料の燃焼を抑制することにより減速させる測定状態へ切り換えた後の出力軸の角減速度dω/dtを測定し、エンジンの駆動系全体の慣性モーメントをＩtとするとき、式Ｔf＝Ｉt×dω/dtにより求まるエンジンの計測摩擦トルクＴfと、駆動状態から測定状態に切り換えた後にエンジンシリンダ空間内において発生する後だれ燃焼によりなされる仕事補正量に対応する摩擦トルク補正量とを基にして、エンジンの摩擦損失を求める。

Description

エンジンの摩擦損失測定方法およびエンジンの駆動状態検出方法
　本発明は、ディーゼルエンジン等における摩擦損失を測定する方法、およびこれを用いたエンジンの駆動状態を検出する方法に関する。
　近年においては、地球温暖化防止の観点から、カーボンニュートラルである植物油由来の燃料を用いたディーゼルエンジンが既に適用され始めている。但し、植物油由来の燃料はそのままでは粘度が高いため、ディーゼルエンジンにそのまま適用することは難しく、植物油由来の燃料の粘度を軽油並に低減させる処理をしてバイオディーゼル燃料（ＢＤＦ（登録商標））として用いられている。具体的には、植物油や廃食油にNaOHとメタノールを混入し加熱する処理、すなわちメチルエステル化処理をしてバイオディーゼル燃料（ＢＤＦ（登録商標））を製造していた。あるいは、植物油を加熱してエンジンに供給し、燃料噴射パイプを外側から蒸気やヒーターで加熱するといったことが必要であった（例えば、特許文献１参照）。
　このようなメチルエステル化処理に要する費用、そのときの排水処理の必要性を考えると、このような処理を行わずに植物油をそのままディーゼルエンジンに燃料として供給して用いること（ニートバイオ燃料）ができるようにすることが望まれる。そのため、本願発明者らは、植物油をそのままディーゼルエンジンに供給して燃料として用いるための基礎的な研究を行っている。
特開２００９－１６８００２号公報
　ところで、上記研究では燃費についても検討が行われるが、この検討においては、特にエンジンの摩擦損失を正しく評価することが重要となる。従来、比較的簡便なエンジンの摩擦損失測定方法として、シリンダ空間内の燃焼を抑制して減速させるときの減速度に基づいて、摩擦損失を測定する減速法が知られている。しかし、所定のタイミングにおいてシリンダ空間内の燃焼を完全に停止させることが難しいため、正確な摩擦損失を測定することが困難であるという課題があった。本発明はこのような課題に鑑みてなされたものであり、ディーゼルエンジン等における摩擦損失を正確に測定できる摩擦損失測定方法、およびこの方法を用いたエンジンの駆動状態検出方法を提供することを目的とする。
　第１の発明である摩擦損失測定方法は、エンジンの摩擦損失を測定する摩擦損失測定方法であって、前記エンジンは、前記エンジンにより駆動されてエンジンシリンダ空間内に燃料供給を行う燃料供給装置を備え、前記燃料供給装置により前記エンジンシリンダ空間内に供給された燃料を燃焼させて前記エンジンを駆動させる駆動状態から、前記エンジンシリンダ空間内における燃料の燃焼を抑制することにより減速させる測定状態へ切り換えた後の出力軸の角減速度dω/dtを測定し、前記エンジンの駆動系全体の慣性モーメントをＩtとするとき、式Ｔf＝Ｉt×dω/dtにより求まるエンジンの摩擦トルクＴf（例えば、実施形態における計測摩擦トルクＴｆ）と、前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後に前記エンジンシリンダ空間内において発生する後だれ燃焼によりなされる仕事（例えば、実施形態における仕事補正量ΔＷ）に対応する補正トルク（例えば、実施形態における摩擦トルク補正量ΔＴｆ）とを基にして、エンジンの摩擦損失を求めることを特徴とする。
　上述の摩擦損失測定方法において、前記後だれ燃焼によりなされる仕事が、前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後の前記エンジンシリンダ空間の容積と圧力との関係を示すラインにより囲まれる領域の面積を基にして算出されるようになっており、前記ラインのうち前記後だれ燃焼が生じている部分（例えば、実施形態における図９の開始点Ａから終了点Ｂに至る部分）に、前記エンジンシリンダ空間の容積に対応する圧力の測定結果を用い、前記ラインのうち前記後だれ燃焼が生じている部分以外の部分に、断熱変化を示す理論式（例えば、実施形態における式（６）および式（７））を用いることが好ましい。
　上述の摩擦損失測定方法において、前記駆動状態から、前記燃料供給装置による前記エンジンシリンダ空間内への燃料供給を停止させて前記測定状態に切り換えることが好ましい。
　また、摩擦損失測定方法において、前記駆動状態から、前記燃料供給装置による前記エンジンシリンダ空間内への燃料供給を継続しつつ不燃性ガス（例えば、実施形態における窒素Ｎ２ガス）を前記エンジンシリンダ空間内に供給して前記測定状態に切り換えても良い。
　第２の発明である駆動状態検出方法は、エンジンの駆動状態を検出する駆動状態検出方法であって、前記エンジンは、前記エンジンにより駆動されてエンジンシリンダ空間内に燃料供給を行う燃料供給装置を備え、前記燃料供給装置により前記エンジンシリンダ空間内に供給された燃料を燃焼させて前記エンジンを駆動させる駆動状態から、前記エンジンシリンダ空間内における燃料の燃焼を抑制することにより減速させる測定状態へ切り換えた後の出力軸の角減速度dω/dtを測定し、前記エンジンの駆動系全体の慣性モーメントをＩtとするとき、式Ｔf＝Ｉt×dω/dtにより求まるエンジンの摩擦トルクＴf、および前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後に前記エンジンシリンダ空間内において発生する後だれ燃焼によりなされる仕事に対応する補正トルクを基にして、エンジンの摩擦損失を求める摩擦損失算出ステップと、前記算出されたエンジンの摩擦損失を、前記エンジンを正常な状態で駆動させたときに測定される摩擦損失と比較する摩擦損失比較ステップと、前記比較の結果に基づいて、前記エンジンの駆動状態を検出する駆動状態検出ステップとを備えることを特徴とする。
　ディーゼルエンジン等において、シリンダ空間への燃料供給を停止させて燃焼を停止させようとしても、シリンダ空間を形成する壁部にしみ込んだ僅かな燃料が燃焼（後だれ燃焼）することにより、その分仕事がなされて正確な摩擦損失の測定が困難になることがある。そこで、本発明においては、減速法によって得られる摩擦トルクＴfと、後だれ燃焼によりなされる仕事に対応する補正トルクとを基にして、エンジンの摩擦損失を求めるようになっている。このため、後だれ燃焼を考慮した正確なエンジンの摩擦損失が算出可能となり、これにより、ニートバイオ燃料を用いた場合、および通常のディーゼル燃料（軽油）を用いた場合それぞれのディーゼルエンジンの性能評価を精度良く行うことができる。
ニートバイオ燃料の一例であるアマニ油および軽油等の温度変化に対応する粘度変化特性を示すグラフである。 ディーゼルエンジンを用いたテストベンチ構成を示す説明図である。 エンジン負荷（％）に対する、ＮＯｘ、排煙濃度、正味燃料消費率ＢＳＦＣ(Brake Specific Fuel Consumption) および図示燃料消費率ＩＳＦＣ(Indicated Specific Fuel Consumption) の値を、アマニ油および軽油について示すグラフである。 減速法の測定について示す説明図である。 減速法Ａによる実験装置構成を示す説明図である。 エンジン負荷が３種類（０％，２５％および５０％）の場合について、減速法Ａにより、エンジン摩擦損失と燃料噴射のための駆動トルクとを求めた結果を示すグラフである。 減速法ＢおよびＣを実施するための実験装置構成を示す説明図である。 減速法Ｂにより測定した結果を示すグラフであり、（ａ）および（ｂ）は３０００ｒｐｍでのエンジン摩擦トルクと燃料噴射駆動トルクとの測定結果を示すグラフであり、（ｃ）および（ｄ）は２４００ｒｐｍでの測定結果を示すグラフである。 筒内容積と筒内圧との関係を示すグラフである。 クランク角度とポリトロープ指数κとの関係を示すグラフである。 エンジン回転数およびクランク軸の角減速度の計算結果の一例を示すグラフであって、（ａ）は角減速度を３６０°（１回転）毎に計算した場合のグラフであって、（ｂ）は角減速度を７２０°（２回転）毎に計算した場合のグラフである。 クランク軸における軸のねじり振動が生じていない中立点を算出するための算出方法を説明するための説明図であって、（ａ）は２点での計測値の外挿による算出方法を、（ｂ）は２点での計測値の内挿による算出方法を説明するための説明図である。 摩擦損失測定方法を用いたエンジンの駆動状態検出方法を説明するための図であって、（ａ）は装置構成を示すブロック図であり、（ｂ）はメモリに記憶されたデータを概念的に示す図である。
　以下、本発明の実施の形態を、図面を参照しつつ説明する。本発明に係るエンジンの摩擦損失計測法（以下に説明する減速法ＣおよびＤ）について説明をする前に、本出願人が本願発明に至るまでに検討を行った内容について説明する。
　本出願人は最初に、ニートバイオ燃料を通常のディーゼルエンジンに用いるために、ニートバイオ燃料の粘度を、如何にして通常のディーゼルエンジン燃料（軽油）のレベルまで下げるかを検討した。ニートバイオ燃料としてアマニ油を用いたが、アマニ油および通常のディーゼルエンジン燃料の特性を表１に示している。このようにアマニ油の粘度は高い。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　このように高い粘度を低減させるには、上述したような化学処理による方法もあるが、もう一つの方法は、船舶用の大型ディーゼルエンジンに用いられているように、燃料を加熱する方法がある。図１に、アマニ油と従来のディーゼル燃料の温度変化に対応する粘度変化特性を示している。上述した粘度を低減させるための化学処理や加熱装置はコストの増加に繋がるため、メチルエステル化処理や、燃料の加熱を行うことなく、高粘度のニートバイオ燃料をそのまま用いて正味燃料消費率ＢＳＦＣを向上させる検討を行った。
　正味燃料消費率ＢＳＦＣを向上させるための検討に際し、表２に示す特性の単気筒空冷小型エンジンを用いてテストを行った。このエンジンは表３に示す燃料噴射システムを備える。定格出力時での最大燃料噴射圧は２５ＭＰａであり、最近の自動車用エンジンより低圧である。なお、燃料噴射開始タイミングは、クランク角度で２３°ＢＴＤＣに固定されている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　図２に、テストベンチ構成を示している。エンジンＥにはエアフィルタ１およびサージタンク２を通って吸気が供給され、燃料タンク５から所定の燃料がエンジンＥに供給される。このとき燃料供給量はビュレット４により測定される。エンジンＥには、シリンダ内圧を検出する圧力検出器３、排気温度を検出する温度計６，クランク角検出器７が取り付けられている。さらにエンジンＥの出力軸にはダイナモメータ８が取り付けられており、エンジン出力が測定される。圧力検出器３の出力値はストレインゲージアンプ１１を介してデータアナライザー１２に入力され、クランク角検出器７の出力値もデータアナライザー１２に入力される。
　図３には、エンジン負荷（％）に対する、ＮＯｘ、排煙濃度、ＢＳＦＣおよび図示燃料消費率ＩＳＦＣの値が、アマニ油および通常のディーゼル油について示されている。この図において、破線がアマニ油を、実線が通常のディーゼル油の特性を示している。この図から分かるように、ＢＳＦＣはアマニ油の方が通常のディーゼル油より大きく、ＩＳＦＣは通常のディーゼル油の方がアマニ油より大きい。ニートバイオ燃料（アマニ油）のＢＳＦＣが高いのは、高粘度のために燃料の噴霧化が劣るためであると考えられてきた。しかしながら、ニートバイオ燃料はＩＳＦＣが低く、これは、ニートバイオ燃料は含酸素燃料であることにより燃焼速度が高いためである。これにより、排煙濃度が低くなるという利点もある。
　アマニ油を燃料とするとＢＳＦＣが高く、ＩＳＦＣが低い。以上のことから、アマニ油を用いると、粘度が高いことに起因してエンジンの摩擦損失が大きくなると想定される。この点について以下に記載のテストを行って確認した。
　エンジンの摩擦損失を測定するために、減速法を用いた。この方法は、図４に示すように、エンジンの燃焼無しでの減速と、燃焼無しにして減速が始まる寸前までのエンジンの速度および負荷に応じた摩擦トルクとの関係に基づいて摩擦損失を計測する方法である。なお、ここで規定するエンジンの摩擦損失もしくは摩擦トルクというのは、機械的な損失のみならず、吸排気行程でのポンピングロスも含む広い意味を有する。
　エンジンが燃料カットされてエンジン摩擦トルクＴfだけになって、図４に示すように角減速度dω/dtで減速されるときには下記式（２）の関係となる。
　　　Ｔf　＝　Ｉt　×　dω/dt　　・・・（２）
　Ｉtは、エンジンに繋がるダイナモメータ８およびカップリング部材などを含めたエンジンのトータル慣性モーメントである。エンジンの設計値を基にして計算によりＩtを求めることも可能であるが、ここでは以下のようにしてＩtを実験的に求めた。
　ダイナモメータ８に負荷「ΔＴ」を加えながらエンジンへの燃料供給を停止させて減速させたときの角減速度をdω/dt(d)とすると、エンジンの減速関係は下記式（３）で表される。さらに、式（２）および（３）からＩtは下記式（４）で求められる。
　　　（Ｔf＋ΔＴ）＝　Ｉt　×　dω/dt(d)　　・・・（３）
　　　Ｉt　＝　ΔＴ／（dω/dt(d)　－　dω/dt）　　・・・（４）
　この式（４）から分かるように、Ｉtはダイナモメータ８により加える負荷ΔＴを適宜設定して減速度を実測することにより求まる。この実験結果はかなり安定しており、本装置ではＩtは０．３５４kgm2であった。そして、これに基づいて式（２）からアマニ油を燃料として用いたときおよび通常のディーゼル燃料を用いたときでのエンジン摩擦損失もしくは摩擦トルクを実験的に求めた。
　まず、エンジンの摩擦損失を、第１の方法である減速法Ａにより求めた。減速法Ａによる実験装置構成を図５に示している。減速法Ａを用いる装置は、エンジンＥにより駆動されて燃料噴射パイプ２２およびエンジンシリンダ２３内に燃料を供給する燃料供給装置２０と、燃料噴射パイプ２２の途中に設けられた切換弁２１を備える。燃料供給装置２０は、燃料噴射パイプ２２に燃料を供給する供給状態と、燃料噴射パイプ２２への燃料供給を停止させる停止状態とに切り換え可能に構成される。切換弁２１は、エンジンシリンダ２３内への燃料噴射を行う燃料噴射ノズル２５と、外部に燃料噴射を行う燃料噴射ノズル２６とに燃料供給を切り換えるようになっている。これにより、燃料噴射をしない場合と燃料噴射をしながらのエンジン摩擦損失が各々測定できる。両者の差から燃料噴射のための駆動トルクが求められる。
　図６に、エンジン負荷が３種類（０％，２５％および５０％）の場合について、エンジン摩擦損失と燃料噴射のための駆動トルクとを求めた結果を示している。通常のディーゼル燃料での燃料噴射のための駆動トルクは、エンジン負荷に対応して０．１－０．３Ｎｍであった。一般的に通常の燃料噴射システムでは、最大エンジントルクの約１％が燃料噴射のための駆動トルクであり、本エンジンの最大トルクは表２に示すように１９．６Ｎｍである。減速法Ａにより測定された燃料噴射駆動トルク０．１－０．３Ｎｍは、最大トルクの約０．５－１．５％であり、適切な測定結果であると考えられる。
　しかし、このように切換弁２１を設け、付加的な燃料供給パイプを設けると、無駄な容積が増加するので燃料噴射圧を減少させる結果となると考えられる。燃料噴射駆動トルクは燃料噴射圧力の影響を受けて変動するため、測定結果に影響があると考えられる。このため、下記に説明する第２の方法である減速法Ｂにより、エンジンの摩擦損失を測定した。
　図７に減速法Ｂを用いる装置構成を示している。この装置ではエンジン吸気通路内に窒素Ｎ２ガスを供給して、燃料噴射しながらエンジンシリンダ内の燃焼を抑えるようになっている。これにより、エンジン運転状態を変えることなく、エンジン性能試験状態からエンジン摩擦損失測定状態に切換えて、エンジン摩擦損失を測定できるという利点がある。なお、エンジン性能試験状態およびエンジン摩擦損失測定状態が、それぞれ特許請求の範囲における「駆動状態」および「測定状態」に対応している。
　このときのエンジン摩擦損失の測定について具体的に説明すると、まず、燃料供給装置によりエンジンシリンダ内に供給された燃料を燃焼させて、エンジンを駆動状態（性能試験状態）とする。この状態から、エンジンシリンダ内への燃料供給を継続しつつエンジンシリンダ内に窒素Ｎ２ガスを供給して、エンジンシリンダ内での燃料の燃焼を抑制してエンジンを減速させる（摩擦損失測定状態とする）。ここで、窒素Ｎ２ガスの供給によりエンジンシリンダ内での燃料の燃焼抑制が開始された時点での角減速度dω/dtを算出する。上記式（２）を用いて、算出された角減速度dω/dtと、予め実験的に求められて記憶されているエンジンのトータル慣性モーメントＩtとから、エンジン摩擦トルクＴfを求める。なお、角減速度dω/dtは、性能試験状態から摩擦損失測定状態に切り換えた時点の状態に基づいて算出する代わりに、摩擦損失測定状態に切り換えた後の減速途中の状態に基づいて算出しても良い。また、摩擦損失測定状態に切り換えた後の複数の時点における角減速度dω/dtを算出し、それらを平均して求めても良い。
　図８に、この減速法Ｂにより測定した結果を示している。図８（ａ）および（ｂ）に３０００ｒｐｍでのエンジン摩擦トルクと燃料噴射駆動トルクとの測定結果を示しており、通常のディーゼル燃料（軽油）の場合には、燃料噴射駆動トルクは０－０．２Ｎｍと小さいが、アマニ油の場合には、燃料噴射駆動トルクは０．５－０．８Ｎｍと大きな値となっていることが分かる。図８（ｃ）および（ｄ）に２４００ｒｐｍでの測定結果を示しているが、同様な傾向を有している。
　通常のディーゼル燃料（軽油）を用いる場合は、燃料噴射トルクはほぼ無視できる程度の大きさであるが、アマニ油を用いる場合は、その粘度が高いため、燃料噴射トルクが大きくなることが分かる。すなわち、アマニ油を用いると燃料噴射トルクの増加の影響により、燃料消費率ＢＳＦＣを増加させているということが分かる。
　以上ここまで、減速法Ｂについて説明した。ところで、図４に示す減速法は基本的に、エンジンシリンダ２３内での燃焼を抑えて燃料燃焼による仕事が行われない状態を作り出し、その状態でのエンジンの減速過程を計測してエンジン摩擦トルクを測定する方法である。しかし実際には、エンジンシリンダ２３内への燃料噴射を止めたり窒素Ｎ２ガスの供給を行って燃焼を抑えようとしても、エンジンシリンダ２３内の壁面に付着した燃料が僅かながら燃焼する場合がある（以下、これを「後だれ燃焼」と称する）。この後だれ燃焼が発生して仕事がなされると、その分だけ角減速度が低下するので、後だれ燃焼の分だけ小さなエンジン摩擦トルクが実際に計測されることになる。このため、正確なエンジン摩擦トルクを得ることが困難になる。
　そこで、以下に説明する減速法Ｃでは、まず、後だれ燃焼によってなされる仕事量Ｗを算出する。そして、この仕事量Ｗに対応する摩擦トルク補正量ΔＴfを求めて、実際に計測して得られる計測摩擦トルクＴfに加える。このようにして、後だれ燃焼を考慮した正確な補正摩擦トルクＴf*（エンジン摩擦トルク）を算出する。この減速法Ｃについて、以下に詳細に説明する。
　図７に減速法Ｃを用いる装置構成を示している。この装置は、エンジン性能試験状態からエンジン摩擦損失測定状態への切換えは、燃料供給装置によるエンジンシリンダ内への燃料供給を停止させることにより行われ、このとき、エンジンシリンダ内への窒素Ｎ２ガスの供給は原則として行わない。このように燃料供給を停止させても、後だれ燃焼が生じ得る。そこで、圧力検出器３により得られる筒内圧と、これに対応する筒内容積との関係から、後だれ燃焼による仕事量Ｗを算出することを検討する。なお、減速法Ｃにおいて、エンジン摩擦損失測定状態への切換時に、燃料供給装置によるエンジンシリンダ内への燃料供給停止とともに、エンジンシリンダ内へ窒素Ｎ２ガスを供給することも可能であるが、このようにしても後だれ燃焼が生じ得る。
　圧力検出器３は一般に、最大筒内圧を検出可能なものを用いる必要があるため、比較的高い筒内圧を精度良く検出できても、比較的低い筒内圧を精度良く検出することが難しい。このため、圧力検出器３により得られた筒内圧は、特に低圧領域で不安定になりやすい。よって、筒内容積と筒内圧との関係を示すラインによって囲まれる面積として、後だれ燃焼の仕事量Ｗを正確に算出することは難しい。
　後だれ燃焼は、図９に示すように、圧縮行程の比較的高圧領域（開始点Ａ）において発生した後、膨張行程の比較的高圧領域（終了点Ｂ）まで継続する。そこで、減速法Ｃにおいては、図９のようなエンジン摩擦損失測定状態へ切換えた後の筒内容積と筒内圧との関係を示すグラフを作成する際、後だれ燃焼が発生している開始点Ａから終了点Ｂに至る高圧領域のラインについては、圧力検出器３により実際に測定して得られた筒内圧を適用する。
　後だれ燃焼の開始点Ａおよび終了点Ｂは、筒内圧および筒内容積を用いて下記式（５）により得られる、クランク角度毎のポリトロープ指数κに基づいて特定される。
　　　（ｄＰ／Ｐ）／（ｄＶ／Ｖ）　＝　－κ　　・・・（５）
　図１０に、上記式（５）により求められたポリトロープ指数κとクランク角度との関係の一例を示す。ポリトロープ指数κは、エンジンシリンダ２３内において燃焼が発生していない状態では１．４近傍で安定するが、燃焼が発生すると１．４近傍から外れることが知られている。このため、図１０に示す例においては、ポリトロープ指数κが１．４近傍から急激に立ち上がるクランク角度１°ＢＴＤＣを、後だれ燃焼の開始点Ａと特定することができる。この開始点Ａよりも後の行程において、ポリトロープ指数κを滑らかな曲線で近似し、この近似曲線とポリトロープ指数κ＝１．４の直線とが交差する点を、後だれ燃焼の終了点Ｂと特定することができる。図１０の例では、クランク角度１０°ＡＴＤＣが終了点Ｂとして特定される。
　一方、図９において、開始点Ａから終了点Ｂに至る範囲以外のライン、比較的低圧の圧縮行程および膨張行程は、燃焼が発生していないので断熱圧縮および断熱膨張とみなすことができる。よって、図９において、後だれ燃焼の開始点Ａを通る断熱圧縮曲線は、下記式（６）により求められる。
　　　Ｐ　＝　ＰＡ　×（ＶＡ／Ｖ）＾κ　　・・・（６）
　ここで、ＰＡは開始点Ａにおける筒内圧、ＶＡは開始点Ａにおける筒内容積、κはポリトロープ指数である。なお、ここでは空気の断熱変化に相当するので、κ＝１．４である。
　また、図９において、後だれ燃焼の終了点Ｂを通る断熱膨張曲線は、下記式（７）により求められる。
　　　Ｐ　＝　ＰＢ　×（ＶＢ／Ｖ）＾κ　　・・・（７）
　ここで、ＰＢは終了点Ｂにおける筒内圧、ＶＢは終了点Ｂにおける筒内容積である。
　このようにして、図９に示すような筒内容積と筒内圧との関係を示すグラフを求める。エンジンシリンダ２３内において燃焼が行われていない状態では、理論上、このグラフ中のラインによって囲まれる領域の面積、すなわち仕事量Ｗは零となる。しかし、実際には後だれ燃焼は発生しているため、これに対応する仕事量Ｗがハッチング部の面積として表される。
　そこで、この仕事量Ｗを補正すべきＷとして仕事補正量ΔＷとすると、仕事補正量ΔＷと摩擦平均有効圧補正量ΔＰmfとの関係は、下記式（８）で定義される。
　　　ΔＷ　＝　ΔＰmf　×Ｖh　　・・・（８）
　上記式（８）において、ＶhはエンジンＥの排気量である。また、摩擦平均有効圧補正量ΔＰmfと摩擦トルク補正量ΔＴfとの関係は、下記式（９）で定義される。
　　　ΔＰmf　＝　４π×（ΔＴf／Ｖh）　　・・・（９）
　このため、仕事補正量ΔＷが求まると、上記式（８）から摩擦平均有効圧補正量ΔＰmfが求まる。この摩擦平均有効圧補正量ΔＰmfと上記式（９）とから、摩擦トルク補正量ΔＴfが求まる。この摩擦トルク補正量ΔＴfを計測摩擦トルクＴfに加えれば、後だれ燃焼を考慮した正確な補正摩擦トルクＴf*を求めることができる。
　なお、エンジンＥは、吸気、圧縮、膨張および排気の各行程を順番に繰り返して駆動力を出力するが、図９には、吸気行程および排気行程に対応するラインの図示を省略している。これは、吸気行程および排気行程においてなされる仕事が、後だれ燃焼とは無関係であるためであり、当然ながら補正摩擦トルクＴf*の算出においてこの仕事を考慮しない。
　上述の減速法Ａ，ＢおよびＣを実行するときに、以下のようにクランク角検出器７によりクランク角度を検出することが好ましい。まず、クランク角検出器７は、所定角度（例えば１°）毎にスリットを設けたスリット円盤（図示せず）、このスリット円盤を挟持するように配置された発光素子および受光素子（いずれも図示せず）を備えて構成される。表２に示されるように、この実験で用いられるエンジンは４サイクルエンジンであるため、クランク軸が３６０°回転する間（１回転する間）の角減速度を計算した場合、図１１（ａ）に示すように、隣合う角減速度同士が大きく変動することとなる。そこで、クランク軸が７２０°回転する間（２回転する間）の角減速度を計算することで、図１１（ｂ）に示すように、隣合う角減速度同士が大きく変動せず安定する。このため、この角減速度を用いて行う摩擦損失計測法の計測精度が向上する。
　上述の減速法Ａ，ＢおよびＣにおいて、エンジンシリンダ２３内において燃焼が発生しない状態を作り出してエンジンを減速させるときに、クランク軸に捩り振動が生じる場合がある。捩り振動する部分の回転角度に基づいて角減速度を求めても、正確な角減速度を得ることは難しい。そこで、捩り振動の振幅もしくは位相が互いに異なる複数箇所に、それぞれスリット円盤を設ける。これら複数のスリット円盤において得られるクランク角信号を、外挿（図１２（ａ）参照）もしくは内挿（図１２（ｂ）参照）して、捩り振動が生じていない中立点を求める。そして、この中立点におけるクランク角信号を算出し、このクランク角信号を基にして角減速度を求める。これにより、クランク軸に生じる捩り振動の影響を排除した正確な角減速度を検出することができる。
　上述の減速法Ｃに代えて、エンジン摩擦損失測定状態への切換時に、燃料供給装置によるエンジンシリンダ内への燃料供給を継続して行いながら、エンジンシリンダ内へ窒素Ｎ２ガスを供給して燃焼を抑制することも可能である（以下、この方法を減速法Ｄと称する）。この減速法Ｄにおいても、後だれ燃焼が生じ得るため、上述のようにして後だれ燃焼によってなされる仕事量Ｗを算出することにより、正確な補正摩擦トルクＴf*を求めることができる。また、減速法Ｄによって算出される補正摩擦トルクＴf*と、減速法Ｃによって算出される補正摩擦トルクＴf*との差を求めることにより、燃料噴射のための駆動トルクを求めることができる。なお、燃料噴射のためのトルクは一般的に、減速法Ｄによって算出される補正摩擦トルクＴf*の数％程度でしかないため、無視をしても支障はない。
　以上ここまでは、エンジン摩擦トルクの測定方法について説明したが、以下においては、このエンジン摩擦トルクの測定方法を用いたエンジンの駆動状態検出方法について、図１３を参照しながら説明する。図１３（ａ）は、エンジンＥの駆動状態を検出するための駆動状態検出装置３０のブロック図であり、まず、この図を参照しながら駆動状態検出装置３０の装置構成について説明する。
　駆動状態検出装置３０は、発電機、油圧ポンプもしくは船舶のプロペラ等の駆動対象装置ＭをエンジンＥにより駆動する場合のエンジンＥの駆動状態を検出する装置であって、クランク角検出器７と、油温検出器３１と、コントローラ３２とを備えて構成される。クランク角検出器７は、エンジンＥの回転数（ｒｐｍ）を検出し、その検出結果に対応する検出信号をコントローラ３２に出力する。油温検出器３１は、エンジンＥの潤滑油温度（℃）を検出し、その検出結果に対応する検出信号をコントローラ３２に出力する。駆動対象装置Ｍが例えば発電機の場合、この発電機による発電量に基づいてエンジンＥの負荷（Ｎｍ）が検出される。コントローラ３２は、演算処理を行うＣＰＵ３３と、エンジンＥの燃料供給制御に関するプログラムやデータが記憶されたメモリ３４とを備えて構成される。コントローラ３２は、エンジンＥによって駆動される燃料供給ポンプ２７に指令信号を出力して、燃料噴射ノズル２５からエンジンシリンダ内に燃料を噴射させる供給状態と、燃料噴射ノズル２５からエンジンシリンダ内への燃料噴射を停止させる停止状態とに切り換える制御を行う。なお、エンジンＥの負荷（Ｎｍ）は、エンジンＥにおける燃料噴射量（燃料消費量）を基にして検出することも可能である。
　図１３（ｂ）は、コントローラ３２のメモリ３４に予め記憶されたデータ（正常状態データ３４ａ～３４ｅ）の一例であり、この例では潤滑油温度毎（４０℃、６０℃、８０℃、１００℃および１２０℃毎）に、エンジン回転数（ｒｐｍ）と、エンジン負荷（Ｎｍ）と、エンジン回転数およびエンジン負荷に対応する摩擦損失とが記憶されている。このデータは、エンジンＥが正常に駆動する状態、具体的には潤滑油の循環が正常に行われていて、いわゆる「焼き付き」の虞がない状態で、また、潤滑油の劣化が進行しておらず潤滑油の粘度が低い状態で、さらに、エンジンＥの摺動部分（ベアリング等）に異常がない状態で、エンジンＥを駆動させて得られた実測値を記憶したものである。例えば潤滑油温度４０℃に対応する正常状態データ３４ａは、潤滑油温度を４０℃に維持しながらエンジンＥの回転数および負荷を変化させて、後だれ燃焼を考慮した摩擦損失を算出し、その摩擦損失を記憶したものである。
　エンジンＥの燃料供給ポンプ２７は、エンジンＥが駆動を開始した後所定時間経過毎に、コントローラ３２により供給状態から停止状態に切り換えられ、駆動対象装置Ｍの駆動に支障とならない短い間停止状態とされた後、再び供給状態に戻される。コントローラ３２は、停止状態毎に、その直前のエンジン負荷状態での摩擦損失（後だれ燃焼を考慮した摩擦損失）を上述の減速法Ｃにより算出する。ここで、エンジンＥに何らかの異常（潤滑油の循環不良、潤滑油の劣化、摺動部分の異常等）が生じている場合には、メモリ３４に記憶された対応する摩擦損失を大きく超える摩擦損失が算出され、エンジンＥに異常が生じていない場合には、対応する摩擦損失に近い摩擦損失が算出される。一方で、コントローラ３２は、このときクランク角検出器７および油温検出器３１から入力される検出信号、並びに検出されたエンジン負荷に対応する摩擦損失を、メモリ３４から読み出す。そして、算出した摩擦損失を、メモリ３４から読み出した対応する摩擦損失と比較する。
　比較の結果、算出された摩擦損失が、メモリ３４から読み出された対応する摩擦損失に対して所定値以上大きい場合には、エンジンＥに何らかの異常（潤滑油の循環不良、潤滑油の劣化、摺動部分の異常等）が生じていると判断される。この判断に基づいて、エンジンＥに異常が生じていることの報知を行うことにより、エンジンＥが受けるダメージを抑えることができる。一方、算出された摩擦損失と、メモリ３４から読み出された対応する摩擦損失との差が所定値未満である場合には、エンジンＥに駆動の支障となる異常は生じていないと判断される。
　ところで、エンジンは一般に、繰り返して駆動することにより、シリンダ空間を形成する壁部に燃焼堆積物（不完全燃焼成分や潤滑油成分等からなる残渣物）が堆積する。この燃焼堆積物が堆積するシリンダ空間内に燃料が噴射されると、噴射された燃料の一部が燃焼堆積物に吸着されて浸透する。このため、シリンダ空間の壁部に多くの燃焼堆積物が堆積すると、それに応じて多くの噴射燃料が燃焼堆積物に吸着され、その結果、後だれ燃焼時に燃焼する燃料が増加して後だれ燃焼によってなされる仕事量が増加する。よって、上述の駆動状態検出装置３０において、摩擦損失を算出するときに求める後だれ燃焼による仕事量に基づいて、シリンダ空間内の燃焼堆積物の堆積状態を推定することも可能である。また、シリンダ空間内に堆積する燃焼堆積物が、ピストンの焼き付き等の原因になる場合があるため、例えば後だれ燃焼による仕事量として所定量以上の仕事量が算出される場合に、エンジンの分解清掃を促す報知を行うことにより、ピストンの焼き付き等を未然に防止可能となる。
　上述の実施形態では、燃焼を抑制するための不燃性ガスとして窒素Ｎ２ガスを用いた例について説明したが、これ以外にも例えば二酸化炭素ガス、ヘリウムガスもしくはアルゴンガス等を用いることが可能である。
　Ｅ　エンジン
　Ｔｆ　計測摩擦トルク（摩擦トルク）
　ΔＷ　仕事補正量（仕事）
　ΔＴｆ　摩擦トルク補正量（補正トルク）

Claims (5)

  1. 　エンジンの摩擦損失を測定する摩擦損失測定方法であって、
    　前記エンジンは、前記エンジンにより駆動されてエンジンシリンダ空間内に燃料供給を行う燃料供給装置を備え、
    　前記燃料供給装置により前記エンジンシリンダ空間内に供給された燃料を燃焼させて前記エンジンを駆動させる駆動状態から、前記エンジンシリンダ空間内における燃料の燃焼を抑制することにより減速させる測定状態へ切り換えた後の出力軸の角減速度dω/dtを測定し、前記エンジンの駆動系全体の慣性モーメントをＩtとするとき、式
    　　Ｔf＝Ｉt×dω/dt
    により求まるエンジンの摩擦トルクＴfと、前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後に前記エンジンシリンダ空間内において発生する後だれ燃焼によりなされる仕事に対応する補正トルクとを基にして、エンジンの摩擦損失を求めることを特徴とするエンジンの摩擦損失測定方法。
  2. 　前記後だれ燃焼によりなされる仕事が、前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後の前記エンジンシリンダ空間の容積と圧力との関係を示すラインにより囲まれる領域の面積を基にして算出されるようになっており、
    　前記ラインのうち前記後だれ燃焼が生じている部分に、前記エンジンシリンダ空間の容積に対応する圧力の測定結果を用い、
    　前記ラインのうち前記後だれ燃焼が生じている部分以外の部分に、断熱変化を示す理論式を用いることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの摩擦損失測定方法。
  3. 　前記駆動状態から、前記燃料供給装置による前記エンジンシリンダ空間内への燃料供給を停止させて前記測定状態に切り換えることを特徴とする請求項１もしくは２に記載のエンジンの摩擦損失測定方法。
  4. 　前記駆動状態から、前記燃料供給装置による前記エンジンシリンダ空間内への燃料供給を継続しつつ不燃性ガスを前記エンジンシリンダ空間内に供給して前記測定状態に切り換えることを特徴とする請求項１もしくは２に記載のエンジンの摩擦損失測定方法。
  5. 　エンジンの駆動状態を検出する駆動状態検出方法であって、
    　前記エンジンは、前記エンジンにより駆動されてエンジンシリンダ空間内に燃料供給を行う燃料供給装置を備え、
    　前記燃料供給装置により前記エンジンシリンダ空間内に供給された燃料を燃焼させて前記エンジンを駆動させる駆動状態から、前記エンジンシリンダ空間内における燃料の燃焼を抑制することにより減速させる測定状態へ切り換えた後の出力軸の角減速度dω/dtを測定し、前記エンジンの駆動系全体の慣性モーメントをＩtとするとき、式
    　　Ｔf＝Ｉt×dω/dt
    により求まるエンジンの摩擦トルクＴf、および前記駆動状態から前記測定状態に切り換えた後に前記エンジンシリンダ空間内において発生する後だれ燃焼によりなされる仕事に対応する補正トルクを基にして、エンジンの摩擦損失を求める摩擦損失算出ステップと、
    　前記算出されたエンジンの摩擦損失を、前記エンジンを正常な状態で駆動させたときに測定される摩擦損失と比較する摩擦損失比較ステップと、
    　前記比較の結果に基づいて、前記エンジンの駆動状態を検出する駆動状態検出ステップとを備えることを特徴とするエンジンの駆動状態検出方法。
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