WO2011059059A1

WO2011059059A1 - ディーゼルエンジン

Info

Publication number: WO2011059059A1
Application number: PCT/JP2010/070195
Authority: WO
Inventors: 稲垣　和久; 準一水田; 松栄上田; 冬頭　孝之; 暁生川口; 橋詰　剛; 謹河合; 裕史葛山
Original assignee: 株式会社豊田中央研究所; トヨタ自動車株式会社; 株式会社豊田自動織機
Priority date: 2009-11-12
Filing date: 2010-11-12
Publication date: 2011-05-19
Also published as: EP2500543A1; JPWO2011059059A1

Abstract

　拡散燃焼を行う場合に、圧縮行程時に、スキッシュエリア（２２）からキャビティ部（１２ｂ）に流入するスキッシュ流（２４）であって、キャビティ部（１２ｂ）において、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流を形成するスキッシュ流（２４）を発生させる。燃料は、キャビティ部（１２ｂ）の中央部に臨んで配置されたインジェクタ（１３）の噴孔（１３ａ）からキャビティ部（１２ｂ）の外周部へ向けて噴射され、キャビティ径とシリンダボア径との比が０．６６～０．７６の範囲にある。

Description

ディーゼルエンジン

　本発明は、ディーゼルエンジンに関し、特に、シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されたディーゼルエンジンに関する。

　ほぼ圧縮上死点前６０°以前の圧縮行程中または吸気行程中において燃焼室内に燃料を噴射するとともに、このときの噴射燃料の平均粒径を燃料粒子の温度がほぼ圧縮上死点または圧縮上死点後にそのときの圧力により定まる主要燃料成分の沸点に達する粒径以下とし、排気ガス再循環率（ＥＧＲ率）をほぼ４０％以上に制御し、噴射後ほぼ圧縮上死点に達するまでは燃料粒子からの沸騰による燃料の蒸発を阻止するとともにほぼ圧縮上死点後に燃料粒子の燃料を沸騰蒸発させて燃料を着火燃焼せしめるようにした圧縮着火式内燃機関（ディーゼルエンジン）が公知である（例えば下記特許文献１参照）。この圧縮着火式内燃機関では、５００μｍ以上の粒径の極めて大きな燃料粒子を燃焼室内に分散させた後、これら燃料粒子の燃料を圧縮上死点後に着火燃焼させ、それによって窒素酸化物（ＮＯｘ）及び煤を同時に低減するようにしている。

　また、圧縮着火式内燃機関（ディーゼルエンジン）において、ＮＯｘ及び煤の低減を図るために、シリンダ内に形成した燃料と吸気との予混合気を自着火させる予混合圧縮着火燃焼（ＰＣＣＩ燃焼）が行われる。予混合圧縮着火燃焼を行う場合は、ＥＧＲにより吸気側へ供給するＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）を拡散燃焼（通常燃焼）を行う場合よりも増大させる。

特開平９－２８７５２７号公報特許第３７５１４６２号公報

Kazuhisa INAGAKI他,"Universal Diesel Engine Simulator(UniDES) 1st Report:Phenomenological Multi-zone PDF Model for Predicting the Transient Behavior of Diesel Engine Combustion",SAE Paper 2008-01-0843,Society of Automotive Engineers,2008 北畠亮他、「油圧駆動カムレスシステムの適用による予混合ディーゼル燃焼領域の拡大」、自動車技術会学術講演会前刷集　No.48-08、233-20085275、２００８年５月

　ディーゼルエンジンにおいて、ＮＯｘや煤等のエミッションの低減を図るためには、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を拡大できることが望ましい。そのためには、インジェクタの噴孔を小径化して貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射することで、シリンダ内に形成される予混合気の濃度を均質化することが望ましい。しかし、拡散燃焼を行う場合に、貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射すると、燃料噴霧の飛散範囲が狭くなってシリンダ内空気との混合が悪化するため、特に高負荷運転時（燃料噴射量が多いとき）にスモーク濃度が増大しやすくなる。スモーク濃度を抑えるためには、燃料噴射量を制限する必要があり、拡散燃焼時のトルクが低下する。

　本発明は、ディーゼルエンジンにおいて、貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射しても拡散燃焼時のトルクの低下を抑えることを目的とする。

　本発明に係るディーゼルエンジンは、上述した目的を達成するために以下の手段を採った。

　本発明に係るディーゼルエンジンは、シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されたディーゼルエンジンであって、拡散燃焼を行う場合に、圧縮行程時に、ピストン頂面におけるキャビティより外周側の部分とシリンダヘッドとの間のスキッシュエリアからキャビティに流入するスキッシュ流であって、キャビティにおいて、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流を形成するスキッシュ流を発生させ、インジェクタは、燃料を噴孔からキャビティの外周部へ向けて噴射し、キャビティ径とシリンダボア径との比が０．６６～０．７６の範囲にあることを要旨とする。

　本発明の一態様では、シリンダ中心軸に平行で且つキャビティ側面の最大径位置を通る直線と当該直線及びシリンダ中心軸に直交し且つキャビティ底面の最大深さ位置を通る直線の交点と、噴孔とを結ぶ基準噴霧軸を仮想した場合に、当該噴孔から燃料が噴射されたときの噴霧軸の基準噴霧軸に対するシリンダ上下方向への傾斜角度が、シリンダ上側への傾斜角度を正、シリンダ下側への傾斜角度を負とすると、－１°～５°の範囲にあることが好適である。

　また、本発明に係るディーゼルエンジンは、シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されたディーゼルエンジンであって、シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されており、拡散燃焼を行う場合に、圧縮行程時に、ピストン頂面におけるキャビティより外周側の部分とシリンダヘッドとの間のスキッシュエリアからキャビティに流入するスキッシュ流であって、キャビティにおいて、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流を形成するスキッシュ流を発生させ、インジェクタは、燃料を噴孔からキャビティの外周部へ向けて噴射し、シリンダ中心軸に平行で且つキャビティ側面の最大径位置を通る直線と当該直線及びシリンダ中心軸に直交し且つキャビティ底面の最大深さ位置を通る直線の交点と、噴孔とを結ぶ基準噴霧軸を仮想した場合に、当該噴孔から燃料が噴射されたときの噴霧軸の基準噴霧軸に対するシリンダ上下方向への傾斜角度が、シリンダ上側への傾斜角度を正、シリンダ下側への傾斜角度を負とすると、－１°～５°の範囲にあることを要旨とする。

　本発明の一態様では、スワール比が１．０以下の範囲にあることが好適である。また、本発明の一態様では、噴孔の直径が０．０９ｍｍ以下であることが好適である。また、本発明の一態様では、噴孔の直径が０．１０ｍｍ以下であることが好適である。また、本発明の一態様では、噴孔の数が１４～２４の範囲にあることが好適である。また、本発明の一態様では、キャビティにおいては、外周部の深さが中央部の深さよりも大きいことが好適である。また、本発明の一態様では、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うことが好適である。

　また、本発明に係るディーゼルエンジンにおける噴孔の直径の決定方法は、予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力と噴孔の直径との関係に基づいて噴孔の直径を決定することを要旨とする。

　本発明によれば、ディーゼルエンジンにおいて、拡散燃焼を行う場合に、貫徹力の弱い燃料噴霧をシリンダ内に噴射しても、スキッシュ流を利用して燃料噴霧の飛散範囲を広げてシリンダ空気との混合を促進させることができるので、スモークの発生を抑えることができる。その結果、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えることができる。

本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの概略構成を示す図である。拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼との切り替えを行う条件の一例を説明する図である。スワール比が大きい場合における縦渦流の流れ方向を説明する図である。スワール比が大きい場合における縦渦流の流れ方向を説明する図である。スワール比が小さい場合における縦渦流の流れ方向を説明する図である。スワール比が小さい場合における縦渦流の流れ方向を説明する図である。スワール比を変化させた場合においてシリンダ内のガス速度分布を計算した結果を示す図である。吸気ポートの構成例を示す図である。吸気ポートの他の構成例を示す図である。スワール比の計測方法を説明する図である。スワール比の計測方法を説明する図である。キャビティ径Ｄｃａｖとシリンダボア径Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅが小さい場合における縦渦流の流れを説明する図である。キャビティ径Ｄｃａｖとシリンダボア径Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅが大きい場合における縦渦流の流れを説明する図である。噴霧軸の基準噴霧軸に対する傾斜角度θの定義を説明する図である。噴霧軸の基準噴霧軸に対する傾斜角度θの定義を説明する図である。噴霧軸の基準噴霧軸に対する傾斜角度θが小さい場合における燃料噴霧を示す図である。噴霧軸の基準噴霧軸に対する傾斜角度θが大きい場合における燃料噴霧を示す図である。キャビティ径Ｄｃａｖとシリンダボア径Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅを変化させた場合において拡散燃焼による全負荷運転時の図示平均有効圧力を測定した実験結果を示す図である。噴霧軸の基準噴霧軸に対する傾斜角度θを変化させた場合において拡散燃焼による全負荷運転時の図示平均有効圧力を測定した実験結果を示す図である。噴孔の直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力を計算した結果を示す図である。噴孔の直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率を計算した結果を示す図である。噴孔の直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率を計算した結果を示す図である。全負荷運転時のシリンダ内の燃料質量分率を計算した結果を示す図である。

　以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。

　図１～３は、本発明の実施形態に係るディーゼルエンジン（圧縮着火式内燃機関）１０の概略構成を示す図である。図１は全体構成の概略を示し、図２はシリンダ１１内の概略構成を示し、図３はシリンダ１１内に臨むインジェクタ（燃料噴射弁）１３の先端部の概略構成を示す。図１，２では、１気筒分の構成を示しているが、多気筒の場合も同様の構成である。ディーゼルエンジン１０は、例えばピストン－クランク機構を用いて構成可能である。ディーゼルエンジン１０では、吸気行程にて吸気ポート１４からシリンダ１１内に吸気（空気）が吸入され、圧縮行程にてシリンダ１１内に吸入された吸気がピストン１２により圧縮される。ここでは、シリンダ１１内への吸気を図示しないターボチャージャー等の過給器で加圧することもできる。そして、例えばピストン１２が圧縮上死点付近に位置するときに燃料（例えば軽油等の液体燃料）をインジェクタ１３からシリンダ１１内に直接噴射することで、シリンダ１１内の燃料が自着火して燃焼（ディーゼル燃焼）する。燃焼後の排出ガスは、排気行程にて排気ポート１５へ排出される。ディーゼルエンジン１０においては、排気ポート１５と吸気ポート１４とを繋ぐ還流通路１６が設けられており、燃焼後の排出ガスの一部が還流通路１６を通って吸気ポート１４（吸気側）へＥＧＲガスとして供給される排気再循環（ＥＧＲ）が行われる。還流通路１６にはＥＧＲ制御弁１７が設けられており、ＥＧＲ制御弁１７の開度を制御することで、排気ポート１５から吸気ポート１４への排出ガス（ＥＧＲガス）の還流量が制御され、吸気側へ供給され筒内に吸入されるＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）が制御される。

　ディーゼルエンジン１０では、圧縮上死点付近にて燃料をシリンダ１１内に直接噴射してシリンダ１１内の燃料を自着火させる通常のディーゼル燃焼（拡散燃焼）だけでなく、シリンダ１１内に形成した燃料と吸気との予混合気を自着火させる予混合圧縮着火燃焼（ＰＣＣＩ燃焼）を行うこともできる。この予混合圧縮着火燃焼を行うことで、黒煙の発生の抑制を図ることができる。予混合圧縮着火燃焼を行う際には、吸気行程または圧縮行程にて燃料をインジェクタ１３からシリンダ１１内に直接噴射して燃料と吸気との予混合気をシリンダ１１内に形成し、シリンダ１１内の予混合気をピストン１２により圧縮して自着火させる。予混合圧縮着火燃焼を行う場合は、ＥＧＲにより吸気側へ供給するＥＧＲガス量（ＥＧＲ率）を拡散燃焼（通常燃焼）を行う場合よりも増大させることが好ましい。空気（新気）に比べて熱容量の大きいＥＧＲガスを吸気中に多量に混在させ、予混合気中の燃料及び酸素の濃度を低下させることで、自着火遅れ時間を延長して予混合気の自着火タイミングを圧縮上死点近傍に制御することができる。しかも、その予混合気中では、燃料及び酸素の周囲に不活性なＥＧＲガスが略均一に分散し、これが燃焼熱を吸収することになるので、窒素酸化物（ＮＯｘ）の生成が大幅に抑制される。

　ディーゼルエンジン１０では、その回転数Ｎｅ及びトルクＴｅ（負荷）に基づいて、拡散燃焼を行うか、または予混合圧縮着火燃焼を行うかを選択することが可能である。例えば、ディーゼルエンジン１０の回転数Ｎｅ及びトルクＴｅが図４に示す特性線Ａを超えない領域である低速・低負荷領域内にある場合は、予混合圧縮着火燃焼を行う方を選択する。一方、ディーゼルエンジン１０の回転数Ｎｅ及びトルクＴｅが図４に示す特性線Ａを超える領域である高速・高負荷領域内にある場合は、拡散燃焼を行う方を選択する。燃料噴射時期を圧縮上死点付近に制御するか吸気行程（あるいは圧縮行程）に制御するかによって、ディーゼルエンジン１０の燃焼として、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行うことができる。

　図２に示すように、シリンダ１１内に面するピストン１２の頂面１２ａには、キャビティ部１２ｂが形成されている。図２に示す例では、キャビティ部１２ｂの形状が浅皿型の形状であり、キャビティ部１２ｂの外周部の深さがキャビティ部１２ｂの中央部の深さよりも大きく、キャビティ部１２ｂの中央部から外周部に向かうにつれてキャビティ部１２ｂの深さが徐々に増大している。インジェクタ１３は、その先端部がキャビティ部１２ｂの中央部に臨む状態でシリンダヘッド９に配置されている。ここでのインジェクタ１３は、図３に示すように、燃料がシリンダ１１内へ噴出する小径の噴孔１３ａが先端部に多数形成された小径多穴インジェクタである。多数の噴孔１３ａはインジェクタ周方向に沿って略均等に配置されており、各噴孔１３ａから燃料が放射状に噴射される。小径の噴孔１３ａを多数形成することで、予混合圧縮着火燃焼を行う場合に、各噴孔１３ａから貫徹力の弱い小粒径の燃料噴霧を早期に大量に噴射することができる。これによって、燃料噴霧の微粒化を促進させることができるとともに、燃料と空気の混合期間を十分に確保することができる。そのため、シリンダ１１内に形成される混合気の濃度（空燃比）分布を均質化させることができ、燃焼騒音を低減することができる。その結果、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をより高負荷側に広げることができ、ＮＯｘや煤等のエミッションを抑制することができる。

　一方、拡散燃焼（ディーゼル燃料）を行う場合は、圧縮上死点付近にて各噴孔１３ａからキャビティ部１２ｂの外周部へ向けて燃料が放射状に噴射される。ただし、噴孔１３ａの直径を小さくすると、噴孔１３ａからの燃料噴霧の貫徹力が弱くなるため、燃料噴霧の飛散範囲が狭くなりやすい。また、圧縮行程時（特に圧縮行程後期）には、ピストン頂面１２ａにおけるキャビティ部１２ｂより外周側の部分とシリンダヘッド９の下面との間に形成されるスキッシュエリア２２のガスがピストン１２の上死点側への移動により押し出されてキャビティ部１２ｂに流入することでスキッシュ流が発生する。スキッシュ流によりキャビティ部１２ｂに流入したガスは縦渦流を形成し、各噴孔１３ａからキャビティ部１２ｂの外周部へ向けて噴射された燃料噴霧の流れはこの縦渦流（スキッシュ流）の影響を受ける。

　ここで、図５Ａに示すように、キャビティ部１２ｂにおける縦渦流（スキッシュ流）２４が、シリンダ内上側でシリンダ径方向外側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側でシリンダ径方向内側向きの速度成分を有する流れ方向（図の右回り）である場合を考えると、圧縮上死点付近では、キャビティ部１２ｂの外周部へ向かう燃料噴霧２３の流れが縦渦流２４により妨げられることで、燃料噴霧２３の飛散範囲が狭くなる。この場合は、燃料噴霧２３の飛散範囲を広げるために、縦渦流２４に負けない強い貫徹力の燃料噴霧２３が必要となる。さらに、膨張行程時（特に膨張行程前期）には、図５Ｂに示すように、ピストン１２の下死点側への移動により、キャビティ部１２ｂからスキッシュエリア２２にガスが流出する逆スキッシュ流２５が発生し、燃料噴霧２３はこの逆スキッシュ流２５によりスキッシュエリア２２に流されようとする。燃料噴霧２３の流れが逆スキッシュ流２５に負けてしまうと、キャビティ部１２ｂの空気を燃焼に使えなくなるため、逆スキッシュ流２５に負けない強い貫徹力の燃料噴霧２３が必要となる。

　一方、図６Ａに示すように、キャビティ部１２ｂにおける縦渦流（スキッシュ流）２４が、シリンダ内上側でシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側でシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する流れ方向（図の左回り）である場合は、圧縮上死点付近では、各噴孔１３ａから噴射された燃料噴霧２３が縦渦流２４に乗ってキャビティ部１２ｂの外周部へ向けて飛散する。そのため、弱い貫徹力の燃料噴霧２３であっても、縦渦流２４を利用して燃料噴霧２３の飛散範囲を広げることができる。さらに、膨張行程時（特に膨張行程前期）には、図６Ｂに示すように、燃料噴霧２３が逆スキッシュ流２５に乗ってキャビティ部１２ｂの底面付近から側壁上方付近へ飛散する。

　キャビティ部１２ｂに形成される縦渦流２４の回転方向は、シリンダ１１内に形成されるスワール流の強さ（スワール比）に応じて決まる。シリンダ１１内に強いスワール流が形成されている（スワール比が大きい）場合は、図５Ａに示すように、スキッシュエリア２２からのガスは、スワール流の遠心力によってシリンダ径方向内側への移動が妨げられることで、キャビティ部１２ｂの側壁に沿ってキャビティ部１２ｂに流入する。その結果、キャビティ部１２ｂに形成される縦渦流２４は、図５Ａに示すように、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有する（シリンダ径方向内側の流れがシリンダ上方の速度成分を有し、シリンダ径方向外側の流れがシリンダ下方の速度成分を有する）回転方向となる。つまり、キャビティ部１２ｂの外周部への燃料噴霧２３の飛散を妨げる回転方向となる。一方、シリンダ１１内にスワール流が形成されていないまたは弱いスワール流が形成されている（スワール比が小さい）場合は、図６Ａに示すように、スキッシュエリア２２からのガスは、スワール流の遠心力によってシリンダ径方向内側への移動が妨げられることなく、キャビティ部１２ｂに流入する。その結果、キャビティ部１２ｂに形成される縦渦流２４は、図６Ａに示すように、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する（シリンダ径方向内側の流れがシリンダ下方の速度成分を有し、シリンダ径方向外側の流れがシリンダ上方の速度成分を有する）回転方向となる。つまり、キャビティ部１２ｂの外周部への燃料噴霧２３の飛散を促進させる回転方向となる。本実施形態では、拡散燃焼を行う場合に弱い貫徹力の燃料噴霧２３を広範囲に飛散させるために、圧縮行程時（特に圧縮行程後期）に、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流２４をキャビティ部１２ｂに形成するように、スワール比を設定する。

　スワール比を変化させた場合においてシリンダ１１内（キャビティ部１２ｂ及びスキッシュエリア２２）のガス速度分布を計算した結果を図７に示す。図７（ａ）はスワール比が１．９である場合のガス速度分布を示し、図７（ｂ）はスワール比が１．０である場合のガス速度分布を示し、図７（ｃ）はスワール比が０．６である場合のガス速度分布を示す。図７において、矢印の向きがガス流れ方向を示しており、矢印の長さがガス速度の大きさを示している。計算の際には、機関回転数を１６００ｒｐｍ、圧縮比を１４とし、圧縮上死点前５°でのガス速度分布を計算している。スワール比が０．６である場合は、図７（ｃ）に示すように、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する、強い縦渦流２４がキャビティ部１２ｂに形成される。そして、スワール比が１．０である場合は、図７（ｂ）に示すように、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する、弱い縦渦流２４がキャビティ部１２ｂに形成される。一方、スワール比が１．９である場合は、図７（ａ）に示すように、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有する、強い縦渦流２４がキャビティ部１２ｂに形成される。本実施形態において、圧縮行程時（特に圧縮行程後期）に、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流２４をキャビティ部１２ｂに形成するためには、スワール比を１．０以下の範囲に調整することが好ましい。

　スワール比を１．０以下の範囲にするよう例えば０（あるいはほぼ０）にする、すなわちシリンダ１１内にスワール流を発生させないためには、例えば図８Ａに示すように、一対の吸気ポート１４をストレートポート（タンジェンシャルポート）により構成するとともに、シリンダ中心軸を通る平面１１ａに対して一対の吸気ポート１４を互いに対称に配置する。つまり、一対の吸気ポート１４において、平面１１ａに対する傾斜方向を互いに反対方向にし、平面１１ａに対する傾斜角度の大きさを互いに等しくする。図８Ａに示す構成例では、各吸気ポート１４からシリンダ１１内に流入する吸気流れにおけるスワール成分（シリンダ周方向の旋回成分）が互いに打ち消し合うことで、シリンダ１１内にスワール流は発生せず、スワール比が０（あるいはほぼ０）になる。

　また、スワール比を１．０以下の範囲にするよう例えば０．６程度の低い値にする、すなわちシリンダ１１内に弱いスワール流を発生させるためには、例えば図８Ｂに示すように、一対の吸気ポート１４をストレートポート（タンジェンシャルポート）により構成するとともに、シリンダ中心軸を通る平面１１ａに対して一対の吸気ポート１４を互いに非対称に配置する。図８Ｂに示す構成例では、一対の吸気ポート１４において平面１１ａに対する傾斜方向が互いに同方向である。一対の吸気ポート１４において平面１１ａに対する傾斜角度の大きさを互いに近づけることで、各吸気ポート１４からシリンダ１１内に流入する吸気流れにおけるスワール成分（シリンダ周方向の旋回成分）が互いに打ち消し合わず、シリンダ１１内に弱いスワール流が発生する。さらに、各吸気ポート１４の平面１１ａに対する傾斜角度の差を調整することで、スワール比の値を調整することが可能である。例えば、平面１１ａに対する各吸気ポート１４の傾斜方向が互いに同方向である場合は、各吸気ポート１４の平面１１ａに対する傾斜角度の差を大きくすることで、スワール比の値を減少させることが可能である。また、一方の吸気ポート１４をストレートポートにより構成するとともに他方の吸気ポート１４をヘリカルポート（スワールポート）により構成することによっても、シリンダ１１内に弱いスワール流を発生させることが可能であり、スワール比を１．０以下の範囲にするよう例えば０．６程度の低い値に調整することが可能である。なお、スワールコントロールバルブ（ＳＣＶ）が付いてスワール比が可変の場合は、スワールコントロールバルブが全開時のスワール比を１．０以下の範囲に調整することが好ましい。

　スワール比の計測方法を以下に示す。スワール比を計測する際には、図９Ａに示すように、ベーン式のスワールメータ２０をシリンダヘッド下面から所定距離（例えばシリンダボア径Ｄの１～１．５倍の距離）に配置する。そして、あるバルブリフトｌにおいて、スワールメータ（シリンダ）内部圧力と大気圧との差ΔＰが一定値（例えば２．４９ｋＰａ、２５４ｍｍＨ₂Ｏ）になるように空気流量ｄｍ／ｄｔを調整し、空気流量ｄｍ／ｄｔ［ｇ／ｓ］及びベーン回転数ｎ_D［ｒｐｓ］を記録する。この手順を、図９Ｂに示すようにバルブリフトｌが１ｍｍから最大リフトを超えるまで１ｍｍ間隔で行う。

　スワール比を算出する際には、まず各計測点（各バルブリフトｌ）で仮想エンジン回転数ｎ［ｒｐｓ］を計算する。仮想エンジン回転数ｎは以下の（１）式で表される。

　次に、吸気行程（ＴＤＣ～ＢＤＣ）の期間でスワール比を積算する。積算されたスワール比は以下の（２）式で表される。（２）式において、ｎ_D／ｎは各計測点から内挿して計算する。なお、Ｃ(α)／Ｃ_mはエンジン回転数に関係なくクランク角αのみの関数となる。

　また、拡散燃焼を行う場合に燃料噴霧２３の流れに影響を与えるスキッシュ流２４及び逆スキッシュ流２５の強さは、図２に示すキャビティ部１２ｂの直径（キャビティ径）Ｄｃａｖとシリンダボアの直径（シリンダボア径）Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅに応じて決まる。Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が小さすぎると、図１０Ａに示すように、スキッシュ流（縦渦流）２４が強くなりすぎることで、燃料噴霧２３がキャビティ部１２ｂの底面側へ押し付けられてキャビティ部１２ｂの底面に接触し、空気の導入が妨げられる。これによって、燃料の濃いリッチ部が局所的に形成され、その結果、スモーク濃度が増大する。スモーク濃度を抑えるためには、燃料噴射量を制限する必要があり、全負荷トルク（フル性能）が低下する。一方、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が大きすぎると、図１０Ｂに示すように、スキッシュ流（縦渦流）２４が弱くなりすぎることで、燃料噴霧２３が縦渦流２４に乗ってシリンダ径方向外側へ飛散する作用が弱くなり、マクロなスケールでの燃料と空気との混合が悪くなる。また、縦渦流２４に伴う乱流も弱くなるので、ミクロなスケールでの燃料と空気との混合も悪くなり、スートが生成される。なお、キャビティ部１２ｂの直径が深さ方向に応じて変化する場合は、Ｄｃａｖについては、キャビティ径が最も絞られて小さくなっている位置での直径で定義することが可能である。

　また、拡散燃焼を行う場合に燃料噴霧２３の貫徹力が弱いときは、燃料噴霧２３が逆スキッシュ流２５に煽られないように、噴孔１３ａからの燃料噴射方向を下向きにするのが適している。最適な燃料噴射方向は、逆スキッシュ流２５の強さに影響を受けるため、シリンダボア径Ｄｂｏｒｅに対するキャビティ径Ｄｃａｖの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅに応じて決まる。Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が小さい場合は、相対的に逆スキッシュ流２５が強いので、燃料噴射方向をより下向きにして逆スキッシュ流２５の影響をより少なくすることが好ましい。一方、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が大きい場合は、等圧縮比の条件ではキャビティ部１２ｂの深さが浅くなるので、燃料噴射方向を下向きにしすぎると燃料噴霧２３がキャビティ部１２ｂの底面に衝突し、燃料と空気との混合が悪化してスートが増大する。この場合は、逆スキッシュ流２５は弱くなっているので、燃料噴射方向を比較的広角にすることが好ましい。

　ここで、図１１Ａに示すように、シリンダ中心軸１１ｂに平行で且つキャビティ部１２ｂの側面の最大径位置を通る直線３１と、この直線３１及びシリンダ中心軸１１ｂに直交し且つキャビティ部１２ｂの底面の最大深さ位置を通る直線３２との交点を交点Ｏとし、噴孔１３ａとこの交点Ｏとを結ぶ基準噴霧軸３３を仮想的に定義する。そして、噴孔１３ａからの燃料噴射方向を、噴孔１３ａから燃料が噴射されたとき（燃料噴射開始時期、より具体的にはパイロット噴霧が噴射された後のメイン噴霧が噴射開始された時期）における噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対するシリンダ上下方向への傾斜角度θによって定義する。ここでの噴霧軸２３ａは、噴孔１３ａからの燃料噴霧２３の中心軸によって定義され、噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θについては、図１１Ａに示すように噴霧軸２３ａが基準噴霧軸３３に対してシリンダ上側へ傾斜している場合（シリンダ上側への傾斜角度）を正とし、図１１Ｂに示すように噴霧軸２３ａが基準噴霧軸３３に対してシリンダ下側へ傾斜している場合（シリンダ下側への傾斜角度）を負とする。図１２Ａに示すように、噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θが小さすぎる（下向きすぎる）と、燃料噴霧２３がキャビティ部１２ｂの底面に接触し、空気の導入が妨げられる。これによって、燃料の濃いリッチ部が局所的に形成され、その結果、スモーク濃度が増大する。一方、図１２Ｂに示すように、噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θが大きすぎる（上向きすぎる）と、キャビティ部１２ｂの底面付近の空気を燃焼に使えなくなるため、その分だけリッチ部が発生しやすく、スートが生成されやすくなる。

　キャビティ径Ｄｃａｖとシリンダボア径Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅを変化させた場合において拡散燃焼による全負荷運転時の図示平均有効圧力（ＩＭＥＰ）Ｐｉを実機の実験により測定した結果を図１３に示す。実機の実験の際には、噴孔１３ａの直径φを０．０８ｍｍ、噴孔１３ａの数を１８とし、燃料噴射時期における噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θについては、スモーク、スートの生成が抑えられるように０°に設定している。そして、機関回転数２０００ｒｐｍでは、スモークが０．８ＦＳＮに達するまで燃料噴射量を増加させ、機関回転数３２００ｒｐｍでは、スモークが１．５ＦＳＮに達するまで燃料噴射量を増加させている。図１３に示すように、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が０．７１である場合に、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉ（全負荷トルク）が最大となり、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が０．７１より大きくなっても小さくなっても全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが低下する。そして、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が０．６６を下回ると、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下し（低下幅が大幅に増加し）、全負荷トルクが急激に低下する。これは、スキッシュ流（縦渦流）２４が強くなりすぎることで、燃料噴霧２３がキャビティ部１２ｂの底面に接触して空気の導入が妨げられ、スモークが発生しやすくなるためである。また、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値が０．７６を上回ると、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下し（低下幅が大幅に増加し）、全負荷トルクが急激に低下する。これは、スキッシュ流（縦渦流）２４が弱くなりすぎることで、燃料噴霧２３が縦渦流２４に乗ってシリンダ径方向外側へ飛散する作用が弱くなり、燃料と空気との混合が悪化するためである。

　そこで、本実施形態では、キャビティ径Ｄｃａｖとシリンダボア径Ｄｂｏｒｅとの比Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅを０．６６以上且つ０．７６以下（０．６６～０．７６）の範囲に設定する。これによって、拡散燃焼を行う場合に貫徹力の弱い燃料噴霧２３を噴射しても、スキッシュ流（縦渦流）２４を利用して燃料噴霧２３の飛散範囲を広げることができ、空気との混合が悪化するのを抑えることができるので、スモークの発生を抑えることができる。その結果、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えることができ、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉ（全負荷トルク）の低下を抑えることができる。そして、拡散燃焼時のトルクの低下をさらに抑えて全負荷トルクの低下をさらに抑えるためには、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値を０．７１（あるいはほぼ０．７１）に設定することがより好ましい。

　また、燃料噴射時期における噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θを変化させた場合において拡散燃焼による全負荷運転時の図示平均有効圧力（ＩＭＥＰ）Ｐｉを実機の実験により測定した結果を図１４に示す。実機の実験の際には、噴孔１３ａの直径φを０．０８ｍｍ、噴孔１３ａの数を１８、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値を０．７１としている。そして、機関回転数２０００ｒｐｍでは、スモークが０．８ＦＳＮに達するまで燃料噴射量を増加させ、機関回転数３２００ｒｐｍでは、スモークが１．５ＦＳＮに達するまで燃料噴射量を増加させている。図１４に示すように、噴霧軸２３ａの傾斜角度θが０°である場合に、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉ（全負荷トルク）が最大となり、噴霧軸２３ａの傾斜角度θが０°より大きくなっても小さくなっても全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが低下する。そして、噴霧軸２３ａの傾斜角度θが－１°より小さくなると、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下し（低下幅が大幅に増加し）、全負荷トルクが急激に低下する。これは、燃料噴霧２３がキャビティ部１２ｂの底面に接触して空気の導入が妨げられることで、燃料の濃いリッチ部が局所的に形成され、スモークが発生しやすくなるためである。また、噴霧軸２３ａの傾斜角度θが５°より大きくなると、キャビティ部１２ｂの底面付近の空気を燃焼に使えなくなり、リッチ部が発生しやすくなる。その結果、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉが大幅に低下し、全負荷トルクが大幅に低下する。

　そこで、本実施形態では、拡散燃焼を行う場合に、噴孔１３ａから燃料が噴射されたとき（燃料噴射開始時期、より具体的にはパイロット噴霧が噴射された後のメイン噴霧が噴射開始された時期）における噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対するシリンダ上下方向への傾斜角度θを－１°以上且つ５°以下（－１°～５°）の範囲に設定する。これによって、貫徹力の弱い燃料噴霧２３を噴射しても、スキッシュ流（縦渦流）２４を利用して燃料と空気との混合を促進させることができ、スモークの発生を抑えることができる。その結果、拡散燃焼時のトルクの低下を抑えることができ、全負荷運転時の図示平均有効圧力Ｐｉ（全負荷トルク）の低下を抑えることができる。そして、拡散燃焼時のトルクの低下をさらに抑えて全負荷トルクの低下をさらに抑えるためには、噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θを０°（あるいはほぼ０°）に設定する、つまり噴霧軸２３ａを基準噴霧軸３３に一致させる（あるいはほぼ一致させる）ことがより好ましい。

　また、噴孔１３ａの直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉを計算した結果を図１５Ａに示し、噴孔１３ａの直径を変化させた場合において予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率を計算した結果を図１５Ｂ，１５Ｃに示す。ここでは、非特許文献１に開示されているサイクルシミュレーション（ＵｎｉＤＥＳ）を用いて、噴孔１３ａの直径に対する図示平均有効圧力Ｐｉの特性を計算している。計算の際には、機関回転数を２４００ｒｐｍ，２６００ｒｐｍ、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前３０°、燃料噴射量を２０．３ｍｇ、ＥＧＲ率を０％としている。機関回転数が２４００ｒｐｍや２６００ｒｐｍのような比較的高回転の条件では、混合気の形成が遅れるとＰＣＣＩは失火する。噴孔１３ａの直径が大きくなるほど、噴霧の微粒化が悪くなるので、蒸発が遅く、混合気の形成が遅れ、失火しやすくなる。噴孔１３ａの直径φが０．１０ｍｍを上回ると、機関回転数２４００ｒｐｍの条件において、図１５Ｃに示すように予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率が急激に低下し、図１５Ａに示すように予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下する。また、噴孔１３ａの直径φが０．０９ｍｍを上回ると、機関回転数２６００ｒｐｍの条件において、図１５Ｂに示すように予混合圧縮着火燃焼時の熱発生率が急激に低下し、図１５Ａに示すように予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下する。そこで、本実施形態では、予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力Ｐｉと噴孔１３ａの直径との関係に基づいて噴孔１３ａの直径を決定し、噴孔１３ａの直径を、図示平均有効圧力Ｐｉが急激に低下する前の値に設定する。予混合圧縮着火燃焼の運転範囲を広げつつ、予混合圧縮着火燃焼時のトルクを低下させないためには、噴孔１３ａの直径を０．１０ｍｍ以下に設定することが好ましい。その際に、予混合圧縮着火燃焼で熱発生率が低下する条件（例えば図１５Ｂに示す機関回転数２６００ｒｐｍ）では、拡散燃焼を行うことが好ましい。そして、予混合圧縮着火燃焼時のトルクを低下させずに、予混合圧縮着火燃焼の運転範囲をさらに広げるためには、噴孔１３ａの直径を０．０９ｍｍ以下に設定することが好ましい。さらに、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍ以下またはその近傍（例えば０．０８ｍｍ±５％の範囲）以下に設定することで、予混合圧縮着火燃焼時のトルクをさらに増大させることができる。

　また、噴孔１３ａの数が少なすぎると、燃料噴射期間が長くなり、高負荷運転時にスモーク濃度が増加しやすくなる。一方、噴孔１３ａの数が多すぎると、単位時間あたりの燃料噴射量が増大し、微少量の燃料噴射が困難になる。本実施形態において、噴孔１３ａからの燃料の流量については、従来の構成（例えば直径０．１３ｍｍの噴孔を１０個形成した場合）から大きく変化しないことが好ましく、噴孔１３ａの数については、例えば１４～２４の範囲に設定することが好ましい。

　なお、噴孔１３ａの直径０．１３ｍｍ程度のインジェクタで貫徹力の強い燃料噴霧２３を噴射して通常の燃焼を行うと、燃料噴霧２３がシリンダ壁に激しく衝突し、燃料の濃いリッチ部が局所的に形成されやすくなる。その場合における全負荷運転時のシリンダ内（キャビティ部１２ｂ及びスキッシュエリア２２）の燃料質量分率を計算した結果を図１６（ａ）～（ｃ）に示す。図１６（ａ）は圧縮上死点後２０°での燃料質量分率を示し、図１６（ｂ）は圧縮上死点後３０°での燃料質量分率を示し、図１６（ｃ）は圧縮上死点後４０°での燃料質量分率を示す。計算の際には、噴孔１３ａの直径を０．１３ｍｍ、噴孔１３ａの数を１０個、機関回転数を３２００ｒｐｍ、スワール比を１．９、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前４°としている。図１６（ｃ）に示すように、燃料の濃いリッチ部３４が局所的に形成されていることがわかる。これに対して噴孔１３ａの直径０．０９ｍｍ以下の小径のインジェクタ１３では、燃料噴霧２３の貫徹力が低下しているので、燃料噴霧２３がシリンダ壁に衝突するのを抑えることができる。その場合における全負荷運転時のシリンダ内（キャビティ部１２ｂ及びスキッシュエリア２２）の燃料質量分率を計算した結果を図１６（ｄ）～（ｆ）に示す。図１６（ｄ）は圧縮上死点後２０°での燃料質量分率を示し、図１６（ｅ）は圧縮上死点後３０°での燃料質量分率を示し、図１６（ｆ）は圧縮上死点後４０°での燃料質量分率を示す。計算の際には、噴孔１３ａの直径を０．０８ｍｍ、噴孔１３ａの数を１８個、機関回転数を３２００ｒｐｍ、スワール比を０、Ｄｃａｖ／Ｄｂｏｒｅの値を０．７１、燃料噴射開始時期を圧縮上死点前１６°（燃料噴射開始時期における噴霧軸２３ａの基準噴霧軸３３に対する傾斜角度θを０°）としている。図１６（ｄ）～（ｆ）に示すように、燃料の濃いリッチ部が局所的に形成されることなく、燃料噴霧２３を広範囲に分散できていることがわかる。

　以上の説明では、拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行う場合について説明した。ただし、本実施形態に係るディーゼルエンジンは、予混合圧縮着火燃焼を行わず、拡散燃焼だけを行う場合に対しても適用可能である。

　以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

　１０　ディーゼルエンジン、１１　シリンダ、１２　ピストン、１２ａ　頂面、１２ｂ　キャビティ部、１３　インジェクタ、１３ａ　噴孔、１４　吸気ポート、１５　排気ポート、１６　還流通路、１７　ＥＧＲ制御弁、２２　スキッシュエリア、２３　燃料噴霧、２３ａ　噴霧軸、２４　スキッシュ流（縦渦流）、２５　逆スキッシュ流、３３　基準噴霧軸。

Claims

　シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されたディーゼルエンジンであって、
　拡散燃焼を行う場合に、圧縮行程時に、ピストン頂面におけるキャビティより外周側の部分とシリンダヘッドとの間のスキッシュエリアからキャビティに流入するスキッシュ流であって、キャビティにおいて、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流を形成するスキッシュ流を発生させ、
　インジェクタは、燃料を噴孔からキャビティの外周部へ向けて噴射し、
　キャビティ径とシリンダボア径との比が０．６６～０．７６の範囲にある、ディーゼルエンジン。
　請求項１に記載のディーゼルエンジンであって、
　シリンダ中心軸に平行で且つキャビティ側面の最大径位置を通る直線と当該直線及びシリンダ中心軸に直交し且つキャビティ底面の最大深さ位置を通る直線の交点と、噴孔とを結ぶ基準噴霧軸を仮想した場合に、当該噴孔から燃料が噴射されたときの噴霧軸の基準噴霧軸に対するシリンダ上下方向への傾斜角度が、シリンダ上側への傾斜角度を正、シリンダ下側への傾斜角度を負とすると、－１°～５°の範囲にある、ディーゼルエンジン。
　シリンダ内に面するピストン頂面にキャビティが形成され、燃料を噴孔からシリンダ内へ噴射するインジェクタがキャビティの中央部に臨んで配置されたディーゼルエンジンであって、
　拡散燃焼を行う場合に、圧縮行程時に、ピストン頂面におけるキャビティより外周側の部分とシリンダヘッドとの間のスキッシュエリアからキャビティに流入するスキッシュ流であって、キャビティにおいて、シリンダ内上側の流れがシリンダ径方向内側向きの速度成分を有し、シリンダ内下側の流れがシリンダ径方向外側向きの速度成分を有する縦渦流を形成するスキッシュ流を発生させ、
　インジェクタは、燃料を噴孔からキャビティの外周部へ向けて噴射し、
　シリンダ中心軸に平行で且つキャビティ側面の最大径位置を通る直線と当該直線及びシリンダ中心軸に直交し且つキャビティ底面の最大深さ位置を通る直線の交点と、噴孔とを結ぶ基準噴霧軸を仮想した場合に、当該噴孔から燃料が噴射されたときの噴霧軸の基準噴霧軸に対するシリンダ上下方向への傾斜角度が、シリンダ上側への傾斜角度を正、シリンダ下側への傾斜角度を負とすると、－１°～５°の範囲にある、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　スワール比が１．０以下の範囲にある、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　噴孔の直径が０．１０ｍｍ以下である、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　噴孔の直径が０．０９ｍｍ以下である、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　噴孔の数が１４～２４の範囲にある、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　キャビティにおいては、外周部の深さが中央部の深さよりも大きい、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンであって、
　拡散燃焼と予混合圧縮着火燃焼とのいずれかを選択的に行う、ディーゼルエンジン。
　請求項１～３のいずれか１に記載のディーゼルエンジンにおける噴孔の直径を決定する方法であって、
　予混合圧縮着火燃焼時の図示平均有効圧力と噴孔の直径との関係に基づいて噴孔の直径を決定する、ディーゼルエンジンにおける噴孔の直径の決定方法。