WO2016052256A1 - 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法 - Google Patents

天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2016052256A1
WO2016052256A1 PCT/JP2015/076668 JP2015076668W WO2016052256A1 WO 2016052256 A1 WO2016052256 A1 WO 2016052256A1 JP 2015076668 W JP2015076668 W JP 2015076668W WO 2016052256 A1 WO2016052256 A1 WO 2016052256A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
natural gas
fuel
ignition
engine
exhaust
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/076668
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
利貴 南
Original Assignee
いすゞ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by いすゞ自動車株式会社 filed Critical いすゞ自動車株式会社
Publication of WO2016052256A1 publication Critical patent/WO2016052256A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B43/00—Engines characterised by operating on gaseous fuels; Plants including such engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D19/00—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D19/06—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed
    • F02D19/08—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed simultaneously using pluralities of fuels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D19/00—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D19/06—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed
    • F02D19/08—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed simultaneously using pluralities of fuels
    • F02D19/10—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed simultaneously using pluralities of fuels peculiar to compression-ignition engines in which the main fuel is gaseous
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M21/00—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form
    • F02M21/02—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form for gaseous fuels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M37/00—Apparatus or systems for feeding liquid fuel from storage containers to carburettors or fuel-injection apparatus; Arrangements for purifying liquid fuel specially adapted for, or arranged on, internal-combustion engines
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels

Definitions

  • the present invention relates to a natural gas engine and a natural gas engine that can burn natural gas with high efficiency by compression ignition of an ignition fuel, which is a fuel different from natural gas, without using a spark ignition system. It relates to the driving method.
  • the CO 2 emission coefficient is 0 on a high calorific value basis for light oil with a CO 2 emission coefficient of 0.0187 tC / GJ (gigajoule) on a high calorific value basis.
  • Natural gas engines have been developed that use 0135tC / GJ natural gas (CNG) as fuel. By switching from this light oil to natural gas, which has a CO 2 emission coefficient of 72% of that of light oil, a simple heat calculation is expected to reduce CO 2 emissions by about 28%, so the fuel is changed from light oil to natural gas. The effect of global warming prevention by switching is great.
  • the natural gas C compressed by the piston 63 is ignited by spark ignition by the spark plug 62 provided in the cylinder head 61. It is burning.
  • the three-way catalyst is used to purify the NOx in the exhaust gas, but in order to exert the catalytic action of the three-way catalyst, the intake air amount is limited by the throttle valve. Then, the stoichiometric combustion in which the fuel amount and the air amount become 1.0 in terms of the excess air ratio ( ⁇ ) is performed to obtain exhaust gas without oxygen.
  • the high-temperature combustion gas G on the exhaust system passage 67 side of the engine 10X and the low-temperature intake air on the intake system passage 65 side are provided.
  • a portion (shown by cross-hatching) H on the exhaust system passage 67 side tends to be high in temperature with respect to the intake system passage 65 side. Therefore, the natural gas fuel C is not ignited by ignition of the spark plug 62 but is ignited by touching the high temperature portion H before entering the combustion stroke, and the combustion spreads from the high temperature portion H side to the entire combustion chamber 64.
  • a phenomenon called detonation occurs. When this phenomenon occurs, the piston 63 hits the cylinder 70 and cannot smoothly reciprocate, causing engine failure. This detonation is also one of the causes of knocking.
  • CNG natural gas
  • the light oil fuel f is injected from the liquid fuel injector 69 in the compression stroke in which the air-fuel mixture in which the natural gas C and the intake air A are mixed is compressed.
  • the temperature of the air-fuel mixture rises due to adiabatic compression of the air-fuel mixture while being diffused in the combustion chamber 64 and exceeds the ignition (ignition) temperature of the light oil
  • the light oil fuel f starts to combust due to the compression ignition.
  • the natural gas C around is also burned.
  • the light oil fuel f is diffused in the combustion chamber 64 at the start of the combustion, multi-point ignition can be performed and ignition from the high temperature portion of the exhaust system can be prevented, and the entire combustion chamber 64 is combusted. Since a substantially uniform force is applied, the piston 63 reciprocates smoothly. Therefore, in the engine using this light oil fuel f and natural gas C, detonation can be prevented. In addition, since no spark plug is used, the heat damage of the spark plug does not occur.
  • the excess air ratio ⁇ is lower than that of a diesel engine with a light oil fuel operated with an excess air ratio ⁇ of 2 to 8 of the prior art.
  • the intake air amount is remarkably reduced, so that the compression pressure in the cylinder is lowered and the temperature rise of the air-fuel mixture in the cylinder in adiabatic compression is also lowered.
  • the amount of intake air significantly decreases and the compression pressure decreases greatly as the fuel decreases, and ignition and combustion become unstable. There is a problem and this needs to be resolved.
  • the present inventor for example, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2014-109198, in a natural gas engine combined with light oil fuel, a low load operation state, stoichiometric combustion or rich combustion
  • a natural gas engine having an exhaust introduction mechanism for introducing exhaust gas into a cylinder during an intake stroke is proposed.
  • natural gas can be ignited reliably and stably in the entire operation region, and highly efficient combustion is achieved with less fuel and less intake air.
  • an exhaust introduction mechanism is provided for the purpose of suppressing knocking due to detonation even when the engine operating state is in a high load region, and the amount of light oil injected into the cylinder is idle in the entire engine operation region.
  • the amount of light oil used for operation is increased or decreased by increasing or decreasing the amount of natural gas.
  • fuel injection of light oil into the cylinder is performed in a high load region where the accelerator opening is larger than the preset first opening.
  • the present inventor obtained the following knowledge through many experiments and considerations.
  • a natural gas engine that uses light oil fuel together
  • the current fuel injection nozzle to inject this small amount of liquid injection in a good spray state. This is an event in which if the injection volume is small, the injection period is short and the controllability deteriorates.
  • light oil with a high cetane number is used to help ignite natural gas, which has a high octane number and is difficult to ignite, but due to problems with the current fuel injection nozzle injection mode, natural gas can be ignited stably.
  • the amount of light oil to be injected needs to exceed the theoretical amount of light oil that generates the calorific value required under low load conditions.
  • the calorific value per volume is smaller than that of light oil, and even if the calorific value is the same, the volume is large, so the injection period can be extended, spraying is easy, and it is mixed with natural gas. If it is possible to use fuel that is easy to use and has high cetane number indicating ignitability, only the amount of ignition fuel that generates a calorific value close to the calorific value required at engine start and low-load operation Thus, the present inventors have obtained the knowledge that natural gas can be ignited satisfactorily and the above-described problems of a natural gas engine using light oil as an ignition fuel can be solved.
  • An object of the present invention is to ensure that natural gas can be ignited reliably and stably even when the engine is started or at a low load operation in a natural gas engine using liquid fuel as an ignition source and natural gas as a main fuel.
  • High efficiency combustion with a small amount of ignition fuel, natural gas, and a small amount of intake air enables sufficient combustion even when natural gas is mixed from the start of the engine.
  • natural gas can be burned with a small amount of ignition fuel, so that most of the heat required for engine output is covered by the combustion of natural gas with a low CO 2 emission coefficient.
  • Another object of the present invention is to provide a natural gas engine that can greatly reduce CO 2 emissions and prevent global warming, and a method for operating the natural gas engine.
  • the natural gas engine of the present invention for achieving the above object uses natural gas and an ignition fuel different from the natural gas as fuel, and the ignition fuel is compressed by ignition in a cylinder.
  • the true calorific value per unit volume is in the range of 32 MJ (megajoule) / l (liter) to 35 MJ / l, and the cetane number is 65 to
  • the liquid fuel in the range of 90 is used, and at the time of engine start, it is configured to start by supplying both the ignition fuel and the natural gas.
  • the amount of heat generated per unit volume is smaller than that of light oil and liquid fuel having a cetane number higher than that of light oil is used, the amount of fuel injected for ignition as an ignition source is less than that of light oil. More than the case, even with the current fuel injection nozzle, the spray state can be improved as compared with the case of light oil, and since the liquid fuel having a high cetane number is used, compression ignition becomes easy. Furthermore, since the mixing amount with the natural gas is improved by increasing the injection amount of the ignition fuel, the ignition fuel mixed evenly with the natural gas is combusted by the compression ignition so that the burned ignition fuel is obtained. This makes it possible to ignite the entire natural gas evenly, so that a good combustion state can be obtained.
  • the true calorific value per unit volume is less than 32 MJ / l, the ignitability and combustibility will deteriorate, and if it exceeds 35 MJ / l, the volume increase will decrease, and the spraying state in fuel injection and into natural gas will decrease. Since the effect of improving the diffusion state is reduced, the effect of switching from light oil is reduced.
  • the cetane number is less than 65, the ignitability is not sufficiently improved, and the effect of improving the ignitability with a small calorific value is reduced. If the cetane number exceeds 90, the selection range of the liquid fuel becomes too narrow. In addition, the ignitability becomes too high and the handling becomes troublesome.
  • light oil has a true calorific value (low calorific value) of about 36 MJ / l, a total calorific value (high calorific value) of about 38 MJ / l, and a conversion coefficient from high calorific value to low calorific value is 0.95. It is. Moreover, the cetane number of light oil is about 54.
  • liquid synthetic fuel As the liquid fuel having a true calorific value per unit volume in the range of 32 MJ / l to 35 MJ / l and a cetane number in the range of 65 to 90, for example, natural gas called liquid synthetic fuel is used.
  • GTL Gas To Liquid
  • the true calorific value per unit weight is almost the same, but since the density is about 5% to 10% lower than that of light oil, the true calorific value per unit volume is lower than that of light oil. Accordingly, since the injection amount increases, the injection pressure can be increased and the injection time can be lengthened compared to the case of injecting the heat-calculated amount of light oil, and the fuel injection control can be performed with high accuracy. It becomes like this. Further, since the cetane number is improved by about 15 compared to light oil, the ignitability is high, and the compression ignition performance can be improved. As a result, the substantial injection amount of the ignition fuel can be made smaller than that of light oil.
  • the fuel for ignition is changed to a liquid fuel such as GTL instead of light oil, but also the ignitability can be remarkably improved by the aspect of fuel injection and the aspect of cetane number. Even if gas is mixed, it can be burned sufficiently. In other words, the ignition fuel is selected so that it can be sufficiently burned even if natural gas is mixed from the start of the engine.
  • This selection criterion is a liquid fuel having a true calorific value per unit volume in the range of 32 MJ / l to 35 kJ / l and a cetane number in the range of 65 to 90.
  • natural gas can be burned with a small amount of ignition fuel not only at engine start but also at idling or low load operation, so that most of the calorific value of fuel that contributes to engine output is natural gas. It can be generated by burning. As a result, most of the heat required for engine output can be covered by the combustion of natural gas with a low CO 2 emission coefficient, so CO 2 emissions can be greatly reduced and global warming is prevented. There is an effect.
  • GTL when GTL is adopted, GTL has less sulfur content and less aroma components to become soot than light oil, so that the PM trapping device can be made unnecessary or downsized.
  • the diesel engine that uses light oil as the main fuel simultaneously reduces NOx and soot that are in a trade-off relationship with each other.
  • a catalyst device using a NOx occlusion reduction catalyst or a selective reduction (SCR) catalyst can be eliminated or downsized.
  • GTL is currently more expensive than diesel oil, and if GTL is used instead of diesel oil, the operating cost of a natural gas engine will be higher due to the use of GTL. Since natural gas is actively mixed even during operation or during low-load operation, the amount of GTL used can be significantly reduced, and an increase in operating cost can be suppressed.
  • the above-described natural gas engine includes an exhaust introduction mechanism that introduces exhaust gas into the cylinder during the intake stroke.
  • an exhaust introduction mechanism for example, in an exhaust cam that operates an exhaust valve, which has already become a well-known technology, a normal cam feel is added with a phase angle of approximately 90 ° according to the operating state of the engine.
  • the exhaust valve is introduced during the intake stroke by connecting the inside of the cylinder and the exhaust system passage with a lift of about 1 mm to 3 mm of the exhaust valve during the intake stroke.
  • an exhaust introduction valve that operates an on-off valve with an electromagnetic solenoid different from the exhaust valve is provided, and the exhaust introduction valve is lifted and opened during the intake stroke by this electromagnetic solenoid.
  • the hot exhaust gas in the exhaust system passage flows back into the cylinder as needed during the intake stroke, and immediately after this combustion, the hot exhaust gas is used for ignition in the cylinder.
  • the temperature of the mixture of fuel, natural gas, intake air and exhaust gas can be raised.
  • high-temperature exhaust gas is introduced immediately after combustion, so that the effect of increasing the in-cylinder temperature is remarkably increased as compared with the introduction of EGR gas whose temperature is lowered via an EGR passage equipped with an EGR cooler.
  • compression ignition and combustion can be stably performed even with a smaller amount of ignition fuel, and natural gas combustion can also be stably performed using the ignition fuel combustion as an ignition source. . Therefore, stable combustion with good combustion efficiency can be realized, and the amount of ignition fuel can be further reduced, so that the amount of consumption of ignition fuel can be reduced, and the amount of heat generated by combustion of the fuel as a whole is reduced. Therefore, the amount of heat flowing to the exhaust system passage is reduced, and the heat damage caused by this amount of heat is reduced, so that the durability of the exhaust system parts of the engine is improved.
  • the operation of the exhaust introduction mechanism improves the startability because the temperature in the cylinder can be quickly raised even when the engine is cold.
  • the engine can be started with a small amount of ignition fuel even at the time of starting, misfire and soot are not generated by the starting.
  • the temperature in the cylinder can be quickly raised, smooth acceleration can be achieved.
  • the temperature in the cylinder is maintained at a temperature at which the ignition fuel is easy to ignite even in a light load operation state, and stable with a small amount of ignition fuel. Since ignition can be obtained and combustion can be stabilized with a small amount of ignition fuel, engine vibration can be reduced and riding comfort (drivability) can be improved. In addition, the amount of exhaust gas during light load operation can be reduced.
  • the amount of ignition fuel injected into the cylinder is set to a constant amount that is smaller than the amount of ignition fuel for the calorific value required for idle operation in the entire operation region of the engine. If the engine output is increased or decreased by increasing or decreasing the amount of natural gas, in this case, the ignition fuel can be reliably compressed and ignited with very simple control of a constant amount of ignition fuel. Regardless of the amount, natural gas can be combusted efficiently with the minimum intake amount. In this case, it is preferable to control the opening degree of the intake throttle valve by measuring the air-fuel ratio, the excess air ratio ⁇ , and the oxygen concentration of the exhaust gas, and performing a reciprocal ratio determination so as to achieve stoichiometric combustion.
  • intake throttle control by an intake shutter provided in the intake system passage or exhaust throttle control by an exhaust shutter provided in the exhaust system passage is performed.
  • the intake air amount fresh air amount
  • the intake air amount is stoichiometrically combusted by operating the intake shutter and operating the intake shutter in the valve closing direction to throttle the intake air. Since the pressure on the intake system passage side can be reduced while reducing the amount to the possible amount, the exhaust gas can flow back into the cylinder more efficiently, the temperature in the cylinder can be raised more, and the combustion efficiency can be further improved. Can be increased.
  • the exhaust shutter is operated in the valve closing direction to throttle the exhaust, the pressure on the exhaust system passage side increases, the exhaust gas on the exhaust system passage side tends to flow backward into the cylinder, and the reverse flow rate increases. Therefore, the temperature rise effect in the cylinder can be further enhanced.
  • the operation method of the natural gas engine of the present invention for achieving the above object uses natural gas and an ignition fuel different from the natural gas as the fuel, and this ignition fuel in the cylinder
  • the ignition fuel a true calorific value per unit volume is within a range of 32 MJ (megajoule) / l (liter) to 35 MJ / l.
  • a liquid fuel having a cetane number of 65 to 90 is used, and when starting the engine, both the ignition fuel and the natural gas are supplied to start.
  • the volume injection amount for using the ignition fuel as an ignition source is reduced. More than the case of light oil, the current fuel injection nozzle can improve the spray state more than the case of light oil and uses an ignition fuel having a high cetane number, so that it is easy to perform compression ignition. Furthermore, since the volume of the ignition fuel is increased, the miscibility with natural gas is improved. Therefore, the ignition fuel mixed evenly with natural gas is ignited and burned, so that the entire natural gas is evenly distributed. Can be ignited, so that a good combustion state can be obtained.
  • natural gas engine and the operation method of the natural gas engine according to the present invention in the natural gas engine using the ignition fuel as the ignition source and the natural gas as the main fuel, at the time of engine start and low load operation, natural gas can be ignited reliably and stably, high efficiency combustion is performed with a small amount of ignition fuel and a small amount of intake air, and even if natural gas is mixed from the start of the engine, it can be combusted sufficiently In addition, natural gas can be burned with a small amount of ignition fuel even during idling or low load operation.
  • FIG. 1 is a diagram schematically showing a configuration of a natural gas engine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram for explaining exhaust introduction.
  • FIG. 3 is a diagram showing lifts of the intake valve and the exhaust valve in introducing exhaust gas.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the ignition fuel and the natural gas in the method of operating the natural gas engine according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining normal ignition and combustion state of natural gas in a conventional natural gas engine.
  • FIG. 6 is a view for explaining natural gas detonation (abnormal combustion) in a conventional natural gas engine.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining ignition of an ignition fuel and a combustion state of natural gas in a natural gas engine using an ignition fuel together.
  • FIG. 8 is a diagram schematically showing a comparison between a compression pressure in a natural gas engine and a compression pressure in a normal diesel engine.
  • the natural gas engine 10 according to the embodiment of the present invention shown in FIG. 1 is provided with an intake manifold 11a and an intake passage 12 as intake system passages of an engine body 11, and an exhaust manifold 11b and an exhaust passage 13 as exhaust system passages, respectively.
  • an EGR passage 14 that connects the exhaust passage 13 and the intake passage 12 is provided.
  • turbo-type supercharger (turbocharger) 15 is provided.
  • a turbine 15a of the turbocharger 15 is provided in the exhaust passage 13 and a compressor 15b is provided in the intake passage 12.
  • the turbine 15a is rotated by the exhaust energy of the exhaust gas G, and the rotation is transmitted through the shaft 15c.
  • the intake air A is compressed by 15b.
  • the intake passage 12 through which the intake air A passes is provided with a compressor 15b, an intercooler 16, and an intake shutter (intake throttle) 17, and the intake air A is compressed by the compressor 15b and cooled by the intercooler 16 to increase the air density. Then, the flow rate is adjusted by the intake shutter 17 and introduced into the combustion chamber 64 in the cylinder 70 shown in FIG.
  • a turbine 15a is provided in the exhaust passage 13 through which the exhaust gas G generated by burning the ignition fuel F and the natural gas C passes.
  • An exhaust shutter 42 is provided between the turbine 15 a and the exhaust gas purification device 18. A part of the exhaust gas G is introduced into the EGR passage 14 as EGR gas Ge as required, and the rest is purified by an exhaust gas purification device (not shown) as needed after driving the turbine 15a. Released into the atmosphere.
  • the EGR passage 14 through which the EGR gas Ge passes is provided with an EGR cooler 19 that cools the EGR gas Ge and an EGR valve 20 that adjusts the flow rate of the EGR gas Ge.
  • the EGR gas Ge is branched from the exhaust passage 13. After that, it is cooled by the EGR cooler 19, the flow rate is adjusted by the EGR valve 20, and it is recirculated to the intake passage 12.
  • the liquid fuel for injecting the ignition fuel F which is liquid fuel
  • a supply line 80 is provided.
  • the liquid fuel supply line 80 includes a fuel tank 81, a solenoid valve 82, a pressure regulator (regulator) 83, a chamber 84, a liquid fuel injector 69, and a fuel pipe 85 connecting them.
  • the ignition fuel F is injected into the cylinder 70 from the liquid fuel injection injector 69 in the same manner as a normal diesel engine for light oil fuel.
  • the engine body 11, the fuel injection system, the cooling system, etc. in addition to the configuration of a normal diesel engine for light oil fuel, as shown in FIG. 1, a natural gas tank (CNG tank) 31, electromagnetic A valve 32, a pressure regulator (regulator) 33, a chamber 34, a CNG injection injector (natural gas injection device) 35 disposed on the downstream side of the intake shutter 17 in the intake passage 12, and a CNG pipe 36 for connecting them.
  • the natural gas supply system 30 is configured.
  • the natural gas C stored in the natural gas tank 31 is adjusted by the natural gas supply system 30 through the CNG pipe 36, the pressure is adjusted by the pressure regulator 33 via the electromagnetic valve 32, and then injected by the CNG injection injector 35. Are injected into the intake system passage 65 (intake passage 12 in FIG. 1) while the injection timing is controlled.
  • the ignition fuel F is combusted by the compression ignition of the ignition fuel F injected into the combustion chamber 64 in the cylinder 70 without using a spark ignition system when the natural gas C is ignited.
  • the natural gas C is combusted using the ignition fuel F as a fire type.
  • the ignition fuel F As the ignition fuel F, a liquid fuel having a true calorific value per unit volume in the range of 32 MJ (megajoule) / l (liter) to 35 MJ / l and a cetane number in the range of 65 to 90 is used. To do. When the engine is started, both the ignition fuel F and the natural gas C are supplied to start the engine.
  • the true calorific value per unit volume is less than 32 MJ / l, the ignitability and combustibility will deteriorate, and if it exceeds 35 MJ / l, the volume increase will decrease, and the spray state in fuel injection and diffusion into natural gas will decrease. The effect of improving the condition is reduced. Further, if the cetane number is less than 65, the ignitability is not sufficiently improved, and the effect of improving the ignitability with a small calorific value is reduced. If the cetane number exceeds 90, the selection range of the liquid fuel becomes too narrow. In addition, the ignitability becomes too high and the handling becomes troublesome. Incidentally, light oil has a true calorific value (low calorific value) of about 36 MJ / l and a cetane number of about 54.
  • GTL Gas To Liquid
  • This GTL has a true calorific value per unit weight that is almost the same as that of light oil, but since the density is about 5% to 10% lower than that of light oil, the true calorific value per unit volume is lower than that of light oil. Since the injection amount is increased accordingly, the injection pressure can be increased and the injection time can be extended as compared with the case of injecting the heat-calculated amount of light oil, and the injection control of the ignition fuel F can be performed with high accuracy. It becomes like this.
  • the cetane number of GTL is improved by about 15 compared to light oil, GTL has high ignitability and can improve compression ignition performance. As a result, the substantial injection amount of the ignition fuel F can be made smaller than that of light oil.
  • the natural gas engine 10 is provided with an exhaust introduction mechanism (not shown) for introducing the exhaust gas G into the cylinder 70 during the intake stroke.
  • an exhaust cam for operating the exhaust valve 68 shown in FIG. 2 has a phase angle of approximately 90 ° with respect to a normal cam feel that opens the exhaust valve 68 in a normal exhaust stroke.
  • the exhaust valve 68 is lifted by about 1 to 3 mm during the intake stroke by additionally forming a profile and enabling the exhaust introduction cam profile according to the engine operating state.
  • the exhaust gas G can be introduced during the intake stroke by allowing the inside of the cylinder 70 and the exhaust system passage 67 (the exhaust passage 13 in FIG. 1) to communicate with each other.
  • the exhaust introduction mechanism does not have to be limited to the above-described two configurations. Even in other configurations, the exhaust introduction mechanism has a function of introducing exhaust gas into the cylinder during the intake stroke. I just need it.
  • the temperature of the mixture of the ignition fuel F, the natural gas C, the intake air A, and the exhaust gas G in the cylinder 70 can be raised, so that even a small amount of the ignition fuel F is stable.
  • the combustion of the natural gas C can be performed stably by compression combustion, and stable combustion can be realized.
  • a ⁇ (excess air ratio) sensor 41 is disposed downstream of the turbine 15a in the exhaust passage 13 so that the excess air ratio ⁇ in the exhaust gas G can be measured.
  • An exhaust shutter (exhaust throttle valve) 42 is provided upstream of the 13 turbines 15a.
  • a control device 51 called an engine control unit (ECU) is provided, and includes an accelerator sensor 52, an engine rotation speed sensor 53 provided in the engine body 11, a cooling water temperature sensor (not shown), and an intake air amount provided in the intake passage 12.
  • ECU engine control unit
  • Signals from various sensors such as a sensor (MAF: not shown), a ⁇ sensor 41 provided in the exhaust passage, an exhaust gas temperature sensor (not shown), a NOx sensor (not shown), etc. are input, and a liquid fuel injection injector 69,
  • the CNG injection injector 35, the turbine 15a of the turbocharger 15, the intake shutter 17, the EGR valve 20, and the like are configured to be controlled.
  • the calorific value Fci of the ignition fuel F injected into the cylinder 70 is set as the calorific value Fci of the ignition fuel F at the start in the entire operation region of the natural gas engine 10,
  • the engine output is increased or decreased by controlling the amount of natural gas C.
  • the natural gas engine 10 that uses the ignition fuel F equipped with this exhaust introduction mechanism, stable ignition and combustion can be maintained in the operation state at the time of starting the engine.
  • the combustion of F for the ignition of natural gas C the amount of fuel for ignition is constant, compared to control in which the ratio of the fuel for ignition F and natural gas C is changed in the engine operating state.
  • natural control natural gas C can be burned efficiently with a minimum amount of intake air.
  • the valve opening of the intake shutter 17 in this case is controlled by measuring the air-fuel ratio, the excess air ratio ⁇ , and the oxygen concentration of the exhaust gas G, and performing a reciprocal ratio determination so as to achieve stoichiometric combustion.
  • a liquid fuel such as GTL having a high cetane number and a relatively large volume with respect to the calorific value is used as the ignition fuel F.
  • the natural gas C can be started with a small amount of ignition fuel F added thereto. That is, since the ignition fuel F is very easy to ignite by compression, the amount of the ignition fuel F necessary for the compression ignition is small.
  • the heat generation amount Fci necessary for maintaining the engine operation at the time of starting or idling can be secured only by the heat generation amount Fci in the amount necessary for the compression ignition of the ignition fuel F. Therefore, the natural gas C is also added and burned at the same time, and the necessary heat generation amount Tci can be secured by using the heat generation amount Cci.
  • the ignition fuel F and the natural gas C it is possible to improve the ignitability at the time of start-up, secure the heat generation amount after ignition, and reduce the CO 2 generation amount.
  • the consumption amount of the ignition fuel F can be reduced as compared with the method of starting the engine only with the expensive ignition fuel F, so that the operating cost can be reduced and the ignition fuel F can be reduced.
  • the fuel tank can be made smaller.
  • the exhaust gas G is introduced into the cylinder 70 during the intake stroke, and the ignition fuel F, the natural gas C, the intake air A, and the exhaust gas G in the cylinder 70 are introduced. Therefore, even a smaller amount of ignition fuel F can be stably compressed and combusted, and natural gas C can be combusted more stably.
  • the operation of the exhaust introduction mechanism can further improve the ignitability and combustion efficiency and further reduce the amount of ignition fuel F for ignition, so that a smaller amount of ignition fuel F is required.
  • the amount of heat generated by the combustion of the fuels F and C becomes smaller as a whole, as a result, the amount of heat flowing to the exhaust passage 13 is further reduced, heat damage is reduced, and durability is improved.
  • the temperature in the cylinder can be maintained at a temperature at which the ignition fuel F is easily ignited, and stable ignition can be obtained with a small amount of fuel.
  • the combustion can be stabilized with a small amount of fuels F and C in the entire operation region including the light load operation region, it is possible to reduce engine vibration and improve ride comfort (drivability). Further, it is possible to reduce the exhaust gas amount during operation in the idling operation region and the light load machine.
  • the improvement in ignitability reduces the misfire, and by ensuring good fuel and heat generation, the temperature in the cylinder can be quickly raised even when the engine 10 is at a low temperature. In addition, since the temperature in the cylinder can be quickly raised even after starting, smooth acceleration can be achieved. Furthermore, when GTL is adopted, the GTL does not contain aroma that is a source of soot, so the amount of PM emission is greatly reduced.
  • the exhaust throttle control by the intake shutter 17 provided in the intake passage 12 and the exhaust throttle control by the exhaust shutter 42 provided in the exhaust passage 13 are used in combination during the operation of the exhaust introduction mechanism, the exhaust gas G is more efficiently obtained. Can be caused to flow back into the cylinder 70, the temperature in the cylinder can be further increased, and the combustion efficiency can be further increased.
  • the natural gas engine and the operation method of the natural gas engine of the present invention in a natural gas engine that uses liquid fuel as an ignition source and natural gas as a main fuel, at the time of engine start, idling operation, and low load operation Even when the natural gas can be ignited reliably and stably, high efficiency combustion is achieved with a small amount of liquid fuel and a small amount of intake air. In addition, natural gas can be burned with a small amount of ignition fuel even during idling or low-load operation.
  • Natural Gas Engine 11
  • Engine Body 12
  • Intake Passage (Intake System Passage) 13
  • Exhaust passage 13a Bypass passage 14
  • EGR passage 15
  • Turbo turbocharger 16
  • Intercooler 17
  • Intake shutter 18
  • Exhaust gas purification device 18d
  • Small continuous regeneration DPF 19
  • EGR cooler 20
  • EGR valve 30
  • Natural gas supply system 31
  • Natural gas tank (CNG tank) 35
  • ⁇ sensor excess air ratio sensor
  • Exhaust flow path switching valve 51
  • Control unit (ECU) 52
  • Accelerator sensor 53
  • Engine rotation speed sensor 61
  • Cylinder head 62
  • Spark plug 65
  • Intake system passage 67
  • Exhaust system passage 68
  • Exhaust valve 69

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Oil, Petroleum & Natural Gas (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • General Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Abstract

　着火源として液体燃料Ｆと、主たる燃料Ｃとしての天然ガスを使用する天然ガスエンジン１０において、着火用燃料Ｆとして、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、着火用燃料Ｆと天然ガスＣの両方を供給して始動する。これにより、少ない量の着火用燃料Ｆと少ない量の吸入空気Ａで高効率な燃焼を行って、エンジン始動時から天然ガスＣを混入しても十分に燃焼させて、エンジン出力のために必要とされる熱量の殆どをＣＯ2排出係数が少ない天然ガスＣの燃焼で賄うことより、ＣＯ2発生量を大幅に低減して地球温暖化防止効果を図る。

Description

天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
　本発明は、天然ガスエンジンにおいて、火花点火システムを使用せずに、天然ガスとは別の燃料である着火用燃料の圧縮着火により天然ガスを高効率で燃焼できる天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法に関する。
　乗用車やトラックなどの車両において、地球温暖化対策として、ＣＯ2排出係数が高位発熱量ベースで０．０１８７ｔＣ／ＧＪ（ギガジュール）の軽油に対して、ＣＯ2排出係数が高位発熱量ベースで０．０１３５ｔＣ／ＧＪの天然ガス（ＣＮＧ）を燃料にする天然ガスエンジンが開発されてきている。この軽油から、ＣＯ2排出係数が軽油の７２％である天然ガスに燃料を切り替えることで、単純熱計算では約２８％のＣＯ2排出量の減少が見込まれるので、燃料を軽油から天然ガスへの切り替えによる地球温暖化防止の効果は大きい。
　この天然ガスエンジン（ＣＮＧエンジン）では、図５に示すように、シリンダヘッド６１に設けた点火プラグ６２による火花点火により、ピストン６３で圧縮された天然ガスＣを着火させて、この天然ガスＣを燃焼させている。また、排気ガス中のＮＯｘを低減させるために三元触媒を用いて排気ガス中のＮＯｘを浄化しているが、三元触媒の触媒作用を発揮させるために、スロットル弁で吸入空気量を制限して燃料量と空気量が空気過剰率（λ）で１．０となる量論燃焼を実施し、酸素の無い状態の排気ガスにしている。
　このため、アイドリング運転領域や必要馬力が少ない軽負荷運転領域においては、量論燃焼させるために、燃料の減少に伴って吸入空気量を減少するので、この空気量の減少により圧縮圧力が低下し、火炎伝播が途切れ未燃焼領域が多くなり天然ガスの燃焼が不安定になったり、失火したりするという問題がある。
　また、高出力やシリンダボアの径が大きい大型エンジンの場合には、図６に示すように、エンジン１０Ｘの排気系通路６７側の高温の燃焼ガスＧと、吸気系通路６５側の低温の吸入空気Ａとの関係で、吸気系通路６５側に対して排気系通路６７側の部分（クロスハッチングで示す部分）Ｈが高温になり易くなる。そのため、天然ガス燃料Ｃは、点火プラグ６２の点火による着火ではなく、燃焼行程に入る前に、この高温部Ｈに触れて着火し、燃焼が高温部Ｈ側から燃焼室６４の全体に広がっていく、デトネーション（異常燃焼）と呼ばれる現象が発生する。この現象が発生した場合には、ピストン６３はシリンダ７０に片当たりして円滑に往復運動できなくなり、エンジン故障の原因となる。また、このデトネーションはノッキングの原因の一つでもある。
　また、天然ガスエンジンでは、天然ガスの着火性が悪い上に、燃焼室に配置できる点火プラグの数が構造上限定され、通常は点火源が一箇所となるので、各サイクル毎に確実に着火させることが困難となり、燃焼効率が悪いという問題がある。この燃焼効率が悪いと、必要とされる出力を出すために多量の燃料が必要になるので、燃費が悪化する。また、着火を確実にしようとして多量の燃料を燃焼室に入れると、燃焼温度が上昇して、点火プラグ、排気バルブ、排気マニホールド等の温度が上がり、排気系部品の破損等が発生し易くなるという問題が生じる。
　更に、エンジン始動時には、天然ガスの着火が困難であり、始動に関しても軽油燃料に比べて時間が係るという問題がある。特に、冬場の空気温度が低い場合には、失火して未燃天然ガスが排出し、臭気が生じるという問題もある。
　これらの問題への対策として、例えば、日本出願の特開２０１２－５７４７１号公報に記載されているように、天然ガス（ＣＮＧ）をＣＮＧインジェクタで吸気通路に、軽油を軽油インジェクタで燃焼室に噴射して、圧縮着火性の高い軽油と混合させることで、軽油を火種としてＣＮＧを燃焼させ、ＣＮＧ及び軽油の割合は、燃焼室内における燃焼時の最大圧力に基づいて変更する内燃機関の燃料制御装置が提案されている。
　この軽油燃料を併用する天然ガスエンジン１０Ｙでは、図７に示すように、天然ガスＣと吸入空気Ａとが混合した混合気を圧縮する圧縮行程で、軽油燃料ｆが液体燃料噴射インジェクタ６９より噴射され、燃焼室６４内で拡散されながら、混合気の断熱圧縮により混合気の温度が上昇し、軽油の発火（着火）温度を超えると、圧縮着火により軽油燃料ｆが燃焼を開始し、この火種の周囲の天然ガスＣも燃焼する。
　この燃焼開始時点では、軽油燃料ｆは燃焼室６４内に拡散しているので、多点着火となり排気系高温部からの着火を防止でき、燃焼室６４全体で燃焼し、ピストン６３の頂部には略均一な力が加わるため、ピストン６３は円滑に往復運動する。従って、この軽油燃料ｆと天然ガスＣを使用するエンジンでは、デトネーションを防止できる。また、点火プラグを使用しないので、点火プラグの熱害も発生しない。
　しかしながら、この軽油燃料を併用する天然ガスエンジンにおいても、図８に示すように、従来技術の空気過剰率λが２～８で運転される軽油燃料のディーゼルエンジンに比べて、空気過剰率λが１のストイキ燃焼で運転される天然ガスエンジンでは、吸入空気量が著しく減少するので、シリンダ内の圧縮圧力が低下し、断熱圧縮でのシリンダ内の混合気の温度上昇も低下してしまうという問題がある。特に、エンジン出力（馬力）が少ない軽負荷運転領域の場合には、燃料の減少に伴い、吸入空気量が著しく減少し、圧縮圧力の低下が大きくなるため、着火及び燃焼が不安定になるという問題があり、これを解決する必要がある。
　本発明者は、これに関連して、例えば、日本出願の特開２０１４－１０９１９８号公報に記載されているように、軽油燃料併用の天然ガスエンジンにおいて、低負荷運転状態やストイキ燃焼又はリッチ燃焼においても、確実且つ安定して、圧縮着火源となる軽油とこの軽油の燃焼を着火源とする天然ガスを燃焼できて、少ない燃料と少ない吸入空気で高効率な燃焼を行うことを目的に、吸気行程中のシリンダ内に排気ガスを導入する排気導入機構を備えた天然ガスエンジンを提案している。
　また、例えば、日本出願の特開２０１４－１０９１９９号公報に記載されているように、全運転領域で確実且つ安定して天然ガスを着火できて、少ない燃料と少ない吸入空気で高効率な燃焼を行い、しかも、エンジン運転状態が高負荷領域の場合でもデトネーションによるノッキングを抑制することを目的に、排気導入機構を備えると共に、シリンダ内に噴射する軽油の量を、エンジンの全運転領域で、アイドル運転用の軽油の量とし、エンジン出力の増減は、天然ガスの量の増減で行い、かつ、アクセル開度が予め設定した第１開度よりも大きい高負荷領域では、軽油のシリンダ内燃料噴射をマルチ噴射で行う天然ガスエンジンを提案している。
日本出願の特開２０１２－５７４７１号公報 日本出願の特開２０１４－１０９１９８号公報 日本出願の特開２０１４－１０９１９９号公報
　一方、本発明者は、多くの実験や考察により、次のような知見を得た。つまり、軽油燃料を併用する天然ガスエンジンにおいては、天然ガスの燃焼を良好なものとするためには、着火源として用いる軽油を天然ガス中に均等に分散させることが重要であるが、軽油は密度が高く、真発熱量は３６．０ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）と比較的高いため、エンジン始動時やアイドリング時などの軽負荷運転時に、着火源として必要な熱量を発生させるために必要な量、つまり、発熱量から必要とされる理論的な軽油の容積量は比較的少量となる。しかしながら、この少量の液体噴射を良好な噴霧状態で噴射することは、現状の燃料噴射ノズルでは難しいという問題がある。これは噴射容積量が少ないと噴射期間が短く、制御性が悪くなる事象である。
　一方、天然ガスの良好な着火を実現するためには、噴射された軽油を偏りのない均一的な噴霧状態にすると共に、燃焼室に流入する天然ガスの全体と良好な混合をさせる必要があるので、噴射圧をある程度高く、また、噴射時間もある程度長くする必要があり、現状の液体噴射ノズルを使用する場合に、噴霧状態や天然ガスとの混合状態を優先すると、着火源としての軽油の量を、熱計算的に必要な容積量よりも多くして、着火性を確保する必要が生じている。
　つまり、オクタン価が高く着火し難い天然ガスの着火を助けるために、セタン価の高い軽油を用いているが、現状の燃料噴射ノズルの噴射形態の問題から、天然ガスを安定して着火させるために噴射する軽油の量を、低負荷状態で必要とする発熱量を発生させる理論上の軽油の量を超えた量とする必要が生じている。
　そのため、天然ガスを使用して、地球温暖化に対するＣＯ2の排出量の低減を図っているにもかかわらず、熱計算的に必要以上の軽油を燃焼させることにより、この地球温暖化に対する効果が抑えられてしまう。
　この問題の解決には、軽油よりも容積当たりの発熱量が小さくなり、同じ発熱量であってもその容積量が多くなるため噴射期間を長く取れ、噴霧し易く、しかも、天然ガスと混合し易くなる燃料で、しかも、着火性を示すセタン価が高い燃料を使用することができれば、エンジン始動時や低負荷運転時に必要とされる発熱量に近い発熱量を発生する着火用燃料の量のみで、天然ガスを良好に着火でき、着火用燃料として軽油を使用する天然ガスエンジンの上記の問題を解決できるとの知見を得て本発明に想到した。
　本発明の目的は、着火源として液体燃料と、主たる燃料としての天然ガスを使用する天然ガスエンジンにおいて、エンジン始動時や低負荷運転時においても、確実且つ安定して天然ガスを着火できて、少ない量の着火用燃料と天然ガスと少ない量の吸入空気で高効率な燃焼を行って、エンジン始動時から天然ガスを混入しても十分に燃焼させることができ、また、アイドリング時や低負荷運転時でも、少量の着火用燃料で天然ガスを燃焼させることができて、これにより、エンジン出力のために必要とされる熱量の殆どをＣＯ2排出係数が少ない天然ガスの燃焼で賄って、ＣＯ2排出量を大幅に低減できて地球温暖化防止を図ることができる天然ガスエンジンと天然ガスエンジンの運転方法を提供することにある。
　上記のような目的を達成するための本発明の天然ガスエンジンは、燃料として、天然ガスと該天然ガスとは別の着火用燃料を使用し、この着火用燃料のシリンダ内における圧縮着火により前記天然ガスを燃焼させる天然ガスエンジンにおいて、前記着火用燃料として、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、前記着火用燃料と前記天然ガスの両方を供給して始動するように構成される。
　この構成によれば、軽油よりも単位容積当たりの発熱量が小さく、しかも、軽油よりもセタン価が高い液体燃料を用いるので、着火源にするための着火用燃料の噴射量が、軽油の場合よりも多くなり、現状の燃料噴射ノズルでも、軽油の場合よりも噴霧状態を改善できる上に、セタン価が高い液体燃料を使用しているので、圧縮着火し易くなる。更に、着火用燃料の噴射量が多くなることにより天然ガスとの混合性が改善されるので、天然ガスに均等に混合した着火用燃料が圧縮着火により燃焼することにより、この燃焼した着火用燃料により天然ガスの全体を均等に着火させることができるようになるので、良好な燃焼状態を得ることができる。
　なお、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ／ｌより小さいと着火性及び燃焼性が悪くなり、３５ＭＪ／ｌ以上になると、容積増加量が少なくなり、燃料噴射における噴霧状態や天然ガス中への拡散状態の改善効果が少なくなるため、軽油からの切り替え効果が少なくなる。
　また、セタン価が６５未満であると着火性の向上が不十分で、少ない発熱量で着火性を良くする効果が少なくなり、セタン価が９０を超えると液体燃料の選択範囲が狭くなりすぎる上に、着火性が高くなりすぎて取り扱いが面倒になる。
　ちなみに、軽油は、真発熱量（低位発熱量）は約３６ＭＪ／ｌで、総合発熱量（高位発熱量）が約３８ＭＪ／ｌで、高位発熱量から低位発熱量への換算係数が０．９５である。また、軽油のセタン価は約５４程度である。
　また、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ／ｌ～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料としては、例えば、液体合成燃料と呼ばれる、天然ガスを一酸化炭素と水素に分解後、分子構造を組み替えて液体燃料としたＧＴＬ（Ｇａｓ　Ｔｏ　Ｌｉｑｕｉｄ）燃料がある。
　このＧＴＬの特徴としては、単位重量当たりの真発熱量はほぼ同じであるが、密度が軽油より５％～１０％程度低いため、単位容積当たりの真発熱量が軽油よりも低くなる。その分、噴射量が多くなるので、軽油の熱計算的な量を噴射する場合よりも噴射圧を大きく、また、噴射時間を長くすることができ、燃料の噴射制御を精度良く行うことができるようになる。また、セタン価が軽油に比較して１５程度向上しているので着火性が高く、圧縮着火性能を高めることができる。これらの結果、着火用燃料の実質的な噴射量を軽油よりも少なくすることができる。
　従って、着火用燃料を単に軽油の代わりにＧＴＬ等の液体燃料に変えただけでなく、燃料噴射の面とセタン価の面とにより着火性を著しく向上させることができるので、エンジン始動時から天然ガスを混入しても十分に燃焼させることができる。逆に言えば、エンジン始動時から天然ガスを混入しても十分に燃焼させることができるように、着火用燃料を選択する。この選択基準が単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ／ｌ～３５ｋＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料となっている。
　この選択により、エンジン始動時のみならず、アイドリング時や低負荷運転時でも、少量の着火用燃料で天然ガスを燃焼させることができるので、エンジン出力に寄与する燃料の発熱量の多くを天然ガスの燃焼で発生させることができる。これにより、エンジン出力のために必要とされる熱量の殆どをＣＯ2排出係数が少ない天然ガスの燃焼で賄うことができるようになるので、ＣＯ2排出量を大幅に低減でき、地球温暖化防止効果を奏することができる。
　その上、ＧＴＬを採用した場合には、軽油に比べて、ＧＴＬは硫黄分が少なく、煤となるアロマ成分が少ないので、ＰＭ捕集装置を不要にしたり、小型化したりすることができる。特に、ＮＯｘ低減のために多量ＥＧＲを行っても煤の発生が殆どないので、軽油を主燃料として使用していたディーゼルエンジンで、互いにトレードオフの関係にあったＮＯｘ低減と煤低減を同時に図ることができ、ＮＯｘ吸蔵還元触媒や選択還元型（ＳＣＲ）触媒を用いた触媒装置も不要にしたり、小型化したりすることができる。
　なお、ＧＴＬは現状では、軽油よりも価格が高く、単にＧＴＬを軽油の代わりに使用すると、天然ガスエンジンの運転コストがＧＴＬの使用により高コストになるが、本発明ではエンジン始動時やアイドリング運転時や低負荷運転時においても天然ガスを積極的に混入するので、ＧＴＬの使用量を著しく減少でき、運転コストの上昇を抑制できる。
　上記の天然ガスエンジンにおいて、吸気行程中のシリンダ内に排気ガスを導入する排気導入機構を備えて構成される。
　この排気導入機構としては、例えば、既に、周知技術となっている、排気バルブを作動させる排気カムにおいて、エンジンの運転状態に応じて、通常のカムフィールに略９０°の位相角を持って追加形成された排気導入カムプロフィールを作動可能にすることにより、吸気行程中に排気バルブの１ｍｍ～３ｍｍ程度のリフトでシリンダ内と排気系通路を連通させて、吸気行程中に排気ガスを導入する構成や、エンジンの運転状態に応じて、排気バルブとは別の電磁ソレノイドで開閉弁の作動をする排気導入バルブを設けて、この電磁ソレノイドで吸気行程中に排気導入バルブをリフトして開弁させて、シリンダ内と排気系通路を連通させて、吸気行程中に排気ガスを導入する構成等を採用することができる。
　この構成によれば、排気導入機構の作動により、適宜、吸気行程中に排気系通路の高温の排気ガスをシリンダ内に逆流させて、この燃焼直後で高温の排気ガスにより、シリンダ内の着火用燃料と天然ガスと吸入空気と排気ガスの混合気の温度を上昇させることができる。この排気導入では、燃焼直後で高温の排気ガスを導入するので、ＥＧＲクーラーを備えたＥＧＲ通路を経由して温度が低くなるＥＧＲガスの導入に比べて、シリンダ内温度上昇効果は著しく大きくなる。
　その結果、より少量の着火用燃料でも安定して圧縮着火及び燃焼をさせることができ、この着火用燃料の燃焼を着火源にして天然ガスの燃焼も安定して行うことができるようになる。従って、燃焼効率が良く安定した燃焼を実現でき、また、着火用燃料の量を更に低減できるので、着火用燃料の消費量が少量で済み、また、全体として燃料の燃焼による熱の発生量が少なくなるので、排気系通路へ流れる熱量が減少し、この熱量に起因する熱害が減少するのでエンジンの排気系部品の耐久性が向上する。
　また、排気導入機構の作動により、エンジンが低温となっている始動時でもシリンダ内温度を迅速に昇温できるので、始動性がよくなる。その上、始動時でも少量の着火用燃料で始動させることができるので、始動による失火および煤の発生がなくなる。更に、シリンダ内温度を迅速に昇温できるので、スムーズな加速ができるようになる。
　また、シリンダ内の温度を高める排気導入機構を利用することにより、軽負荷運転状態においても、シリンダ内の温度を着火用燃料が着火し易い温度に維持し、少ない着火用燃料の量で安定した着火を得ることができ、少量の着火用燃料で燃焼を安定させることができるので、エンジン振動を少なくして乗り心地性（ドライバビリティ）を向上することができる。また、軽負荷運転時の排気ガス量を低減できる。
　なお、上記の天然ガスエンジンにおいて、シリンダ内に噴射する着火用燃料の量を、エンジンの全運転領域で、アイドル運転で必要とされる発熱量に対する着火用燃料の量よりも少ない一定量にして、エンジン出力の増減は、天然ガスの量の増減で行うように構成すると、この場合には、着火用燃料量一定という非常に簡単な制御で確実に着火用燃料を圧縮着火でき、天然ガスの量を問わずに、天然ガスを最小の吸気量で燃焼効率よく燃焼できる。なお、この場合の吸気スロットル弁の開度は、排気ガスの空燃比や空気過剰率λや酸素濃度を計測し、量論燃焼になるように両論比判定を行って制御することが好ましい。
　上記の天然ガスエンジンにおいて、前記排気導入機構の作動を行う運転状態において、前記吸気系通路に設けられた吸気シャッタによる吸気絞り制御、若しくは、排気系通路に設けられた排気シャッタによる排気絞り制御の一方又は両方を併用するように構成されると、この排気導入機構の作動と共に、吸気シャッタを閉弁方向に作動させて吸気を絞って、吸入空気量（新気の量）を量論燃焼が可能となる量に減少させると共に、吸気系通路側の圧力を低下させることができるので、より効率良く排気ガスをシリンダ内に逆流させることができ、よりシリンダ内温度を上昇でき、より燃焼効率を高めることができる。
　さらに、排気シャッタを閉弁方向に作動させて排気を絞ると、排気系通路側の圧力が高くなり、排気系通路側の排気ガスをシリンダ内への逆流させやすくなり、逆流量を増加させることができるので、よりシリンダ内の温度上昇効果を高めることができる。
　そして、上記のような目的を達成するための本発明の天然ガスエンジンの運転方法は、燃料として、天然ガスと該天然ガスとは別の着火用燃料を使用し、この着火用燃料のシリンダ内における圧縮着火により前記天然ガスを燃焼させる天然ガスエンジンの運転方法において、前記着火用燃料として、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、前記着火用燃料と前記天然ガスの両方を供給して始動することを特徴とする方法である。
　この方法によれば、軽油よりも単位容積当たりの発熱量が小さく、しかも、軽油よりも真発熱量の低い着火用燃料を用いるので、着火用燃料を着火源にするための容積噴射量が、軽油の場合よりも多くなり、現状の燃料噴射ノズルでも、軽油の場合よりも噴霧状態を改善できる上に、セタン価が高い着火用燃料を使用しているので、圧縮着火し易くなる。更に、着火用燃料の容積量が多くなることにより天然ガスとの混合性が改善されるので、天然ガスに均等に混合した着火用燃料が着火して燃焼することにより、天然ガスの全体を均等に着火させることができるようになるので、良好な燃焼状態を得ることができる。
　本発明に係る天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法によれば、着火源として着火用燃料と、主たる燃料としての天然ガスを使用する天然ガスエンジンにおいて、エンジン始動時や低負荷運転時においても、確実且つ安定して天然ガスを着火できて、少ない量の着火用燃料と少ない量の吸入空気で高効率な燃焼を行って、エンジン始動時から天然ガスを混入しても十分に燃焼させることができ、また、アイドリング時や低負荷運転時でも、少量の着火用燃料で天然ガスを燃焼させることができる。
　そして、これにより、エンジン出力のために必要とされる熱量の殆どをＣＯ2排出係数が少ない天然ガスの燃焼で賄って、ＣＯ2排出量を大幅に低減できて地球温暖化防止を図ることができる。
図１は、本発明の実施の形態の天然ガスエンジンの構成を模式的に示す図である。 図２は、排気導入の説明のための図である。 図３は、排気導入における吸気バルブと排気バルブのリフトを示す図である。 図４は、本発明の実施の形態の天然ガスエンジンの運転方法における着火用燃料と天然ガスとの関係を示す図である。 図５は、従来技術の天然ガスエンジンにおける天然ガスの正常な着火と燃焼状態を説明するための図である。 図６は、従来技術の天然ガスエンジンにおける天然ガスのデトネーション（異常燃焼）を説明するための図である。 図７は、着火用燃料を併用する天然ガスエンジンの着火用燃料の着火と天然ガスの燃焼状態を説明するための図である。 図８は、天然ガスエンジンにおける圧縮圧力と通常のディーゼルエンジンにおける圧縮圧力の比較を模式的に示す図である。
　以下、本発明に係る実施の形態の天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法について、図面を参照しながら説明する。図１に示す本発明に係る実施の形態の天然ガスエンジン１０は、エンジン本体１１の吸気系通路として吸気マニホールド１１ａと吸気通路１２と、排気系通路として排気マニホールド１１ｂと排気通路１３とそれぞれ設けられると共に、排気通路１３と吸気通路１２を接続するＥＧＲ通路１４が設けられている。
　また、ターボ式過給器（ターボチャージャ）１５が設けられる。このターボ式過給器１５のタービン１５ａを排気通路１３に、コンプレッサ１５ｂを吸気通路１２にそれぞれ設けて、排気ガスＧの排気エネルギーでタービン１５ａを回転し、この回転をシャフト１５ｃで伝達されたコンプレッサ１５ｂにより吸入空気Ａを圧縮する。
　吸入空気Ａが通過する吸気通路１２には、コンプレッサ１５ｂとインタークーラー１６と吸気シャッタ（吸気スロットル）１７が設けられ、吸入空気Ａは、コンプレッサ１５ｂで圧縮され、インタークーラー１６で冷却されて空気密度を上昇し、吸気シャッタ１７で流量調整されて、図２に示すシリンダ７０内の燃焼室６４に導入される。
　また、図１に示すように、着火用燃料Ｆと天然ガスＣが燃焼して発生した排気ガスＧが通過する排気通路１３には、タービン１５ａが設けられる。また、タービン１５ａと排気ガス浄化装置１８の間に排気シャッタ４２が設けられる。そして、排気ガスＧは、必要に応じて一部がＥＧＲガスＧｅとしてＥＧＲ通路１４に導入され、残りは、タービン１５ａを駆動した後、必要に応じて排気ガス浄化装置（図示しない）で浄化されて大気中に放出される。
　また、ＥＧＲガスＧｅが通過するＥＧＲ通路１４には、ＥＧＲガスＧｅを冷却するＥＧＲクーラー１９とＥＧＲガスＧｅの流量を調整するＥＧＲ弁２０が設けられ、ＥＧＲガスＧｅは、排気通路１３から分岐された後、ＥＧＲクーラー１９で冷却され、ＥＧＲ弁２０で流量を調整されて吸気通路１２に再循環される。
　そして、この天然ガスエンジン１０においては、軽油燃料用のディーゼルエンジンと同様に、図２に示すように、液体燃料である着火用燃料Ｆをエンジン本体１１のシリンダ７０内に噴射するための液体燃料供給ライン８０を備えて構成される。この液体燃料供給ライン８０は、燃料タンク８１と電磁弁８２と調圧装置（レギュレータ）８３とチャンバー８４と液体燃料噴射インジェクタ６９とこれらを接続する燃料配管８５とから構成される。これらにより、着火用燃料Ｆは通常の軽油燃料用のディーゼルエンジンと同様に、液体燃料噴射インジェクタ６９からシリンダ７０内に噴射される。
　そして、本発明では、エンジン本体１１及び燃料噴射系や冷却系等に関しては、通常の軽油燃料用のディーゼルエンジンの構成に加えて、図１に示すように、天然ガスタンク（ＣＮＧタンク）３１、電磁弁３２、調圧装置（レギュレータ）３３、チャンバー３４、吸気通路１２の吸気シャッタ１７より下流側に配置されたＣＮＧ噴射インジェクタ（天然ガス噴射装置）３５と、これらを接続するＣＮＧ配管３６とから構成される天然ガス供給システム３０を備えて構成される。
　この天然ガス供給システム３０により、天然ガスタンク３１に貯蔵された天然ガスＣはＣＮＧ配管３６を通って、電磁弁３２経由で調圧装置３３により圧力を調整された後、ＣＮＧ噴射インジェクタ３５により噴射量と噴射タイミングを制御されながら吸気系通路６５（図１では吸気通路１２）内に噴射される。
　更に、本発明においては、天然ガスＣの着火に際して火花点火システムを使用しないで、シリンダ７０内の燃焼室６４に噴射した着火用燃料Ｆの圧縮着火により着火用燃料Ｆを燃焼させ、この燃焼した着火用燃料Ｆを火種にして天然ガスＣを燃焼させるように構成する。
　この着火用燃料Ｆとして、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用する。そして、エンジン始動時においては、この着火用燃料Ｆと天然ガスＣの両方を供給して始動するように構成される。
　この単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ／ｌより小さいと着火性及び燃焼性が悪くなり、３５ＭＪ／ｌ以上になると、容積増加量が少なくなり、燃料噴射における噴霧状態や天然ガス中への拡散状態の改善効果が少なくなる。また、セタン価が６５未満であると着火性の向上が不十分で、少ない発熱量で着火性を良くする効果が少なくなり、セタン価が９０を超えると液体燃料の選択範囲が狭くなりすぎる上に、着火性が高くなりすぎて取り扱いが面倒になる。ちなみに、軽油は、真発熱量（低位発熱量）は約３６ＭＪ／ｌで、セタン価は約５４程度である。
　この単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ／ｌ～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料として、ここでは、ＧＴＬ（Ｇａｓ　Ｔｏ　Ｌｉｑｕｉｄ）燃料を採用する。このＧＴＬは、単位重量当たりの真発熱量は軽油とほぼ同じであるが、密度が軽油より５％～１０％程度低いため、単位容積当たりの真発熱量が軽油よりも低くなる。その分噴射量が多くなるので、軽油の熱計算的な量を噴射する場合よりも噴射圧を大きく、噴射時間を長くすることができ、着火用燃料Ｆの噴射制御を精度良く行うことができるようになる。また、ＧＴＬはセタン価が軽油に比較して１５程度向上しているので着火性が高く、圧縮着火性能を高めることができる。これらの結果、着火用燃料Ｆの実質的な噴射量を軽油よりも少なくすることができる。
　また、天然ガスエンジン１０に、吸気行程中のシリンダ７０内に排気ガスＧを導入する排気導入機構（図示しない）を備えて構成する。この排気導入機構としては、図２に示す排気バルブ６８を作動させる排気カムにおいて、通常の排気行程で排気バルブ６８を開弁する通常のカムフィールに略９０°の位相角を持った排気導入カムプロフィールを追加形成し、エンジン運転状態に応じて、この排気導入カムプロフィールを作動可能にすることにより、図２及び図３に示すように、吸気行程中に排気バルブ６８を１ｍｍ～３ｍｍ程度リフトして開弁させることにより、シリンダ７０内と排気系通路６７（図１では排気通路１３）を連通させて、吸気行程中に排気ガスＧを導入する構成を採用することができる。
　また、排気バルブ６８とは別の電磁ソレノイドで開閉弁の作動をする排気導入バルブを設けて、エンジン運転状態に応じて、この電磁ソレノイドに駆動信号を与えることにすることにより、図３に示すようなタイミングで、吸気行程中に排気導入バルブをリフトして開弁させることにより、シリンダ７０内と排気系通路６７（排気通路１３）を連通させて、吸気行程中に排気ガスＧを導入する構成を採用することもできる。
　なお、本発明においては、排気導入機構を、上記の２つの構成に限定する必要はなく、これ以外の構成であっても、吸気行程中のシリンダ内に排気ガスを導入する機能を有する構成であればよい。
　この排気導入機構の作動により、シリンダ７０内の着火用燃料Ｆと天然ガスＣと吸入空気Ａと排気ガスＧの混合気の温度を上昇させることができるので、少量の着火用燃料Ｆでも安定して圧縮燃焼して天然ガスＣの燃焼も安定して行えるようになり、安定した燃焼を実現できる。
　また、本発明においては、排気通路１３のタービン１５ａの下流側にλ（空気過剰率）センサ４１を配置し、排気ガスＧ中の空気過剰率λを測定できるように構成し、更に、排気通路１３のタービン１５ａの上流側に排気シャッタ（排気絞り弁）４２を設けている。
　更に、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）と呼ばれる制御装置５１が設けられ、アクセルセンサ５２、エンジン本体１１に設けたエンジン回転速度センサ５３や冷却水温度センサ（図示しない）、吸気通路１２に設けた吸気量センサ（ＭＡＦ：図示しない）、排気通路に設けたλセンサ４１や排気ガス温度センサ（図示しない）、ＮＯｘセンサ（図示しない）等の各種センサからの信号を入力して、液体燃料噴射インジェクタ６９、ＣＮＧ噴射インジェクタ３５、ターボ式過給器１５のタービン１５ａ、吸気シャッタ１７、ＥＧＲ弁２０等を制御するように構成される。
　次に、上記の天然ガスエンジン１０における本発明に係る実施の形態の天然ガスエンジンの運転方法について説明する。この天然ガスエンジンの運転方法は、燃料として、天然ガスＣとこの天然ガスＣとは別の着火用燃料Ｆを使用し、この着火用燃料Ｆのシリンダ内における圧縮着火により天然ガスＣを燃焼させる天然ガスエンジン１０の運転方法であり、着火用燃料Ｆとして、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、着火用燃料Ｆと天然ガスＣの両方を供給して始動する方法である。
　また、更に、図４に示すように、シリンダ７０内に噴射する着火用燃料Ｆの発熱量Ｆｃｉを、天然ガスエンジン１０の全運転領域で、始動時の着火用燃料Ｆの発熱量Ｆｃｉとし、エンジン出力の増減は、天然ガスＣの量の増減で行う制御をする。
　この運転方法によれば、この排気導入機構を備えた着火用燃料Ｆを併用する天然ガスエンジン１０では、エンジン始動時の運転状態で安定した着火及び燃焼を維持できているので、この着火用燃料Ｆの燃焼を天然ガスＣの着火に使用することで、着火用燃料Ｆと天然ガスＣとの割合をエンジン運転状態で変更するような制御と比較すると着火用燃料量を一定とする、常に簡単な制御で天然ガスＣを最小の吸入空気量で燃焼効率よく燃焼できる。なお、この場合の吸気シャッタ１７の弁開度は、排気ガスＧの空燃比や空気過剰率λや酸素濃度を計測し、量論燃焼になるように両論比判定を行って制御する。
　上記の天然ガスエンジン１０及び天然ガスエンジンの運転方法によれば、着火用燃料Ｆに、セタン価が高く、発熱量に対して容積が比較的多い、ＧＴＬ等の液体燃料を用いることで、図４に示すように、天然ガスエンジン１の始動時において天然ガスＣに少量の着火用燃料Ｆを追加した状態で始動させることができるようになる。つまり、着火用燃料Ｆが非常に圧縮着火し易いので、圧縮着火に必要な着火用燃料Ｆの量は少量で済む。
　そして、図４に示すように、この着火用燃料Ｆの圧縮着火に必要な量における発熱量Ｆｃｉだけでは、始動時やアイドリング時などでエンジン運転を維持するのに必要な発熱量Ｔｃｉを確保できなくなるので、天然ガスＣも同時に加えて燃焼させて、この発熱量Ｃｃｉを利用して必要な発熱量Ｔｃｉを確保することができるようになる。この着火用燃料Ｆと天然ガスＣとの混合により、始動時による着火性の向上と、着火後の発熱量の確保と、ＣＯ2発生量の減少の効果を奏することができる。
　この天然ガスＣの混合により、高価な着火用燃料Ｆのみでエンジンを始動させる方法よりも、着火用燃料Ｆの消費量を減少できるので、運転コストを低減できる上に、着火用燃料Ｆのための燃料タンクを小さくすることができる。
　また、更に、排気導入機構の作動を加えることにより、吸気行程中のシリンダ７０内に排気ガスＧを導入して、シリンダ７０内の着火用燃料Ｆと天然ガスＣと吸入空気Ａと排気ガスＧの混合気の温度を上昇させることができるので、より少量の着火用燃料Ｆでも安定して圧縮燃焼して天然ガスＣの燃焼もより安定して行えるようになる。
　つまり、排気導入機構の作動により、更に、着火性及び燃焼効率を向上でき、着火のための着火用燃料Ｆの量をさらに低減することができるので、より少量の着火用燃料Ｆで済む。その上、全体として燃料Ｆ、Ｃの燃焼により発生する熱量がより少なくなるので、結果として、排気通路１３へ流れる熱量がさらに減少し、熱害が減少し耐久性が向上する。
　更に、このシリンダ内温度を高める排気導入機構を利用することにより、シリンダ内温度を着火用燃料Ｆが着火し易い温度に維持し、少ない燃料量で安定した着火を得ることができ、アイドリング運転領域及び軽負荷運転領域を含む全運転領域において、少量の燃料Ｆ、Ｃで燃焼を安定させることができるので、エンジン振動を少なくして乗り心地性（ドライバビリティ）を向上することができる。また、アイドリング運転領域及び軽負荷両機での運転時の排気ガス量を低減できる。
　また、この着火性の向上により、失火が減少する上に、良好な燃料と発熱量の確保により、エンジン１０が低温となっている始動時でもシリンダ内温度を迅速に昇温できるので、始動性がよくなり、また、始動後においても、シリンダ内温度を迅速に昇温できるので、スムーズな加速ができるようになる。更に、ＧＴＬを採用した場合には、このＧＴＬには煤の発生源となるアロマが含まれないのでＰＭの排出量も大幅に減少する。
　また、排気導入機構の作動中において、吸気通路１２に設けられた吸気シャッタ１７による吸気絞り制御と、排気通路１３に設けられた排気シャッタ４２による排気絞り制御を併用すると、より効率良く排気ガスＧをシリンダ７０内に逆流させることができ、よりシリンダ内温度を上昇でき、より燃焼効率を高めることができる。
　本発明の天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法によれば、着火源として液体燃料と、主たる燃料としての天然ガスを使用する天然ガスエンジンにおいて、エンジン始動時やアイドリング運転時や低負荷運転時においても、確実且つ安定して天然ガスを着火できて、少ない量の液体燃料と少ない量の吸入空気で高効率な燃焼を行って、エンジン始動時から天然ガスを混入しても十分に燃焼させることができ、また、アイドリング時や低負荷運転時でも、少量の着火用燃料で天然ガスを燃焼させることができる。
　そして、これにより、エンジン出力のために必要とされる熱量の殆どをＣＯ2排出係数が少ない天然ガスの燃焼で賄って、ＣＯ2排出量を大幅に低減できて地球温暖化防止を図ることができる。
　従って、車両に搭載するような多くの天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法として利用できる。
　１０　天然ガスエンジン
　１１　エンジン本体
　１２　吸気通路（吸気系通路）
　１３　排気通路（排気系通路）
　１３ａ　バイパス通路
　１４　ＥＧＲ通路
　１５　ターボ式過給器（ターボチャージャ）
　１６　インタークーラー
　１７　吸気シャッタ（吸気スロットル）
　１８　排気ガス浄化装置（後処理装置）
　１８ｄ　小型の連続再生式ＤＰＦ
　１９　ＥＧＲクーラー
　２０　ＥＧＲ弁
　３０　天然ガス供給システム
　３１　天然ガスタンク（ＣＮＧタンク）
　３５　ＣＮＧ噴射インジェクタ（天然ガス噴射装置）
　４１　λセンサ（空気過剰率センサ）
　４２　排気シャッタ（排気絞り弁）
　４３　排気流路切替弁
　５１　制御装置（ＥＣＵ）
　５２　アクセルセンサ
　５３　エンジン回転速度センサ
　６１　シリンダヘッド
　６２　点火プラグ
　６５　吸気系通路
　６７　排気系通路
　６８　排気バルブ
　６９　液体燃料インジェクタ（液体燃料噴射装置）
　７０　シリンダ
　Ａ　吸入空気
　Ｃ　天然ガス
　Ｆ　着火用燃料
　Ｇ　排気ガス
　Ｇｅ　ＥＧＲガス
　λ　空気過剰率

Claims (4)

  1. 　燃料として、天然ガスと該天然ガスとは別の着火用燃料を使用し、この着火用燃料のシリンダ内における圧縮着火により前記天然ガスを燃焼させる天然ガスエンジンにおいて、前記着火用燃料として、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、前記着火用燃料と前記天然ガスの両方を供給して始動することを特徴とする天然ガスエンジン。
  2. 　吸気行程中のシリンダ内に排気ガスを導入する排気導入機構を備えて構成されることを特徴とする請求項１に記載の天然ガスエンジン。
  3. 　前記排気導入機構の作動を行う運転状態において、前記吸気系通路に設けられた吸気シャッタによる吸気絞り制御、若しくは、排気系通路に設けられた排気シャッタによる排気絞り制御の一方又は両方を併用するように構成されたことを特徴とする請求項１又は２に記載の天然ガスエンジン。
  4. 　燃料として、天然ガスと該天然ガスとは別の着火用燃料を使用し、この着火用燃料のシリンダ内における圧縮着火により前記天然ガスを燃焼させる天然ガスエンジンの運転方法において、前記着火用燃料として、単位容積当たりの真発熱量が３２ＭＪ（メガジュール）／ｌ（リットル）～３５ＭＪ／ｌの範囲内で、かつ、セタン価が６５～９０の範囲内の液体燃料を使用し、エンジン始動時においては、前記着火用燃料と前記天然ガスの両方を供給して始動することを特徴とする天然ガスエンジンの運転方法。
PCT/JP2015/076668 2014-09-29 2015-09-18 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法 WO2016052256A1 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2014198814A JP6398543B2 (ja) 2014-09-29 2014-09-29 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
JP2014-198814 2014-09-29

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016052256A1 true WO2016052256A1 (ja) 2016-04-07

Family

ID=55630296

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2015/076668 WO2016052256A1 (ja) 2014-09-29 2015-09-18 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP6398543B2 (ja)
WO (1) WO2016052256A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023174986A1 (en) 2022-03-17 2023-09-21 Shell Internationale Research Maatschappij B.V. Dual fuel engine system

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6634774B2 (ja) * 2015-10-19 2020-01-22 いすゞ自動車株式会社 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの遮熱方法

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005061401A (ja) * 2003-07-31 2005-03-10 Toyota Motor Corp バイフューエルエンジンおよび混合燃料の混合比率推定方法
JP2007239600A (ja) * 2006-03-08 2007-09-20 Toyota Motor Corp 多種燃料エンジン
WO2011136151A1 (ja) * 2010-04-26 2011-11-03 トヨタ自動車株式会社 アンモニア燃焼内燃機関

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005061401A (ja) * 2003-07-31 2005-03-10 Toyota Motor Corp バイフューエルエンジンおよび混合燃料の混合比率推定方法
JP2007239600A (ja) * 2006-03-08 2007-09-20 Toyota Motor Corp 多種燃料エンジン
WO2011136151A1 (ja) * 2010-04-26 2011-11-03 トヨタ自動車株式会社 アンモニア燃焼内燃機関

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023174986A1 (en) 2022-03-17 2023-09-21 Shell Internationale Research Maatschappij B.V. Dual fuel engine system

Also Published As

Publication number Publication date
JP2016070137A (ja) 2016-05-09
JP6398543B2 (ja) 2018-10-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6089640B2 (ja) 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
US7302939B2 (en) Exhaust gas recirculation methods and apparatus for reducing NOx emissions from internal combustion engines
CA2702246C (en) Method of controlling a direct-injection gaseous-fuelled internal combustion engine system with a selective catalytic reduction converter
JP4033160B2 (ja) 予混合圧縮自着火運転が可能な内燃機関の制御装置
US7302918B2 (en) Method and apparatus for providing for high EGR gaseous-fuelled direct injection internal combustion engine
US20160153375A1 (en) Method for operating an engine
JP6089639B2 (ja) 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
WO2017069120A1 (ja) 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの遮熱方法
US20200182175A1 (en) Compression ignition engine
AU2003200843B2 (en) Catalyst heat retention system for multi-fuel engine
JP2017008900A (ja) 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
JP6398543B2 (ja) 天然ガスエンジン及び天然ガスエンジンの運転方法
JPWO2011101898A1 (ja) 内燃機関の排気浄化装置
KR101231448B1 (ko) 차량용 엔진
CA2698342A1 (en) Method of controlling a direct-injection gaseous-fuelled internal combustion engine system with a selective catalytic reduction converter

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 15845829

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 15845829

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1