JP3558370B2 - 圧縮着火式ガソリン機関 - Google Patents
圧縮着火式ガソリン機関 Download PDFInfo
- Publication number
- JP3558370B2 JP3558370B2 JP15048794A JP15048794A JP3558370B2 JP 3558370 B2 JP3558370 B2 JP 3558370B2 JP 15048794 A JP15048794 A JP 15048794A JP 15048794 A JP15048794 A JP 15048794A JP 3558370 B2 JP3558370 B2 JP 3558370B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- intake
- gasoline
- fuel
- compression
- intake port
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
- F02D41/30—Controlling fuel injection
- F02D41/3011—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion
- F02D41/3017—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used
- F02D41/3035—Controlling fuel injection according to or using specific or several modes of combustion characterised by the mode(s) being used a mode being the premixed charge compression-ignition mode
-
- 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
- F02B1/00—Engines characterised by fuel-air mixture compression
- F02B1/12—Engines characterised by fuel-air mixture compression with compression ignition
-
- 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
- F02B23/00—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation
- F02B23/02—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition
- F02B23/06—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition the combustion space being arranged in working piston
- F02B23/0636—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with compression ignition the combustion space being arranged in working piston the combustion space having a substantially flat and horizontal bottom
-
- 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
- F02B1/00—Engines characterised by fuel-air mixture compression
- F02B1/02—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition
- F02B1/04—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition with fuel-air mixture admission into cylinder
-
- 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
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
- F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
- F02B2075/027—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle four
-
- 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
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/12—Other methods of operation
- F02B2075/125—Direct injection in the combustion chamber for spark ignition engines, i.e. not in pre-combustion chamber
-
- 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
- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
- F02D41/30—Controlling fuel injection
- F02D41/32—Controlling fuel injection of the low pressure type
- F02D41/34—Controlling fuel injection of the low pressure type with means for controlling injection timing or duration
- F02D41/345—Controlling injection timing
-
- 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
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
- Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
- Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、予混合気を圧縮着火もしくは多点着火させる高圧縮比の圧縮着火式ガソリン機関に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディーゼルエンジンは、吸気絞りがなく、圧縮着火させリーンバーンが可能なため燃費が良好であるが、他方、成層燃焼により軽油を圧縮着火するため排出特性が劣る傾向がある。また、従来のガソリンエンジンは予混合気燃焼により排気の後処理が容易でクリーンを実現できるが、他方、吸気絞りによりリーンバーンが難しく低圧縮比ゆえ燃費性能が劣る傾向がある。例えば従来、吸気ポートの外周に排気ガスを導き、混合気を加熱し、加熱された混合気を燃焼室に供給し圧縮着火させるものがある（特公昭５８−５３１６９号公報）。しかし、これは排気ガスを吸気ポートの外周に導くための通路等が必要となり、吸気ポートの設計自由度が損なわれるおそれがあった。
【０００３】
そして、次世代の自動車用エンジンに課せられた大命題は、高効率、低燃費と低ミッションを同時に満たすことである。以下、現状のディーゼルおよびガソリンエンジンのそれぞれの得失を詳述する。
（１） ディーゼルエンジンにあっては、安定燃焼する当量比領域が広いため、出力制御を質制御に依ることが可能で、高効率については、ある程度達成し得ている。しかし、この形式においてはスート排出は不可避であり、低エミッションについては、排出するスートによる触媒被毒の可能性から、燃焼自体によるクリーン化を目指さざるを得ず、数年先の自動車排出ガスの長期目標達成に対してすら、大なる努力にもかかわらず苦吟している状況にある。
【０００４】
（２） ガソリンエンジンにあっては、量論比燃焼のガソリンエンジンは、スートによる触媒被毒の可能性が低いため、三元触媒等の後処理装置の適用が容易である。このため、エンジンの排気自体はクリーンでないものの、トータルとして低エミッションを実現している。一方で、出力制御を量制御に依存しているため、高効率は達成し得ていない。これに対し、希薄燃焼ガソリンエンジンは、ポンピングロス減少、動作ガスの比熱比が大きくなる等、サイクル論的な意味合いから、前者よりも高効率であるものの、安定燃焼する当量比領域がさほど広くない。このため、なお出力制御は量制御に依らざるを得ず、然るべき高効率を達成し得ていない。また、低エミッションについては、希薄域で活性の高い触媒を待望する状況にあるものの、スート排出の欠如による触媒搭載性に対する優位性は依然堅持している。いずれにしろ、スートフリーと安定燃焼領域の狭さに特徴づけられ、高圧縮比化とノッキング回避が課題である。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
以上より、次世代エンジンの具備すべき要件は、ガソリン等の軽質な燃料を用いつつ、高圧縮比で、かつ、質制御を可能とするため超希薄域で安定な燃焼を実現することと云い得る。高圧縮比化に付随して起こるノッキングの制御には、燃焼室内の混合気がいっせいに着火して火炎が伝播しない燃焼、いわば無限数の点火プラグを配置したような−多点着火−燃焼を実現することが必須である。この場合、燃焼室内に局所的な高温部が出来ないことから、ＮＯＸ 排出制御に欠くべからざる燃焼形態である。
【０００６】
本発明の目的は、予混合気を圧縮着火もしくは多点着火させ、燃費が直噴ディーゼルエンジン並み、排気がリーンバーンゆえ本質的にはクリーンであり、かつ蒸発性の良好なガソリンを燃料として用いるため後処理が極めて容易な圧縮着火式ガソリン機関を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための請求項１に記載の本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ガソリンと空気の混合気を燃焼室内に供給し、圧縮自己着火する圧縮着火式ガソリン機関において、吸気ポートにガソリンを供給する燃料供給手段を有し、実質的な吸気行程外でガソリンを吸気ポートに供給したことを特徴とする。すなわち、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ピストン、シリンダヘッド及びシリンダブロックにより区画形成し、往復動ピストンにて吸気を圧縮する燃焼室を設け、該燃焼室に開閉制御する吸気弁を介して吸気を供給する吸気ポートを設け、ガソリンと空気の混合気を燃焼室に供給し、圧縮自己着火する圧縮着火式ガソリン機関において、該吸気ポートに噴孔を臨ませ吸気ポートにガソリンを供給する燃料噴射弁を設け、実質的な吸気行程外でガソリンを吸気ポートに供給するために燃料噴射弁の吸気ポートにおけるガソリンの噴射時期を吸気弁閉前クランク角度１０度から吸気弁開前１１０度の範囲に含まれるように構成し、負荷に応じて空燃比を変えた希薄混合気が圧縮により発生する熱のみにより自己着火されるように、希薄混合気をエンジンの高圧縮比により燃焼室で加熱するために圧縮比を１４から２０の範囲に含まれるように構成してなる。
【０００８】
【作用効果】
上記構成からなる本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ガソリンが実質的な吸気行程外、すなわち、供給されたガソリンが霧化されず、直接燃焼室に供給されるような時期を外れて、吸気ポートに供給される。よって、吸気ポート内で霧化が促進され、ほど良い混合気を形成し、この混合気が燃焼室に供給され、圧縮されるため自己着火し、かくして、機関を作動させることができ、直接ガソリンが燃料供給手段から燃焼室に供給されて失火することはない。また、本発明によれば、従来技術のように吸気ポートの外周に排気ガスを供給すること無く圧縮着火させることができるため、その分吸気ポートの設計自由度を向上させることができる。
【０００９】
そして、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃料噴射弁におけるガソリン噴射時期を吸気弁閉前のクランク角度で１０度から吸気弁開前のクランク角度で１１０度の範囲とすることにより、吸気ポート内に噴射されたガソリンの吸気ポート内における滞留時間が長くとれるため、燃料の完全蒸発に寄与し、結果として完全予混合気の形成につながる。従来のようにこの時期、すなわち吸気弁が開いた時期に燃料を噴射供給すると、出力低下（結果として燃費悪化）や、未燃排出物（ＨＣ，ＣＯ）の増加をきたすのである。これに対し、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、トータルとして、燃費が直噴ディーゼルを凌ぎ、ＮＯＸ 排出を大きく下回ることができる。
ここで、吸気弁閉前１０度以降に噴射すれば、噴射された燃料は時間的に後の次の吸気行程に相当するシリンダあるいは当該シリンダの次のサイクルで吸入燃焼されるため、蒸発予混合する時間に充分余裕がある。また、吸気弁開前１１０度以前に噴射の場合、噴射された燃料はいったん吸気ポート内に滞留蒸発した後にシリンダに吸入されるので充分な予混合気が形成される。
【００１０】
【課題を解決するためのその他の手段】
上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃料噴射弁にガソリンを０．１５から１ＭＰａの範囲の低圧で噴射する低圧燃料噴射弁を用いる。
【００１１】
また、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、圧縮比を１４から２０の範囲に含まれる高圧縮比とする。さらに、好ましくは１５から１９の範囲に含まれるように構成してなる。
【００１２】
さらに、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室をピストン、シリンダヘッド及びシリンダブロックにより区画形成する他、例えば、ピストン頂面がフラットなものや、シリンダヘッドに凹所を設けたものの他、往復動ピストンにて吸気を圧縮する燃焼室をピストンに設けた凹所により構成しても良い。
【００１３】
また、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は凹所の対向壁間距離がピストン径の１／２以上で凹所の開口からの深さが、該凹所の対向壁間距離の１／３以下に構成しても良い。
【００１４】
さらに、前記凹所の形状は開口絞りを有するリエントラント型または開口絞りのないオープンチャンバ型のいずれかの構成でも良い。
ここで、その他の発明は、高圧縮比ゆえにピストンとシリンダヘッドで挟まれたトップクリアランス部分において混合気が冷却されて良好な燃焼が維持されないため、ピストンに設けた凹所は上記数値範囲の関係を満たし、さらには浅い皿型であることが好ましい。
【００１５】
【その他の作用効果】
上記構成からなるその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、吸気ポートに０．１５〜１ＭＰａの低圧でガソリンを噴射する低圧燃料噴射弁を装備することにより、従来のように噴射エネルギによる混合気形成を図るのではなく、吸気ポートへの燃料供給が目的である。このため、必ずしも高圧は必要ではなく、また燃料秤量機能をもてば良いので、非常に簡単な形式の燃料噴射弁の適用が可能である。また、低圧供給に由来する燃料微粒化の悪さからもたらされる燃料の壁面付着自身が、蒸発促進の効果をもつために、好ましい。さらに現在、ガソリン車に使用されている各種燃料噴射弁の適用も十分に可能である。
【００１６】
また、上記構成からなる本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室を主にピストンに設けた凹所により構成し圧縮比を１４から２０の範囲に含まれる高圧縮比としたことにより、さらにはガソリンの圧縮着火をより一層確実に実現し、かつノッキングの発生を回避するために圧縮比を１５から１９とすることが好ましい。これは、高圧縮比下で完全予混合気の圧縮着火を実現することから、超希薄燃焼が達成される。このため、本発明は、本質的に有毒排気、とくにＮＯｘの排出は少なく、また安定燃焼領域が拡大して、出力の質制御が可能である。また、本発明は、吸気絞り損失もないため、サイクル論的な意味合いからも直噴ディーゼル並みの燃費が得られる実用的効果を奏する。
【００１７】
また、ピストンの凹所を主に燃焼室とする当該形状は、開口絞りのあるリエントラント型でも良い。この場合、絞り部がホットスポットとなって過早着火を起こし、結果としてノッキングが発生する可能性は少ない。あるいは、着火点を始点として火炎が伝播するために着火点付近が高温となりＮＯＸ 生成を促進する危惧も殆どない（通常のガソリンエンジンと同様の現象を実奏する）。また、ピストン内に燃焼室のない従来の場合には、燃焼室全体が扁平となり冷却損失が増して圧縮点火が起き難くなる。このため、燃焼室としては、開口絞りのないオープンチャンバ型がより好ましい。
【００１８】
【実施例】
以下、本発明の圧縮着火式ガソリン機関の実施例を説明する。
図１に示す実施例は、シリンダ１に往復動自在に摺嵌したピストン２の頂面に燃焼室として開口絞りを有するリエントラント型の凹所３を、ピストン２の中心軸と同軸的に穿設する。シリンダ１の開口頂端には、吸気を供給する吸気ポート５と排気を排出する排気ポート６をそれぞれ配設されている。共に開閉制御される吸気弁７を設けた吸気ポート５の吸気口と、排気弁８を設けた排気ポート６の排気口とはそれぞれピストン２の頂面に対向して配設されている。シリンダ１とピストン２及びシリンダヘッド４は燃焼空間を区画形成する。吸気ポート５には電磁燃料噴射弁（ＥＦＩ燃料噴射弁）９がその噴孔１０を臨ませ、かつその噴射軸芯が吸気弁７の弁軸と交差する位置に取り付けられている。ところで、本実施例は、凹所３の対向壁間距離がピストン径の１／２以上で具体的にはピストン径１０２ｍｍに対し６０ｍｍである。また、凹所３の開口からの深さが該凹所の対向壁間距離の１／３以下とし、具体的には１９ｍｍである。さらに、圧縮比は１４から２０の範囲に含まれる１７．５の高圧縮比とする。燃料噴射弁９は、ガソリンを０．１５から１ＭＰａの範囲内０．３ＭＰａの低圧で噴射する。吸気ポート５におけるガソリンの噴射時期は吸気弁７の閉前クランク角度１０度から吸気弁７の開前１１０度の範囲に含まれるように構成してなる。
【００１９】
上記構成からなる本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、低圧燃料噴射弁９におけるガソリン噴射時期を吸気弁７の閉前のクランク角度で１０度から吸気弁７の開前のクランク角度で１１０度の範囲とすることにより、吸気ポート５内に噴射されたガソリンの吸気ポート５内における滞留時間が長くとれる。このため、燃料の完全蒸発に寄与し、結果として完全予混合気の形成につながる。従来のように、この時期、すなわち吸気弁開いた時期に燃料を噴射供給すると、出力低下（結果として燃費悪化）や、未燃排出物（ＨＣ，ＣＯ）の増加をきたすのである。これに対し、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、トータルとして、燃費が直噴ディーゼルを凌ぎ、ＮＯＸ 排出を大きく下回ることができる。
【００２０】
さらに、吸気ポート５に０．３ＭＰａの低圧でガソリンを噴射する低圧燃料噴射弁９を装備したことにより、従来のように、噴射エネルギによる混合気形成を図るのではなく、吸気ポート５への燃料供給が目的である。このため、必ずしも高圧は必要ではなく、また燃料秤量機能をもてば良いので、非常に簡単な形式の燃料噴射弁の適用が可能である。また、低圧供給に由来する燃料微粒化の悪さからもたらされる燃料の壁面付着自身が、蒸発促進の効果をもつために、好ましい。
【００２１】
ここで、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関を、現状エンジンの中で最も低燃費という点で目標となるべき直噴ディーゼル（図示せず）と比較するために、実験に用いた単シリンダエンジンの諸元を表１に示す。
【００２２】
【表１】
【００２３】
直噴ディーゼルでは、ディーゼル噴射弁により圧縮行程後半のシリンダ内へ２０ＭＰａ以上に加圧された軽油を噴射、燃焼させる。これに対し、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関では、広く用いられているＥＦＩ燃料噴射弁９により、吸気ポート５へ０．３ＭＰａ程度に加圧されたガソリンを噴射、シリンダ内での圧縮行程を経て、ガソリンの自己着火、燃焼過程を実現させる。従って点火プラグ等の強制点火装置、吸気絞りが無く、ディーゼルエンジン並みの高圧縮比をもつガソリンエンジンという形態を成す。
【００２４】
上記構成からなる本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室を主にピストン２に設けた凹所３により構成し、圧縮比を１７．５と高圧縮比としたことにより、さらにはガソリン圧縮着火をより一層確実に実現し、かつノッキングの発生を回避することができる。これは、高圧縮比下で完全予混合気の圧縮着火を実現することから、超希薄燃焼が達成される。このため、本質的に有毒排気、とくにＮＯＸ の排出は少なく、また安定燃焼領域が拡大して、出力の質制御が可能である。しかも、本実施例は、吸気絞り損失もないため、サイクル論的な意味合いからも直噴ディーゼル並みの燃費が得られる実用的効果を奏する。
【００２５】
また、ピストン２の凹所３を主に燃焼室とする当該形状は、開口絞りのあるリエントラント型である。この場合、絞り部がホットスポットとなって過早着火を起こし、結果としてノッキングが発生する可能性は少ない。あるいは、着火点を始点として火炎が伝播するために着火点付近が高温となりＮＯＸ 生成を促進する危惧も殆どない。
【００２６】
そして、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、例えばエンジン回転を１０００ｒｐｍ に固定して実験を行い、以下のことを明らかにした。
（１） 空燃比Ａ／Ｆ≦５７で、安定なガソリン予混合気の圧縮自着火燃焼が推移する。
（２） 熱発生率は、直噴ディーゼルエンジンにおいて予混合燃焼と拡散燃焼の二つの明確な燃焼過程がみられるのに対し、本実施例では底辺の短い二等辺三角形状を成しており、従来型のガソリンエンジンの場合に近い（図７）。その安定燃焼が推移する空燃比域である。
（３） 図示平均有効圧ｉｍｅｐ、図示燃料消費率ｉｓｆｃ（図３）は、吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射すれば、ｉｍｅｐ、ｉｓｆｃとも直接噴射ディーゼルエンジンと同等の性能値を得る。すなわち、Ａ／Ｆ≦５０の希薄燃焼が可能である。噴射時期が吸気弁開弁期に同期したとき、ｉｍｅｐの低下、ｉｓｆｃの上昇を来す。
【００２７】
（４） ＮＯＸ は直噴ディーゼルエンジンのＮＯＸ 濃度の約１／１００程度である（図６）。直接噴射ディーゼルエンジンと同等の低燃費、低ＮＯＸ の両立が可能となる。
（５） 排気ガス濃度ＨＣは噴射時期が吸気弁開弁機関に同期したとき、ＨＣは急増する。吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射すれば、ＨＣはほぼ一定値となる（図４）。
（６） ＣＯはＨＣと似た経過を辿る。噴射時期が吸気弁開弁期間に同期したとき、ＣＯは急増、吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射したとき、ＣＯはほぼ一定値となる（図５）。
【００２８】
また、凹所３の形状は、前記実施例に限らず、この他図２に示すように、開口絞りのないオープンチャンバ型で、ピストン２の中心軸Ｏと凹所３の中心軸Ｏ’が非同軸的でもよい。すなわち、凹所３の対向壁間距離が、ピストン径１０２ｍｍに対し７０ｍｍである。さらに凹所３の開口からの深さが最大１４ｍｍであり、前記実施例とほぼ同様の作用効果を実奏する。
さらに、凹所３の形状は図３ないし図５に示すように、凹所３の開口縁近傍がピストン２の頂部と滑らかに接続する曲線形状の他、凹所３の底部が平坦状のもの、さらには凹所３の底部中央にわずかな凸部を有するものでもよく、前記各実施例とほぼ同様の作用効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施例による圧縮着火式ガソリン機関の断面図。
【図２】その他の実施例に関する凹所の断面図。
【図３】その他の凹所形状を示す断面図。
【図４】その他の凹所形状を示す断面図。
【図５】その他の凹所形状を示す断面図。
【図６】実施例における図示平均有効圧を示す線図。
【図７】実施例における炭化水素状況を示す線図。
【図８】実施例における一酸化炭素状況を示す線図。
【図９】実施例における窒素酸化物状況を示す線図。
【図１０】実施例における熱発生率を示す線図。
【符号の説明】
１ シリンダ
２ ピストン
３ 凹所
４ シリンダヘッド
５ 吸気ポート
６ 排気ポート
７ 吸気弁
８ 排気弁
９ 燃料噴射弁
【産業上の利用分野】
本発明は、予混合気を圧縮着火もしくは多点着火させる高圧縮比の圧縮着火式ガソリン機関に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディーゼルエンジンは、吸気絞りがなく、圧縮着火させリーンバーンが可能なため燃費が良好であるが、他方、成層燃焼により軽油を圧縮着火するため排出特性が劣る傾向がある。また、従来のガソリンエンジンは予混合気燃焼により排気の後処理が容易でクリーンを実現できるが、他方、吸気絞りによりリーンバーンが難しく低圧縮比ゆえ燃費性能が劣る傾向がある。例えば従来、吸気ポートの外周に排気ガスを導き、混合気を加熱し、加熱された混合気を燃焼室に供給し圧縮着火させるものがある（特公昭５８−５３１６９号公報）。しかし、これは排気ガスを吸気ポートの外周に導くための通路等が必要となり、吸気ポートの設計自由度が損なわれるおそれがあった。
【０００３】
そして、次世代の自動車用エンジンに課せられた大命題は、高効率、低燃費と低ミッションを同時に満たすことである。以下、現状のディーゼルおよびガソリンエンジンのそれぞれの得失を詳述する。
（１） ディーゼルエンジンにあっては、安定燃焼する当量比領域が広いため、出力制御を質制御に依ることが可能で、高効率については、ある程度達成し得ている。しかし、この形式においてはスート排出は不可避であり、低エミッションについては、排出するスートによる触媒被毒の可能性から、燃焼自体によるクリーン化を目指さざるを得ず、数年先の自動車排出ガスの長期目標達成に対してすら、大なる努力にもかかわらず苦吟している状況にある。
【０００４】
（２） ガソリンエンジンにあっては、量論比燃焼のガソリンエンジンは、スートによる触媒被毒の可能性が低いため、三元触媒等の後処理装置の適用が容易である。このため、エンジンの排気自体はクリーンでないものの、トータルとして低エミッションを実現している。一方で、出力制御を量制御に依存しているため、高効率は達成し得ていない。これに対し、希薄燃焼ガソリンエンジンは、ポンピングロス減少、動作ガスの比熱比が大きくなる等、サイクル論的な意味合いから、前者よりも高効率であるものの、安定燃焼する当量比領域がさほど広くない。このため、なお出力制御は量制御に依らざるを得ず、然るべき高効率を達成し得ていない。また、低エミッションについては、希薄域で活性の高い触媒を待望する状況にあるものの、スート排出の欠如による触媒搭載性に対する優位性は依然堅持している。いずれにしろ、スートフリーと安定燃焼領域の狭さに特徴づけられ、高圧縮比化とノッキング回避が課題である。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
以上より、次世代エンジンの具備すべき要件は、ガソリン等の軽質な燃料を用いつつ、高圧縮比で、かつ、質制御を可能とするため超希薄域で安定な燃焼を実現することと云い得る。高圧縮比化に付随して起こるノッキングの制御には、燃焼室内の混合気がいっせいに着火して火炎が伝播しない燃焼、いわば無限数の点火プラグを配置したような−多点着火−燃焼を実現することが必須である。この場合、燃焼室内に局所的な高温部が出来ないことから、ＮＯＸ 排出制御に欠くべからざる燃焼形態である。
【０００６】
本発明の目的は、予混合気を圧縮着火もしくは多点着火させ、燃費が直噴ディーゼルエンジン並み、排気がリーンバーンゆえ本質的にはクリーンであり、かつ蒸発性の良好なガソリンを燃料として用いるため後処理が極めて容易な圧縮着火式ガソリン機関を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための請求項１に記載の本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ガソリンと空気の混合気を燃焼室内に供給し、圧縮自己着火する圧縮着火式ガソリン機関において、吸気ポートにガソリンを供給する燃料供給手段を有し、実質的な吸気行程外でガソリンを吸気ポートに供給したことを特徴とする。すなわち、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ピストン、シリンダヘッド及びシリンダブロックにより区画形成し、往復動ピストンにて吸気を圧縮する燃焼室を設け、該燃焼室に開閉制御する吸気弁を介して吸気を供給する吸気ポートを設け、ガソリンと空気の混合気を燃焼室に供給し、圧縮自己着火する圧縮着火式ガソリン機関において、該吸気ポートに噴孔を臨ませ吸気ポートにガソリンを供給する燃料噴射弁を設け、実質的な吸気行程外でガソリンを吸気ポートに供給するために燃料噴射弁の吸気ポートにおけるガソリンの噴射時期を吸気弁閉前クランク角度１０度から吸気弁開前１１０度の範囲に含まれるように構成し、負荷に応じて空燃比を変えた希薄混合気が圧縮により発生する熱のみにより自己着火されるように、希薄混合気をエンジンの高圧縮比により燃焼室で加熱するために圧縮比を１４から２０の範囲に含まれるように構成してなる。
【０００８】
【作用効果】
上記構成からなる本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、ガソリンが実質的な吸気行程外、すなわち、供給されたガソリンが霧化されず、直接燃焼室に供給されるような時期を外れて、吸気ポートに供給される。よって、吸気ポート内で霧化が促進され、ほど良い混合気を形成し、この混合気が燃焼室に供給され、圧縮されるため自己着火し、かくして、機関を作動させることができ、直接ガソリンが燃料供給手段から燃焼室に供給されて失火することはない。また、本発明によれば、従来技術のように吸気ポートの外周に排気ガスを供給すること無く圧縮着火させることができるため、その分吸気ポートの設計自由度を向上させることができる。
【０００９】
そして、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃料噴射弁におけるガソリン噴射時期を吸気弁閉前のクランク角度で１０度から吸気弁開前のクランク角度で１１０度の範囲とすることにより、吸気ポート内に噴射されたガソリンの吸気ポート内における滞留時間が長くとれるため、燃料の完全蒸発に寄与し、結果として完全予混合気の形成につながる。従来のようにこの時期、すなわち吸気弁が開いた時期に燃料を噴射供給すると、出力低下（結果として燃費悪化）や、未燃排出物（ＨＣ，ＣＯ）の増加をきたすのである。これに対し、本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、トータルとして、燃費が直噴ディーゼルを凌ぎ、ＮＯＸ 排出を大きく下回ることができる。
ここで、吸気弁閉前１０度以降に噴射すれば、噴射された燃料は時間的に後の次の吸気行程に相当するシリンダあるいは当該シリンダの次のサイクルで吸入燃焼されるため、蒸発予混合する時間に充分余裕がある。また、吸気弁開前１１０度以前に噴射の場合、噴射された燃料はいったん吸気ポート内に滞留蒸発した後にシリンダに吸入されるので充分な予混合気が形成される。
【００１０】
【課題を解決するためのその他の手段】
上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃料噴射弁にガソリンを０．１５から１ＭＰａの範囲の低圧で噴射する低圧燃料噴射弁を用いる。
【００１１】
また、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、圧縮比を１４から２０の範囲に含まれる高圧縮比とする。さらに、好ましくは１５から１９の範囲に含まれるように構成してなる。
【００１２】
さらに、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室をピストン、シリンダヘッド及びシリンダブロックにより区画形成する他、例えば、ピストン頂面がフラットなものや、シリンダヘッドに凹所を設けたものの他、往復動ピストンにて吸気を圧縮する燃焼室をピストンに設けた凹所により構成しても良い。
【００１３】
また、上記目的を達成するためのその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は凹所の対向壁間距離がピストン径の１／２以上で凹所の開口からの深さが、該凹所の対向壁間距離の１／３以下に構成しても良い。
【００１４】
さらに、前記凹所の形状は開口絞りを有するリエントラント型または開口絞りのないオープンチャンバ型のいずれかの構成でも良い。
ここで、その他の発明は、高圧縮比ゆえにピストンとシリンダヘッドで挟まれたトップクリアランス部分において混合気が冷却されて良好な燃焼が維持されないため、ピストンに設けた凹所は上記数値範囲の関係を満たし、さらには浅い皿型であることが好ましい。
【００１５】
【その他の作用効果】
上記構成からなるその他の発明の圧縮着火式ガソリン機関は、吸気ポートに０．１５〜１ＭＰａの低圧でガソリンを噴射する低圧燃料噴射弁を装備することにより、従来のように噴射エネルギによる混合気形成を図るのではなく、吸気ポートへの燃料供給が目的である。このため、必ずしも高圧は必要ではなく、また燃料秤量機能をもてば良いので、非常に簡単な形式の燃料噴射弁の適用が可能である。また、低圧供給に由来する燃料微粒化の悪さからもたらされる燃料の壁面付着自身が、蒸発促進の効果をもつために、好ましい。さらに現在、ガソリン車に使用されている各種燃料噴射弁の適用も十分に可能である。
【００１６】
また、上記構成からなる本発明の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室を主にピストンに設けた凹所により構成し圧縮比を１４から２０の範囲に含まれる高圧縮比としたことにより、さらにはガソリンの圧縮着火をより一層確実に実現し、かつノッキングの発生を回避するために圧縮比を１５から１９とすることが好ましい。これは、高圧縮比下で完全予混合気の圧縮着火を実現することから、超希薄燃焼が達成される。このため、本発明は、本質的に有毒排気、とくにＮＯｘの排出は少なく、また安定燃焼領域が拡大して、出力の質制御が可能である。また、本発明は、吸気絞り損失もないため、サイクル論的な意味合いからも直噴ディーゼル並みの燃費が得られる実用的効果を奏する。
【００１７】
また、ピストンの凹所を主に燃焼室とする当該形状は、開口絞りのあるリエントラント型でも良い。この場合、絞り部がホットスポットとなって過早着火を起こし、結果としてノッキングが発生する可能性は少ない。あるいは、着火点を始点として火炎が伝播するために着火点付近が高温となりＮＯＸ 生成を促進する危惧も殆どない（通常のガソリンエンジンと同様の現象を実奏する）。また、ピストン内に燃焼室のない従来の場合には、燃焼室全体が扁平となり冷却損失が増して圧縮点火が起き難くなる。このため、燃焼室としては、開口絞りのないオープンチャンバ型がより好ましい。
【００１８】
【実施例】
以下、本発明の圧縮着火式ガソリン機関の実施例を説明する。
図１に示す実施例は、シリンダ１に往復動自在に摺嵌したピストン２の頂面に燃焼室として開口絞りを有するリエントラント型の凹所３を、ピストン２の中心軸と同軸的に穿設する。シリンダ１の開口頂端には、吸気を供給する吸気ポート５と排気を排出する排気ポート６をそれぞれ配設されている。共に開閉制御される吸気弁７を設けた吸気ポート５の吸気口と、排気弁８を設けた排気ポート６の排気口とはそれぞれピストン２の頂面に対向して配設されている。シリンダ１とピストン２及びシリンダヘッド４は燃焼空間を区画形成する。吸気ポート５には電磁燃料噴射弁（ＥＦＩ燃料噴射弁）９がその噴孔１０を臨ませ、かつその噴射軸芯が吸気弁７の弁軸と交差する位置に取り付けられている。ところで、本実施例は、凹所３の対向壁間距離がピストン径の１／２以上で具体的にはピストン径１０２ｍｍに対し６０ｍｍである。また、凹所３の開口からの深さが該凹所の対向壁間距離の１／３以下とし、具体的には１９ｍｍである。さらに、圧縮比は１４から２０の範囲に含まれる１７．５の高圧縮比とする。燃料噴射弁９は、ガソリンを０．１５から１ＭＰａの範囲内０．３ＭＰａの低圧で噴射する。吸気ポート５におけるガソリンの噴射時期は吸気弁７の閉前クランク角度１０度から吸気弁７の開前１１０度の範囲に含まれるように構成してなる。
【００１９】
上記構成からなる本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、低圧燃料噴射弁９におけるガソリン噴射時期を吸気弁７の閉前のクランク角度で１０度から吸気弁７の開前のクランク角度で１１０度の範囲とすることにより、吸気ポート５内に噴射されたガソリンの吸気ポート５内における滞留時間が長くとれる。このため、燃料の完全蒸発に寄与し、結果として完全予混合気の形成につながる。従来のように、この時期、すなわち吸気弁開いた時期に燃料を噴射供給すると、出力低下（結果として燃費悪化）や、未燃排出物（ＨＣ，ＣＯ）の増加をきたすのである。これに対し、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、トータルとして、燃費が直噴ディーゼルを凌ぎ、ＮＯＸ 排出を大きく下回ることができる。
【００２０】
さらに、吸気ポート５に０．３ＭＰａの低圧でガソリンを噴射する低圧燃料噴射弁９を装備したことにより、従来のように、噴射エネルギによる混合気形成を図るのではなく、吸気ポート５への燃料供給が目的である。このため、必ずしも高圧は必要ではなく、また燃料秤量機能をもてば良いので、非常に簡単な形式の燃料噴射弁の適用が可能である。また、低圧供給に由来する燃料微粒化の悪さからもたらされる燃料の壁面付着自身が、蒸発促進の効果をもつために、好ましい。
【００２１】
ここで、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関を、現状エンジンの中で最も低燃費という点で目標となるべき直噴ディーゼル（図示せず）と比較するために、実験に用いた単シリンダエンジンの諸元を表１に示す。
【００２２】
【表１】
直噴ディーゼルでは、ディーゼル噴射弁により圧縮行程後半のシリンダ内へ２０ＭＰａ以上に加圧された軽油を噴射、燃焼させる。これに対し、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関では、広く用いられているＥＦＩ燃料噴射弁９により、吸気ポート５へ０．３ＭＰａ程度に加圧されたガソリンを噴射、シリンダ内での圧縮行程を経て、ガソリンの自己着火、燃焼過程を実現させる。従って点火プラグ等の強制点火装置、吸気絞りが無く、ディーゼルエンジン並みの高圧縮比をもつガソリンエンジンという形態を成す。
【００２４】
上記構成からなる本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、燃焼室を主にピストン２に設けた凹所３により構成し、圧縮比を１７．５と高圧縮比としたことにより、さらにはガソリン圧縮着火をより一層確実に実現し、かつノッキングの発生を回避することができる。これは、高圧縮比下で完全予混合気の圧縮着火を実現することから、超希薄燃焼が達成される。このため、本質的に有毒排気、とくにＮＯＸ の排出は少なく、また安定燃焼領域が拡大して、出力の質制御が可能である。しかも、本実施例は、吸気絞り損失もないため、サイクル論的な意味合いからも直噴ディーゼル並みの燃費が得られる実用的効果を奏する。
【００２５】
また、ピストン２の凹所３を主に燃焼室とする当該形状は、開口絞りのあるリエントラント型である。この場合、絞り部がホットスポットとなって過早着火を起こし、結果としてノッキングが発生する可能性は少ない。あるいは、着火点を始点として火炎が伝播するために着火点付近が高温となりＮＯＸ 生成を促進する危惧も殆どない。
【００２６】
そして、本実施例の圧縮着火式ガソリン機関は、例えばエンジン回転を１０００ｒｐｍ に固定して実験を行い、以下のことを明らかにした。
（１） 空燃比Ａ／Ｆ≦５７で、安定なガソリン予混合気の圧縮自着火燃焼が推移する。
（２） 熱発生率は、直噴ディーゼルエンジンにおいて予混合燃焼と拡散燃焼の二つの明確な燃焼過程がみられるのに対し、本実施例では底辺の短い二等辺三角形状を成しており、従来型のガソリンエンジンの場合に近い（図７）。その安定燃焼が推移する空燃比域である。
（３） 図示平均有効圧ｉｍｅｐ、図示燃料消費率ｉｓｆｃ（図３）は、吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射すれば、ｉｍｅｐ、ｉｓｆｃとも直接噴射ディーゼルエンジンと同等の性能値を得る。すなわち、Ａ／Ｆ≦５０の希薄燃焼が可能である。噴射時期が吸気弁開弁期に同期したとき、ｉｍｅｐの低下、ｉｓｆｃの上昇を来す。
【００２７】
（４） ＮＯＸ は直噴ディーゼルエンジンのＮＯＸ 濃度の約１／１００程度である（図６）。直接噴射ディーゼルエンジンと同等の低燃費、低ＮＯＸ の両立が可能となる。
（５） 排気ガス濃度ＨＣは噴射時期が吸気弁開弁機関に同期したとき、ＨＣは急増する。吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射すれば、ＨＣはほぼ一定値となる（図４）。
（６） ＣＯはＨＣと似た経過を辿る。噴射時期が吸気弁開弁期間に同期したとき、ＣＯは急増、吸気弁開弁期間を除く時期にガソリンを噴射したとき、ＣＯはほぼ一定値となる（図５）。
【００２８】
また、凹所３の形状は、前記実施例に限らず、この他図２に示すように、開口絞りのないオープンチャンバ型で、ピストン２の中心軸Ｏと凹所３の中心軸Ｏ’が非同軸的でもよい。すなわち、凹所３の対向壁間距離が、ピストン径１０２ｍｍに対し７０ｍｍである。さらに凹所３の開口からの深さが最大１４ｍｍであり、前記実施例とほぼ同様の作用効果を実奏する。
さらに、凹所３の形状は図３ないし図５に示すように、凹所３の開口縁近傍がピストン２の頂部と滑らかに接続する曲線形状の他、凹所３の底部が平坦状のもの、さらには凹所３の底部中央にわずかな凸部を有するものでもよく、前記各実施例とほぼ同様の作用効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施例による圧縮着火式ガソリン機関の断面図。
【図２】その他の実施例に関する凹所の断面図。
【図３】その他の凹所形状を示す断面図。
【図４】その他の凹所形状を示す断面図。
【図５】その他の凹所形状を示す断面図。
【図６】実施例における図示平均有効圧を示す線図。
【図７】実施例における炭化水素状況を示す線図。
【図８】実施例における一酸化炭素状況を示す線図。
【図９】実施例における窒素酸化物状況を示す線図。
【図１０】実施例における熱発生率を示す線図。
【符号の説明】
１ シリンダ
２ ピストン
３ 凹所
４ シリンダヘッド
５ 吸気ポート
６ 排気ポート
７ 吸気弁
８ 排気弁
９ 燃料噴射弁
Claims (1)
- ピストン、シリンダヘッド及びシリンダブロックにより区画形成し、往復動ピストンにて吸気を圧縮する燃焼室を設け、該燃焼室に開閉制御する吸気弁を介して吸気を供給する吸気ポートを設け、ガソリンと空気の混合気を燃焼室に供給し、圧縮自己着火する圧縮着火式ガソリン機関において、該吸気ポートに噴孔を臨ませ吸気ポートにガソリンを供給する燃料噴射弁を設け、実質的な吸気行程外でガソリンを吸気ポートに供給するために燃料噴射弁の吸気ポートにおけるガソリンの噴射時期を吸気弁閉前クランク角度１０度から吸気弁開前１１０度の範囲に含まれるように構成し、負荷に応じて空燃比を変えた希薄混合気が圧縮により発生する熱のみにより自己着火されるように、希薄混合気をエンジンの高圧縮比により燃焼室で加熱するために圧縮比を１４から２０の範囲に含まれるように構成してなることを特徴とする圧縮着火式ガソリン機関。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15048794A JP3558370B2 (ja) | 1994-06-07 | 1994-06-07 | 圧縮着火式ガソリン機関 |
| US08/456,983 US5535716A (en) | 1994-06-07 | 1995-05-31 | Compression ignition type gasoline engine injecting fuel inside intake port during exhaust stroke |
| EP95303734A EP0686759B1 (en) | 1994-06-07 | 1995-06-01 | Compression ignition type gasoline engine injecting fuel inside intake port during exhaust stroke |
| DE69502131T DE69502131T2 (de) | 1994-06-07 | 1995-06-01 | Verdichtungsentzündende Benzinbrennkraftmaschine mit Einspritzung in das Einlassrohr während des Auslasshubes |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15048794A JP3558370B2 (ja) | 1994-06-07 | 1994-06-07 | 圧縮着火式ガソリン機関 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07332141A JPH07332141A (ja) | 1995-12-22 |
| JP3558370B2 true JP3558370B2 (ja) | 2004-08-25 |
Family
ID=15497953
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP15048794A Expired - Fee Related JP3558370B2 (ja) | 1994-06-07 | 1994-06-07 | 圧縮着火式ガソリン機関 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5535716A (ja) |
| EP (1) | EP0686759B1 (ja) |
| JP (1) | JP3558370B2 (ja) |
| DE (1) | DE69502131T2 (ja) |
Families Citing this family (50)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7222614B2 (en) | 1996-07-17 | 2007-05-29 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US7281527B1 (en) | 1996-07-17 | 2007-10-16 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US8215292B2 (en) | 1996-07-17 | 2012-07-10 | Bryant Clyde C | Internal combustion engine and working cycle |
| US6286482B1 (en) | 1996-08-23 | 2001-09-11 | Cummins Engine Company, Inc. | Premixed charge compression ignition engine with optimal combustion control |
| US6230683B1 (en) | 1997-08-22 | 2001-05-15 | Cummins Engine Company, Inc. | Premixed charge compression ignition engine with optimal combustion control |
| DE19804988C1 (de) * | 1998-02-07 | 1999-06-10 | Daimler Chrysler Ag | Verfahren zum Betrieb eines im Viertakt arbeitenden Verbrennungsmotors |
| DE69936081T2 (de) | 1998-02-23 | 2008-01-17 | Cummins, Inc., Columbus | Regelung einer verbrennungskraftmaschine mit kompressionszündung und kraftstoff-luftvormischung |
| AT3135U1 (de) * | 1998-06-18 | 1999-10-25 | Avl List Gmbh | Verfahren zum betreiben einer mit sowohl fremd-, als auch selbstzündbarem kraftstoff, insbesondere benzin betriebenen brennkraftmaschine |
| JP4326044B2 (ja) * | 1998-08-21 | 2009-09-02 | 日産自動車株式会社 | ４サイクル内燃機関 |
| US6698394B2 (en) | 1999-03-23 | 2004-03-02 | Thomas Engine Company | Homogenous charge compression ignition and barrel engines |
| US6662775B2 (en) | 1999-03-23 | 2003-12-16 | Thomas Engine Company, Llc | Integral air compressor for boost air in barrel engine |
| US7469662B2 (en) | 1999-03-23 | 2008-12-30 | Thomas Engine Company, Llc | Homogeneous charge compression ignition engine with combustion phasing |
| DE60010176T2 (de) | 1999-05-12 | 2004-08-26 | Nissan Motor Co., Ltd., Yokohama | Selbstgezündete Brennkraftmaschine |
| JP2001090541A (ja) * | 1999-07-21 | 2001-04-03 | Osaka Gas Co Ltd | 予混合圧縮自着火エンジンとその運転方法 |
| JP2001065350A (ja) * | 1999-08-25 | 2001-03-13 | Tokyo Gas Co Ltd | 予混合圧縮自着火機関 |
| JP3835142B2 (ja) * | 1999-09-07 | 2006-10-18 | 日産自動車株式会社 | 自己着火・火花点火式内燃機関の制御装置 |
| EP1085191B1 (en) | 1999-09-17 | 2004-11-17 | Nissan Motor Co., Ltd. | Compression self-ignition gasoline internal combustion engine |
| US6390057B2 (en) | 1999-12-14 | 2002-05-21 | Nissan Motor Co., Ltd. | Compression self-ignition gasoline engine |
| JP3815163B2 (ja) | 2000-01-25 | 2006-08-30 | 日産自動車株式会社 | 圧縮自己着火式内燃機関 |
| JP2009121486A (ja) * | 2000-03-29 | 2009-06-04 | Osaka Gas Co Ltd | 燃料供給機構及びそれを備えたエンジン及び燃料供給方法 |
| AU2001262995A1 (en) | 2000-05-08 | 2001-11-20 | Cummins, Inc. | Internal combustion engine operable in pcci mode with post-ignition injection and method of operation |
| JP3760725B2 (ja) * | 2000-05-16 | 2006-03-29 | 日産自動車株式会社 | 圧縮自己着火式ガソリン機関 |
| JP2001323828A (ja) | 2000-05-16 | 2001-11-22 | Nissan Motor Co Ltd | 圧縮自己着火式ガソリン機関 |
| JP2002004913A (ja) | 2000-06-26 | 2002-01-09 | Nissan Motor Co Ltd | 圧縮自己着火式内燃機関 |
| US6499459B1 (en) * | 2000-09-09 | 2002-12-31 | Ford Global Technologies, Inc. | Method and apparatus for creating homogeneous charge compression ignition |
| US6640754B1 (en) | 2000-09-14 | 2003-11-04 | Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha | Ignition timing system for homogeneous charge compression engine |
| AT5135U1 (de) | 2001-02-08 | 2002-03-25 | Avl List Gmbh | Verfahren zum betreiben einer mit benzinähnlichen kraftstoffen, insbesondere benzin, betriebenen brennkraftmaschine |
| EP1360700A1 (en) | 2001-02-16 | 2003-11-12 | E.I. Dupont de Nemours and Company | High conductivity polyaniline compositions and uses therefor |
| ATE472050T1 (de) * | 2001-08-17 | 2010-07-15 | Tiax Llc | Verfahren zur regelung einer verbrennungskraftmaschine mit kompressionszündung und kraftstoff-luftvormischung |
| US6637393B2 (en) | 2002-01-24 | 2003-10-28 | General Motors Corporation | HCCI engine combustion control apparatus and method |
| US7201121B2 (en) | 2002-02-04 | 2007-04-10 | Caterpillar Inc | Combustion engine including fluidically-driven engine valve actuator |
| US7178492B2 (en) | 2002-05-14 | 2007-02-20 | Caterpillar Inc | Air and fuel supply system for combustion engine |
| US6688280B2 (en) | 2002-05-14 | 2004-02-10 | Caterpillar Inc | Air and fuel supply system for combustion engine |
| JP2003239748A (ja) * | 2002-02-18 | 2003-08-27 | Yanmar Co Ltd | 圧縮自着火式内燃機関 |
| US6899065B2 (en) | 2002-04-30 | 2005-05-31 | Thomas Engine Company | Radial-valve gear apparatus for barrel engine |
| US7252054B2 (en) | 2002-05-14 | 2007-08-07 | Caterpillar Inc | Combustion engine including cam phase-shifting |
| US7191743B2 (en) | 2002-05-14 | 2007-03-20 | Caterpillar Inc | Air and fuel supply system for a combustion engine |
| DE60209437T2 (de) * | 2002-12-30 | 2006-10-12 | Ford Global Technologies, LLC (n.d.Ges.d. Staates Delaware), Dearborn | Verbrennungskraftmaschine, Verfahren zu deren Betrieb mit Selbstzündung und Computer lesbares Speichermedium |
| US20050022976A1 (en) * | 2003-06-26 | 2005-02-03 | Rosenfeld John H. | Heat transfer device and method of making same |
| US8046299B2 (en) | 2003-10-15 | 2011-10-25 | American Express Travel Related Services Company, Inc. | Systems, methods, and devices for selling transaction accounts |
| JP4100401B2 (ja) * | 2005-02-24 | 2008-06-11 | トヨタ自動車株式会社 | 内燃機関 |
| JP2006258013A (ja) | 2005-03-18 | 2006-09-28 | Toyota Motor Corp | 内燃機関用のピストンおよびそのピストンを有する内燃機関 |
| US9279361B2 (en) | 2010-04-20 | 2016-03-08 | Southwest Research Institute | Piston bowl with spray jet targets |
| US8555854B2 (en) | 2010-04-26 | 2013-10-15 | Southwest Research Institute | Piston bowl with deflecting features |
| US8677974B2 (en) * | 2010-05-04 | 2014-03-25 | Southwest Research Institute | Piston bowl with flat bottom |
| KR20130068110A (ko) * | 2011-12-15 | 2013-06-25 | 현대자동차주식회사 | 디젤-가솔린 혼합연소엔진의 청정 ｅｇｒ 시스템, 이를 적용한 디젤-가솔린혼합연소엔진 및 그 제어방법 |
| KR101745021B1 (ko) | 2011-12-16 | 2017-06-09 | 현대자동차주식회사 | 가솔린/디젤 연료 혼합 압축 착화 연소 엔진의 이지알 제어 시스템 및 그 방법 |
| KR101509955B1 (ko) * | 2013-10-29 | 2015-04-07 | 현대자동차주식회사 | 혼합 연소 모드를 갖는 엔진의 연소 제어 방법 및 장치 |
| US12037961B1 (en) | 2023-07-13 | 2024-07-16 | Caterpillar Inc. | Piston optimized for combustion flame speed and compression ratio in engine system |
| US12146452B1 (en) | 2023-07-13 | 2024-11-19 | Caterpillar Inc. | Piston and engine system using same |
Family Cites Families (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US2986129A (en) * | 1957-10-10 | 1961-05-30 | Citroen Sa Andre | Method of injecting fuel continuously in internal combustion engines |
| GB1491883A (en) * | 1974-05-24 | 1977-11-16 | Yamaha Motor Co Ltd | Four stroke internal combustion engine |
| JPS55119911A (en) * | 1979-03-12 | 1980-09-16 | Toyota Motor Corp | Combustion chamber of compression firing internal combustion engine |
| DE3032656A1 (de) * | 1980-08-29 | 1982-04-29 | Willibald 8000 München Hiemer | Brennkraft-hubkolbenmaschinen |
| JPS5853169A (ja) * | 1981-09-26 | 1983-03-29 | 株式会社戸上電機製作所 | 口出線装置及びその製造方法 |
| US4520765A (en) * | 1983-04-28 | 1985-06-04 | Anthony Gerace | Internal combustion engine and operating cycle therefor |
| US4635590A (en) * | 1983-04-28 | 1987-01-13 | Anthony Gerace | Internal combustion engine and operating cycle therefor |
| JPS6241940A (ja) * | 1985-08-19 | 1987-02-23 | Itaru Fukutani | ２種の燃料を用いたエンジンのノツク防止法 |
| JPH0533708A (ja) * | 1991-07-31 | 1993-02-09 | Mazda Motor Corp | エンジンの燃料噴射装置 |
-
1994
- 1994-06-07 JP JP15048794A patent/JP3558370B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1995
- 1995-05-31 US US08/456,983 patent/US5535716A/en not_active Expired - Lifetime
- 1995-06-01 EP EP95303734A patent/EP0686759B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1995-06-01 DE DE69502131T patent/DE69502131T2/de not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH07332141A (ja) | 1995-12-22 |
| DE69502131T2 (de) | 1998-10-15 |
| EP0686759A1 (en) | 1995-12-13 |
| DE69502131D1 (de) | 1998-05-28 |
| EP0686759B1 (en) | 1998-04-22 |
| US5535716A (en) | 1996-07-16 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3558370B2 (ja) | 圧縮着火式ガソリン機関 | |
| KR100476780B1 (ko) | 다단식연소엔진을위한연소방법 | |
| US8857405B2 (en) | Turbulent jet ignition pre-chamber combustion system for spark ignition engines | |
| US5119780A (en) | Staged direct injection diesel engine | |
| US6443108B1 (en) | Multiple-stroke, spark-ignited engine | |
| US20080257304A1 (en) | Internal combustion engine and combustion method of the same | |
| US20210040913A1 (en) | Method for operating a spark-ignition internal combustion engine | |
| JP4073315B2 (ja) | 副室式エンジン | |
| JP3218867B2 (ja) | 圧縮着火式内燃機関 | |
| JP2000073768A (ja) | エンジンおよびエンジンの着火方法 | |
| JP2002266644A (ja) | エンジン及び副室機構 | |
| US5477822A (en) | Spark ignition engine with cylinder head combustion chamber | |
| JP2002266643A (ja) | エンジン及びその運転方法及び副室機構 | |
| CN118159719A (zh) | 用于氢气的燃烧方法及燃料喷射系统 | |
| JP4145177B2 (ja) | エンジン及びその運転方法 | |
| JP4023434B2 (ja) | ２種類の燃料を用いる予混合圧縮自着火運転可能な内燃機関 | |
| JP3379177B2 (ja) | 副室式ガスエンジン | |
| JP4007729B2 (ja) | エンジン及びその運転方法 | |
| JPS6045716A (ja) | 内燃機関 | |
| JP2001082148A (ja) | エンジン及びその運転方法 | |
| JP2653588B2 (ja) | 直接噴射式ディーゼル機関の燃焼方法 | |
| JP3660252B2 (ja) | 気筒内直噴内燃機関 | |
| JP2001304014A (ja) | 圧縮着火式内燃機関 | |
| KR20200042248A (ko) | 디젤엔진의 연소제어방법 | |
| JPH055415A (ja) | 直接噴射式デイーゼル機関の燃焼室 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20040511 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20040518 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080528 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090528 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090528 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100528 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110528 Year of fee payment: 7 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |