JP7411589B2 - ディーゼル機関 - Google Patents

Description

本発明は、ピストンの頂面にキャビティが形成されたディーゼル機関に関する。

ピストン頂面に形成されたキャビティの側壁に径方向内側に凸となるリップ部を有し、燃料噴射弁の中心を通る中心軸からリップ部までの半径について、燃料噴霧がキャビティ壁面に衝突するときの噴霧速度を考慮して定義したディーゼル機関が特許文献１に開示されている。また、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論式の解法が非特許文献１に開示されている。また、ノズルの噴孔から噴射される燃料の噴霧角の計算式が非特許文献２に開示されている。

特開２０１５－２３２２８８号公報

Fuyuto, T., Hattori, Y., Yamashita, H., Toda, N., & Mashida, M. (2017)."Set-off length reduction by backward flow of hot burned gas surrounding high-pressure diesel spray flame from multi-hole nozzle."International Journal of Engine Research, 18(3), 173-194. https://doi.org/10.1177/1468087416640429 SAE(Society Automotive of Engineers) Paper No.900475

特許文献１に記載された従来技術は、中負荷又は高負荷の運転領域で噴霧火炎の先端がキャビティ壁面に到達した時点での噴霧先端速度を５０ｍ／ｓ以上にすることで、噴霧火炎が壁面衝突後にキャビティ側壁から底面に沿ってキャビティ中心部へ縦渦を描きながら到達させることで、キャビティ中央部の空気と噴霧火炎を混合させてｓｏｏｔ発生量を低減させる技術である。

この従来技術は、乗用車等に用いられる比較的ボア径が小さく圧縮比が低いディーゼル機関に適する技術であるが、ボア径が１００ｍｍを超えて圧縮比を２０以上に設定するディーゼル機関に適用することが難しい。ボア径が大きいディーゼル機関で従来技術と同じ噴霧及びキャビティ形状を相似で拡大することは、燃料噴射圧を相似比の２乗で大きくすることが求められるため、困難である。また、大径ボアのディーゼル機関では、キャビティを比較的浅皿にする必要があり、従来技術のような縦渦を描くようなキャビティ深さを確保することが難しい。更に、熱効率を向上させるために圧縮比を２０以上に上げると、キャビティ形状は更に浅くなる必要が生じる。

そこで、本発明は、大径ボアで浅皿キャビティを用いる場合に、ｓｏｏｔ生成量を抑制しｓｏｏｔ酸化を促進することで低スモークを実現できるディーゼル機関を提供することを目的とする。

本発明は、低スモークを実現するキャビティ形状を定義する数値として従来技術のように噴霧速度ではなく最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを用いる。

また、特許文献１に記載された従来技術は、燃料噴射弁の中心軸からリップ部までの半径をエンジン試験結果から上限値と下限値で限定しているが、キャビティ底部の形状を直接数値で限定しているものではない。これに対して本発明では、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを用いてキャビティ径を定義し、ノズル出口から噴射方向に１５ｍｍの距離で噴霧運動量理論式により計算できる噴霧周囲逆流速度と噴霧速度との比を用いてキャビティ底面の深さを定義している。

本発明に係るディーゼル機関は、シリンダの端面を覆うシリンダヘッドと、前記シリンダヘッドに対向する頂面に前記シリンダヘッドとは反対側へ向かって凹んだキャビティが形成されて前記シリンダ内に往復運動可能に収容されたピストンと、前記シリンダヘッドに設けられたノズルとを備え、前記ノズルに形成された噴孔から前記キャビティの内部へ燃料を噴射するディーゼル機関であって、前記キャビティは、前記頂面に開口する外側キャビティと、前記外側キャビティの底面に開口して前記外側キャビティの開口径よりも小さい開口径を有する内側キャビティとによって構成され、所定の代表的な運転条件において、所定の空気過剰率λ１で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが前記内側キャビティの側壁より前記ピストンの径方向内側に位置し、前記λ１よりも小さい所定の空気過剰率λ２で前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが前記外側キャビティの側壁より前記ピストンの径方向内側に位置し、前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を予測するモデル式を用いて計算され、前記モデル式は前記噴孔の内径及び圧縮上死点での前記シリンダ内の酸素濃度の関数であり、前記噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)から前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを計算するには、前記圧縮上死点での前記シリンダ内の密度及び前記酸素濃度を雰囲気条件として、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論式を用いており、前記キャビティの深さ及び形状は、前記ノズルの出口から１５ｍｍの距離で噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが所定の閾値以下となるように決定されることを特徴とする。

このように空気過剰率λ１で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが内側キャビティの側壁よりピストンの径方向内側に位置するため、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓで燃料及びｓｏｏｔの酸化に必要な空気が十分に混ざっており、壁面との衝突で空気との混合が弱められても燃料及びｓｏｏｔの酸化を維持できる。また、λ１よりも小さい空気過剰率λ２で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが外側キャビティの側壁よりピストンの径方向内側に位置するため、外側キャビティに流入した燃料噴霧は外側キャビティ内で燃料及びｓｏｏｔが酸化するのに十分な混合が進み、内側キャビティに流入した燃料噴霧は内側キャビティの側壁に衝突しているものの、スワール（横渦）に流され周方向に拡がり、ピストン下降時に外側キャビティに流出して混合及び酸化が促進される。また、噴孔の出口から１５ｍｍの距離で噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが所定の閾値以下であるため、噴孔の出口から燃焼を開始するまでの距離であるセットオフ長が大きくなる。このようにセットオフ長が大きくなると、燃料が十分に薄くなった位置で燃焼を開始するため、ｓｏｏｔの生成を抑制することができる。そのため、本発明に係るディーゼル機関は、ｓｏｏｔ生成量を抑制しｓｏｏｔ酸化を促進することで低スモークを実現することができる。

本発明に係るディーゼル機関の一態様において、前記λ１が１．７であり、前記λ２が１．５であり、前記外側キャビティの開口径と前記内側キャビティの開口径との比が１．２以上であり、前記外側キャビティの容積と前記キャビティ全体の容積との比が０．１５以上であり、前記所定の閾値が０．３５であってもよい。

本発明に係るディーゼル機関の一態様において、空気過剰率が前記λ２の場合に、燃料噴霧が前記内側キャビティの側壁に衝突する位置で平均当量比が１．２以下であってもよい。

本発明に係るディーゼル機関の一態様において、圧縮比が２３以上であってもよい。

本発明は、大径ボアで浅皿キャビティを用いる場合に、ｓｏｏｔ生成量を抑制しｓｏｏｔ酸化を促進することで低スモークを実現することができる。

第１の実施形態のディーゼル機関の気筒の断面図である。 ノズル出口からの距離ｘにおけるｓｏｏｔ量の分布を示す図である。 ノズル出口からの距離ｘにおける噴霧断面内の平均当量比φ(ｘ)を示す図である。 噴孔の内径と雰囲気酸素濃度を変更して最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内の平均当量比φ(Ｌｓ)を測定した結果を示す図である。 第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティ断面の形状と、比較対象となる深皿のキャビティ断面の形状とを示す図である。 空気過剰率とエンジン排出スモークとの関係を実測した結果を示す図である。 第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．４の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．５の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 深皿のキャビティについて、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 深皿のキャビティについて、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 深皿のキャビティについて、空気過剰率λ＝１．８の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 空気過剰率と内側キャビティの側壁に衝突する位置での平均当量比との関係を示す図である。 キャビティ内に噴射された燃料噴霧の噴霧断面積と検査体積を示す図である。 第２の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティ断面の形状と、第１の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティ断面の形状とを示す図である。 第２の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．５の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 第２の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 第２の実施形態のディーゼル機関のピストン頂面に形成されたキャビティについて、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置を示す図である。 和栗の運動量理論を説明するための円筒形状の検査体積を示す図である。 噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論の検査体積を示す図である。 噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論の検査体積の面積等を説明する図である。 実機における球形検査体積の形状定義を示す図である。 ノズル先端の断面図である。 図４に示す２つの酸素濃度に対する直線近似式の傾きと切片を酸素濃度で内挿して直線近似式を算出し、噴孔の内径から噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を決定した例を示す図である。

＜第１の実施形態＞
以下、図１～図１０を参照しながら、第１の実施形態のディーゼル機関１０について説明する。図１に示すように、ディーゼル機関１０は、シリンダ１が形成されたシリンダブロック２と、シリンダ１の端面を覆うシリンダヘッド３と、シリンダ１内に往復運動可能に収容されたピストン４と、シリンダヘッド３に設けられたノズル５を備える。シリンダ１の内径は１１２ｍｍであり、ピストン４のストロークは１５０ｍｍである。なお、これらの寸法は一例であり、異なる寸法であってもよい。図１は、ピストン４が上死点にある状態を示す。ディーゼル機関１０の圧縮比（下死点容積／上死点容積）は２６である。

ピストン４のシリンダヘッド３に対向する頂面４１には、シリンダヘッド３とは反対側へ向かって凹んだ平面視円形のキャビティ６が形成されている。ノズル５は、シリンダヘッド３に固定されており、キャビティ６の中心に対向する位置に配置されている。そして、ノズル５に形成された噴孔からキャビティ６の内部に燃料が噴射される。ノズル５には０．１６５ｍｍの内径の噴孔が８箇所、形成されており、８箇所の噴孔から同時に燃料が噴射される。なお、噴孔の数及び内径の寸法は一例であり、異なる数や寸法であってもよい。

キャビティ６は、ピストン４の頂面４１に開口する平面視円形の外側キャビティ６１と、外側キャビティ６１の底面に開口して外側キャビティ６１の開口径ｄｏよりも小さい開口径ｄｉを有する平面視円形の内側キャビティ６２とによって構成される。内側キャビティ６２の底面は、中心に近づくほどシリンダヘッド３に近づく方向へ隆起している。外側キャビティ６１の開口径ｄｏと内側キャビティ６２の開口径ｄｉとの比ｄｏ／ｄｉは１．２２であり、外側キャビティ６１の容積Ｖｏとキャビティ６全体の容積Ｖｃとの比Ｖｏ／Ｖｃは、０．１８１である。なお、外側キャビティ６１の容積Ｖｏとは、外側キャビティ６１の壁面とピストン４の頂面４１との間のリング形状の空間の容積を指す。

また、ディーゼル機関１０には、排気通路から排気の一部を取り出して吸気通路にＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）ガスとして再循環させる不図示のＥＧＲ装置が設けられている。ＥＧＲ装置は、排気通路から排気の一部をＥＧＲガスとして取り出して吸気通路に導くＥＧＲ通路と、ＥＧＲ通路を流れるＥＧＲガスの流量を調整できるＥＧＲバルブを備える。

ここで、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓについて以下に説明する。ディーゼル機関１０の中負荷以上の運転条件ではメインの燃料噴射期間が長くなり、噴霧火炎根元が準定常状態になる。壁面に衝突せずに噴射方向に流れて燃焼した準定常状態の自由噴霧火炎のｓｏｏｔ量を２色法ＫＬ値として測定した結果について、ノズル５の出口から噴射方向の距離ｘを横軸として図２に示す。図２に示すように、ノズル５の出口からセットオフ長Ｌまでは燃焼していないため、ｓｏｏｔは生じない。そして、セットオフ長Ｌから最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓまでは、ｓｏｏｔ生成がｓｏｏｔ酸化を上回りｓｏｏｔ量が増加し、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓ以降はｓｏｏｔ酸化がｓｏｏｔ生成を上回りｓｏｏｔ量が減少する。

図３は、ノズル５の出口からの距離ｘでの噴霧断面内の平均当量比φ(ｘ)を示したグラフであり、後述する噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論式で計算した結果を示している。噴霧火炎は噴射方向に進むにつれて周囲空気との混合が進み、ノズル５の出口からの距離ｘでの噴霧断面内の平均当量比φ(ｘ)は、図３に示すように距離ｘが大きくなるにつれて減少する。最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を、後述する噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論式で算出すると、１付近となる。最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)が１付近となることは、噴霧断面内で燃料及びｓｏｏｔの酸化に十分な空気を取り込んだことを意味する。

図４は、ノズル５の噴孔の内径ｄと雰囲気酸素濃度を変更して最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を測定した結果を示す。図４では、実線の丸は雰囲気酸素濃度が２１％の条件で測定した結果を示し、破線の丸は雰囲気酸素濃度が１８％の条件で測定した結果を示す。そして、雰囲気酸素濃度が２１％の条件の測定結果から近似した一次関数を実線で示し、雰囲気酸素濃度が１８％の条件の測定結果から近似した一次関数を破線で示す。図４に示すように、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)は、同一の酸素濃度雰囲気では噴孔の内径ｄの一次関数で近似でき、雰囲気酸素濃度が下がると傾きが小さくなることが分かっている。

実機のディーゼル機関１０の燃焼室内の噴霧火炎は、図２にｓｏｏｔ量の測定結果を示した自由噴霧火炎と異なり、キャビティ６の壁面に到達する。噴霧火炎がキャビティ６の壁面に到達するまでの間に最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓに至ると、酸化に十分な空気との混合が進んだ後にキャビティ６の壁面に到達することになる。最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓの手前でキャビティ６の壁面に衝突する場合は、噴霧火炎の壁面衝突で空気との混合が阻害されてｓｏｏｔ生成がｓｏｏｔ酸化を上回る状態が継続され、ｓｏｏｔ生成量が増えて排気スモークが悪化する。これに対して、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを通過後にキャビティ６の壁面に衝突すれば、十分な空気と混合した後に壁面に衝突するため酸化が進むことができ、ｓｏｏｔ酸化が維持され排気スモークが低減する。

図５は、本実施形態のディーゼル機関１０のキャビティ６の断面の形状を実線で示し、キャビティ６の比較対象として深皿のキャビティ６ａの断面の形状を破線で示す。図５に示すキャビティ６及びキャビティ６ａの断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、図５の左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。キャビティ６ａは、ピストン４の頂面４１に開口する平面視円形の外側キャビティ６１ａと、外側キャビティ６１ａの底面に開口して外側キャビティ６１ａの開口径よりも小さい開口径を有する平面視円形の内側キャビティ６２ａとによって構成される。キャビティ６ａの容積はキャビティ６の容積と同一であり、キャビティ６ａの方がキャビティ６よりも底が深いため、キャビティ６ａの開口径はキャビティ６の開口径よりも小さくなっている。キャビティ６ａの容積はキャビティ６の容積と等しいため、キャビティ６ａが形成されたディーゼル機関も圧縮比は２６となる。

図６のグラフは、横軸を空気過剰率λとして、縦軸にエンジン排出スモークの実測結果を示す。これらの実測は、過給圧を一定とした条件で、ＥＧＲバルブ開度は固定で排圧を変更して吸気空気量とＥＧＲ率を変更した。空気過剰率λ＝１．７でＥＧＲ率は約２０％であり、空気過剰率λ＝１．５でＥＧＲ率は約３０％である。また、これらの実測は、エンジン回転速度が１０８０ｒｐｍ、正味平均有効圧が１．０ＭＰａ、ノズル５の噴射圧力は１６０ＭＰａの条件で行われている。図６に示すように、ディーゼル機関１０の浅皿のキャビティ６では、深皿のキャビティ６ａよりもエンジン排出スモークが低減している。

図７ａ～図７ｄは、ノズル５の噴孔から浅皿のキャビティ６の内部への燃料の噴射を示しており、いずれの図も燃料が噴射される範囲の上端と下端を実線で示し、中心線を一点鎖線で示している。そして、図７ａ～図７ｄは、各空気過剰率λでの最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを破線で示している。この最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは噴霧周囲逆流を考慮した噴霧運動量理論式を用いて計算される値であり、その計算方法については後述する。図７ａ～図７ｄに示す最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、いずれも燃料噴霧がキャビティ６の壁面に衝突せず噴射方向に拡がり続けた条件で計算される位置として示されている。なお、図７ａ～図７ｄに示すキャビティ６の断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。

図７ａは、空気過剰率λ＝１．４の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２の側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．２６である。図７ｂは、空気過剰率λ＝１．５の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２の側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．１８である。図７ｃは、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２の側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．１２である。図７ｄは、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２の側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．０８である。図７ａ～図７ｄは、いずれも最も使用頻度の高い高速道路走行時の負荷率４０％で、燃料の噴射量、噴射圧力及び噴射のタイミングが全て同一の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示している。

図８ａ～図８ｃは、ノズル５の噴孔から比較対象の深皿のキャビティ６ａの内部への燃料の噴射を示しており、いずれの図も燃料が噴射される範囲の上端と下端を実線で示し、中心線を一点鎖線で示している。そして、図８ａ～図８ｃは、各空気過剰率λでの最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを破線で示している。図８ａ～図８ｃに示す最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、いずれも燃料噴霧がキャビティ６ａの壁面に衝突せず更に噴射方向に拡がり続けた条件で計算される位置として示されている。なお、図８ａ～図８ｃに示すキャビティ６ａの断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。

図８ａは、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ａの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．２６である。図８ｂは、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ａの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．２１である。図８ｃは、空気過剰率λ＝１．８の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ａの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．１７である。

図８ａ～図８ｃに示すように、深皿のキャビティ６ａでは、後述する噴霧周囲の逆流が弱いため、浅皿のキャビティ６と比較して、同じ空気過剰率λでも、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓがノズル５の出口から近い位置となる。しかし、深皿のキャビティ６ａは浅皿のキャビティ６よりも開口径が小さいため、例えば、同じ空気過剰率λ＝１．７で比較すると、深皿のキャビティ６ａでは燃料噴霧が最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓに到達する前に内側キャビティ６２ａの側壁に到達するところ、浅皿のキャビティ６では燃料噴霧が最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓに到達した後に内側キャビティ６２の側壁に到達する。

図９は、空気過剰率λと内側キャビティ６２又は内側キャビティ６２ａに衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐとの関係を示したグラフである。

図６に示すようにディーゼル機関１０のキャビティ６で低スモークを実現できた要因として、図７ａ～図７ｄにより、以下に示す２つの条件が見出される。条件１は、空気過剰率λ＝１．７で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが内側キャビティ６２の側壁よりピストン４の径方向内側に位置することである。そして、条件２は、空気過剰率λ＝１．５で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが外側キャビティ６１の側壁よりピストン４の径方向内側に位置することである。

条件１を満たす場合、燃料噴霧がキャビティ６の壁面に衝突する前に最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓで燃料及びｓｏｏｔの酸化に必要な空気が十分に混ざっていることを意味し、キャビティ６の壁面との衝突で空気との混合が弱められても燃料及びｓｏｏｔの酸化が維持できる。

条件２を満たす場合、外側キャビティ６１に流入した燃料噴霧は外側キャビティ６１内で燃料及びｓｏｏｔが酸化するのに十分な混合が進み、内側キャビティ６２に流入した燃料噴霧は内側キャビティ６２の側壁に衝突しているものの、スワール（横渦）に流され周方向に拡がり、ピストン下降時に外側キャビティ６１に流出して混合及び酸化が促進される。

また、図９に示すように、空気過剰率λ＝１．５である条件２では、内側キャビティ６２の側壁に衝突する位置での平均当量比φが１．１８となっており、平均当量比φが１．２以下であることも低スモークの条件となると推定される。

これに対して、図６に示すように深皿のキャビティ６ａでスモークが悪化した要因は、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓに関する上記２つの条件を満たしていないことと、燃料噴霧の噴射方向より内側キャビティ６２ａの底面側の空間を上手く利用できなかったことにあると考えられる。

また、ディーゼル機関１０では、ノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕは、空気過剰率λの値に関わらず常に０．３５以下となるようにキャビティ６の深さ及び形状が決定されている。例えば空気過剰率λ＝１．７でＵ_Ｂ／Ｕを計算すると、０．３３となる。

このようにノズル５の出口から１５ｍｍの距離で噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが所定の０．３５以下であるため、ノズル５の出口から燃焼を開始するまでの距離であるセットオフ長Ｌが大きくなる。このようにセットオフ長Ｌが大きくなると、燃料が十分に薄くなった位置で燃焼を開始するため、ディーゼル機関１０では、ｓｏｏｔの生成を抑制することができる。なお、噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが大きくなると、セットオフ長Ｌが短くなり、燃料が濃い位置で燃焼が開始してｓｏｏｔ生成量が増加する原理の説明は、非特許文献１に開示されている。

本実施形態のディーゼル機関１０は、このように上記の条件１及び条件２を満たし、ノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが０．３５以下であるという条件を満たすことにより、大径ボアで浅皿キャビティを用いる場合であっても、ｓｏｏｔ生成量を抑制しｓｏｏｔ酸化を促進することで、図６に示すように低スモークを実現することができる。

なお、ノズル５の出口から１５ｍｍの距離での速度の比Ｕ_Ｂ／Ｕと最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓの計算に用いる筒内雰囲気条件は、非燃焼を仮定し、圧縮上死点での密度及び酸素濃度を空気過剰率λ、ＥＧＲ率、１ストローク当たりの燃料噴射量（１０５ｍｍ^３／ｓｔ）から計算して算出する。ノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕは、後述する式４に示すように、噴霧断面積Ａ(ｘ)と検査体積球面の１噴霧当たりの面積Ｓ(ｘ)からＡ(ｘ)を引いた値との比に等しいため、図１０に示す面積Ｓ(ｘ)と噴霧断面積Ａ(ｘ)を計算して算出する。この面積Ｓ(ｘ)は、後述する式６により算出する。また、噴霧断面積Ａ(ｘ)を算出するためには、図１０に示す噴霧角θを算出する必要があるところ、噴霧角θは、後述する式１２により、ノズル５諸元と雰囲気密度と燃料密度から算出する。図１０の一点鎖線は噴射方向を示し、燃料が噴射される範囲の上端と下端を実線で示している。また、図１０に示すキャビティ６の断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、図１０の左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。

＜第２の実施形態＞
以下、図１１～図１２ｃを参照しながら、第２の実施形態のディーゼル機関２０について説明する。ディーゼル機関２０も、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同様に、エンジン試験で良好なスモーク排出性能が得られている。ディーゼル機関２０は、キャビティ６ｂの容積が異なって圧縮比が２３となる点を除き、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同一の構成を有し、シリンダ１の内径やピストン４ｂのストロークの寸法やノズル５諸元もディーゼル機関１０と同一である。そのため、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。

図１１は、ディーゼル機関２０のキャビティ６ｂの断面の形状を実線で示し、比較のために第１の実施形態のディーゼル機関１０のキャビティ６の断面の形状を破線で示す。図１１に示すキャビティ６ｂ及びキャビティ６の断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、図１１の左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。キャビティ６ｂもキャビティ６と同様に、ピストン４ｂの頂面４１に開口する平面視円形の外側キャビティ６１ｂと、外側キャビティ６１ｂの底面に開口して外側キャビティ６１ｂの開口径よりも小さい開口径を有する平面視円形の内側キャビティ６２ｂとによって構成される。外側キャビティ６１ｂの開口径ｄｏと内側キャビティ６２の開口径ｄｉとの比ｄｏ／ｄｉは１．２３であり、外側キャビティ６１ｂの容積Ｖｏとキャビティ６ｂ全体の容積Ｖｃとの比Ｖｏ／Ｖｃは、０．１８６である。なお、外側キャビティ６１ｂの容積Ｖｏとは、外側キャビティ６１ｂの壁面とピストン４ｂの頂面４１との間のリング形状の空間の容積を指す。キャビティ６ｂの容積はキャビティ６の容積よりも大きく、キャビティ６ｂの開口径はキャビティ６の開口径よりも大きくなっている。

図１２ａ～図１２ｃは、ノズル５の噴孔からキャビティ６ｂの内部への燃料の噴射を示しており、いずれの図も燃料が噴射される範囲の上端と下端を実線で示し、中心線を一点鎖線で示している。そして、図１２ａ～図１２ｃは、各空気過剰率λでの最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを破線で示している。図１２ａ～図１２ｃに示す最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、いずれも燃料噴霧がキャビティ６ｂの壁面に衝突せず更に噴射方向に拡がり続けた条件で計算される位置として示されている。なお、図１２ａ～図１２ｃに示すキャビティ６の断面は、いずれもシリンダ１の中心軸を含む断面であり、左端の縦に延びる直線がシリンダ１の中心軸である。

図１２ａは、空気過剰率λ＝１．５の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ｂの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．２０である。図１２ｂは、空気過剰率λ＝１．６の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ｂの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．１５である。図１２ｃは、空気過剰率λ＝１．７の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示しており、この条件で燃料噴霧が内側キャビティ６２ｂの側壁に衝突する位置での平均当量比φ_ｉｍｐは１．１０である。図１２ａ～図１２ｃは、いずれも最も使用頻度の高い高速道路走行時の負荷率４０％で、燃料の噴射量、噴射圧力及び噴射のタイミングが全て同一の条件で計算した最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを示している。

図１２ａ～図１２ｃに示すように、ディーゼル機関２０でも、空気過剰率λ＝１．７で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが内側キャビティ６２ｂの側壁よりピストン４ｂの径方向内側に位置し、空気過剰率λ＝１．５で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが外側キャビティ６１ｂの側壁よりピストン４ｂの径方向内側に位置する。そのため、ディーゼル機関２０も、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同様に、上記の条件１及び条件２を満たしている。そして、ディーゼル機関２０でも、空気過剰率λ＝１．５である条件２では、内側キャビティ６２ｂの側壁に衝突する位置での平均当量比φが１．１８となっており、平均当量比φが１．２以下である。

また、ディーゼル機関２０では、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同様に、ノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕは、空気過剰率λの値に関わらず常に０．３５以下となるようにキャビティ６ｂの深さ及び形状が決定されている。例えば空気過剰率λ＝１．７でＵ_Ｂ／Ｕを計算すると、０．３０となる。

このようにディーゼル機関２０は、上記の条件１及び条件２を満たし、ノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが０．３５以下であるという条件を満たす。そのため、本実施形態のディーゼル機関２０は、第１の実施形態のディーゼル機関１０と同様に、大径ボアで浅皿キャビティを用いる場合であっても、ｓｏｏｔ生成量を抑制しｓｏｏｔ酸化を促進することで、低スモークを実現することができる。

＜逆流を考慮した運動量理論の説明＞
ここで、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論について説明する。後述するように、噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕ及び最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、この噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論により計算される。従来の和栗による運動量理論は、図１３に示すように、噴霧断面でガスと燃料が同じ速度Ｕ(ｘ)を有し、円筒形の検査体積の円筒面に垂直に空気がエントレインすると仮定したため、噴霧周囲の逆流を考慮していないモデルであった。そこで、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論では、検査体積を球面形状に変更した。例えば、図１３と同様に平坦な壁面から垂直に燃料が噴射された場合、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論では、図１４に示すように検査体積は半球面形状となる。この噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論では、図１４に示すように、検査体積の半球面に垂直に空気が引き込まれる逆流速度Ｕ_Ｂ(ｘ)は均一であると仮定する。

この半球面形状の検査体積について、図１５に示すように、燃料が噴射される噴孔の出口を基準とした噴射方向の距離をｘとする。そして、ｒ＝ｘ/ｃｏｓ(θ/２)を半径とする半球面形状の検査体積の面積をＳ(ｘ)として、噴孔の出口を基準とした噴射方向の距離ｘにおける平面の噴霧断面積をＡ(ｘ)とする。また、この半球面形状の検査体積のうち、噴孔の出口を基準とした噴射方向の距離ｘにおける平面の噴霧断面より径方向外側の部分の面積をαＡ(ｘ)とする。噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論では、和栗の運動量理論で欠けていたガスの質量保存式を追加している。このガスの質量保存式を以下の式１に示す。

図１４に示すように、Ｕ(ｘ)は噴孔の出口を基準とした距離ｘにおける噴霧速度であり、Ｕ_Ｂ(ｘ)は噴霧速度Ｕ(ｘ)により生じる噴霧周囲の逆流速度である。そして、ρ_ｇは周囲ガスの密度を表し、噴霧断面積Ａ(ｘ)に占めるガス相の断面積をＡ_ｇ(ｘ)で表す。長い噴射期間中の定常状態であるならば、噴霧断面から流出するガス量（式１の左辺）が周囲から逆流して流入してくるガス量（式１の右辺）に等しくなる。

運動量保存式を以下の式２に示す。式２に示す運動量保存式には、右辺に逆流ガスの運動量の項を追加している。

Ａ_Ｂ(ｘ)は、検査体積面積Ｓ(ｘ)の噴射方向への投影面積である（図１５参照）。燃料の密度をρ_ｆで表し、噴霧断面積Ａ(ｘ)に占める燃料相の断面積をＡ_ｆ(ｘ)で表す。このＡ_ｆ(ｘ)と上述のＡ_ｇ(ｘ)と噴霧断面積Ａ(ｘ)について、Ａ(ｘ)＝Ａ_ｇ(ｘ)＋Ａ_ｆ(ｘ)の関係式が成立する。そして、和栗の運動量理論と同じく、燃焼の質量保存式として以下の式３が加わる。

以上の式１～式３を連立して解くことで、噴霧速度Ｕ(ｘ)と噴霧周囲の逆流速度Ｕ_Ｂ(ｘ)を理論的に求めることができる。この連立方程式の解法は非特許文献１に開示されている。噴霧周囲の逆流速度Ｕ_Ｂ(ｘ)と噴霧速度Ｕ(ｘ)の比は、以下の式４に示すように面積比で決まる。

＜実機燃焼室内での検査体積の面積Ｓ(ｘ)の計算式＞
次に、実機燃焼室内での検査体積の面積Ｓ(ｘ)の計算式について以下に説明する。実機における球形検査体積の形状定義を図１６に示す。図１６に示すように、ノズル出口をゼロとした噴射方向をｘ軸として、噴射方向の水平軸からの傾きをβとする。また、シリンダ中央軸をｚ軸として、噴射方向（ｘ軸）との交点を検査体積の中心点ｏとする。そして、中心点ｏから水平方向をｘ'軸とする。ノズル出口の（ｘ'，ｚ）座標を（ｘ'_ｎ，－ｚ_ｎ）として、噴霧拡がり角をθとすると、検査体積の半径ｒは、以下の式５となる。

半径ｒが決まると、キャビティ底面との交点が定まり、図１６に示すように、この交点とｘ'軸との距離ｈ_ｄが定まる。ｘ'軸とシリンダヘッド３の下面との距離をｈ_ｕとして、噴孔の数をｎとすると、検査体積の１噴霧当たりの面積Ｓ(ｘ)は以下の式６となる。

＜実機燃焼室内でのＡ_Ｂ(ｘ)の計算式＞
次に、検査体積面積Ｓ(ｘ)の噴射方向への投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)の計算式について以下に説明する。図１６の上側の図に示すように、Ａ_B(ｘ)の積分計算用に角度γをｘ'軸より下側方向を正として定義する。図１６の下側の図はｚ＝－ｒｓｉｎγでの水平断面を示す。検査体積面積Ｓ(ｘ)の噴射方向の投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)は以下の式７で表される。

ここで、γの積分区間の上限は以下の式８となり、γの積分区間の下限は以下の式９となる。

式７のｗ(γ)は、図１６の下側の図の水平断面内の円弧の投影長さ（弦に相当）であるため、以下の式１０となる。

式７に式８～式１０を代入すると、Ｓ(ｘ)の噴射方向の投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)は、以下の式１１となる。

＜噴霧角θの計算式＞
次に、噴霧角θの計算式について以下に説明する。噴霧角θの計算には以下の式１２を用いる。式１２は、非特許文献２で開示されている式を元に係数、乗数を実測値に合うように変更したものである。図１７は、ノズル５の先端部の中心軸を含む断面を示した図である。図１７の一点鎖線はノズル５の中心軸を示す。図１７に示すように、ノズル５には先端が半球面形状のサック室５１が形成されており、サック室５１から噴孔５２を通って燃料が噴射される。式１２におけるｌは噴孔５２の長さであり、ｄは噴孔５２の内径であり、ｄ_０はサック室５１の半球面形状の部分の半径である。そして、式１２のρ_ｌはサック室５１内の燃料の密度を表す。

そして、運転条件（吸気量）から上死点におけるガス密度ρ_ｇを計算し、式１２から噴霧角θを算出することができる。こうして算出した噴霧角θにより距離ｘ＝１５ｍｍにおける噴霧断面積Ａ(ｘ)算出することができて、検査体積の１噴霧当たりの面積Ｓ(ｘ)は式６により算出できるため、式４に基づきノズル５の出口から１５ｍｍの距離における噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕを計算することができる。

＜噴孔の出口から距離ｘにおける当量比φ(ｘ)の計算式＞
次に、ノズル５の出口から距離ｘにおける当量比φ(ｘ)の計算式について、以下に説明する。非蒸発かつ非燃焼の噴霧運動理論で、ノズル５の出口からの距離ｘにおけるガスと燃料の質量比Ｇ/Ｆ(ｘ)は、ガス相断面積Ａ_ｇ(ｘ)と燃料相断面積Ａ_ｆ(ｘ)とを用いて以下の式１３で表される。

ストイキ（理論混合比）でのＧ/ＦをＧ/Ｆ_stoichとすると、ノズル５の出口からの距離ｘでの当量比φ(ｘ)は、以下の式１４となる。

すると、既に述べたようにＡ(ｘ)＝Ａ_ｇ(ｘ)＋Ａ_ｆ(ｘ)の関係式が成立するから、式１３及び式１４より、ノズル５の出口からの距離ｘでの当量比φ(ｘ)は、噴霧断面積Ａ(ｘ)及び燃料相断面積Ａ_ｆ(ｘ)の関数となる。また、非特許文献１に開示されているように、燃料相断面積Ａ_ｆ(ｘ)は噴霧速度Ｕ(ｘ)の関数であり、噴霧速度Ｕ(ｘ)は１噴霧当たりの検査体積面積Ｓ(ｘ)や投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)の関数である。

＜最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓの計算手順の例＞
次に、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓの計算手順の一例について以下に述べる。最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)は、図４に示す２つの酸素濃度に対する直線近似式の傾きと切片を酸素濃度で内挿又は外挿して、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを求める酸素濃度に対する直線近似式をモデル式として算出し、噴孔５２の内径ｄから決定する。図１８に、図４に示す２つの酸素濃度に対する直線近似式の傾きと切片を酸素濃度で内挿して直線近似式をモデル式として算出し、噴孔５２の内径ｄから噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を決定した例を示す。図１８には、モデル式として算出した直線近似式を一点鎖線で示す。この例では、噴孔５２の内径ｄが０．１２ｍｍであるため、図１８に示すように、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)は１．０２となる。

そして、上死点のガス密度ρ_ｇや噴霧角θやキャビティ６の形状を入力条件としてノズル５の出口からの距離ｘを１ｍｍ刻みで、１噴霧当たりの検査体積面積Ｓ(ｘ)、投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)、噴霧速度Ｕ(ｘ)などを順次計算し、式１４に基づき当量比φ(ｘ)を算出する。１噴霧当たりの検査体積面積Ｓ(ｘ)は式６で計算することができ、投影面積Ａ_Ｂ(ｘ)は式１１で計算することができ、噴霧速度Ｕ(ｘ)は非特許文献１に示される計算式で計算することができる。ただし、ノズル５の出口からの距離ｘでの面積Ｓ(ｘ)を計算する際、距離ｘが大きい位置では、図１０の破線に示すように、キャビティ６の底面の稜線を延長して計算する。

このようにノズル５の出口からの距離ｘを１ｍｍ刻みで算出した当量比φ(ｘ)を図３に示すように、距離ｘを横軸としてグラフ化する。そして、上記のように算出した噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を挟む距離ｘの間で内挿して最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを算出する。図１８を用いて算出した噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)＝１．０２から、最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓ＝２６．５を算出した例を図３に示す。

１ シリンダ、２ シリンダブロック、３ シリンダヘッド、４，４ｂ ピストン、５ ノズル、６，６ａ，６ｂ キャビティ、１０，２０ ディーゼル機関、４１ 頂面、５１ サック室、５２ 噴孔、６１，６１ａ，６１ｂ 外側キャビティ、６２，６２ａ，６２ｂ 内側キャビティ。

Claims (4)

1. シリンダの端面を覆うシリンダヘッドと、前記シリンダヘッドに対向する頂面に前記シリンダヘッドとは反対側へ向かって凹んだキャビティが形成されて前記シリンダ内に往復運動可能に収容されたピストンと、前記シリンダヘッドに設けられたノズルとを備え、前記ノズルに形成された噴孔から前記キャビティの内部へ燃料を噴射するディーゼル機関であって、
   前記キャビティは、前記頂面に開口する外側キャビティと、前記外側キャビティの底面に開口して前記外側キャビティの開口径よりも小さい開口径を有する内側キャビティとによって構成され、
   所定の代表的な運転条件において、所定の空気過剰率λ１で最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが前記内側キャビティの側壁より前記ピストンの径方向内側に位置し、前記λ１よりも小さい所定の空気過剰率λ２で前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓが前記外側キャビティの側壁より前記ピストンの径方向内側に位置し、
   前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓは、前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓでの噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)を予測するモデル式を用いて計算され、前記モデル式は前記噴孔の内径及び圧縮上死点での前記シリンダ内の酸素濃度の関数であり、前記噴霧断面内平均当量比φ(Ｌｓ)から前記最大ｓｏｏｔ量位置Ｌｓを計算するには、前記圧縮上死点での前記シリンダ内の密度及び前記酸素濃度を雰囲気条件として、噴霧周囲の逆流を考慮した運動量理論式を用いており、
   前記キャビティの深さ及び形状は、前記ノズルの出口から１５ｍｍの距離で噴霧周囲逆流速度Ｕ_Ｂと噴霧速度Ｕの比Ｕ_Ｂ／Ｕが所定の閾値以下となるように決定されることを特徴とするディーゼル機関。
2. 請求項１に記載のディーゼル機関であって、
   前記λ１が１．７であり、前記λ２が１．５であり、前記外側キャビティの開口径と前記内側キャビティの開口径との比が１．２以上であり、前記外側キャビティの容積と前記キャビティ全体の容積との比が０．１５以上であり、前記所定の閾値が０．３５であることを特徴とするディーゼル機関。
3. 請求項１又は２に記載のディーゼル機関であって、
   空気過剰率が前記λ２の場合に、燃料噴霧が前記内側キャビティの側壁に衝突する位置で平均当量比が１．２以下であることを特徴とするディーゼル機関。
4. 請求項１～３のいずれか一項に記載のディーゼル機関であって、
   圧縮比が２３以上であることを特徴とするディーゼル機関。