JP4595273B2

JP4595273B2 - Diesel engine fuel combustion system

Info

Publication number: JP4595273B2
Application number: JP2001293057A
Authority: JP
Inventors: 一司片岡; 大輔志茂; 保幸寺沢; 寛林原
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2001-09-26
Filing date: 2001-09-26
Publication date: 2010-12-08
Anticipated expiration: 2021-09-26
Also published as: JP2003097274A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンに形成されたリエントラント型のキャビティ内に直接噴射された燃料を燃焼させるディーゼルエンジンの燃料燃焼装置に関する技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
直噴式ディーゼルエンジンにおいて、ピストンの頂部にリエントラント型のキャビティを形成したものは一般に知られている。例えば、特開平９−４１９７５号公報には、ピストンのリップ部に向けて噴射された燃料が該リップ部から当該キャビティの底部に向かうときにキャビティ側壁から剥離するように、当該キャビティ形状を定めることにより、燃料噴霧と空気との混合を良くし、煤の発生を抑えることが記載されている。
【０００３】
また、自動車技術会論文集Vol.31,No.3,July 2000第５１〜５６頁には、ピストンのリエントラント型キャビティの底部中央を***させれば、（1）圧縮行程中にリップ部下の側壁に沿って下向きに流れる縦渦が形成されること、（2）燃料を噴射すると、燃料噴霧は上記縦渦に引き込まれリップ部下の側壁に沿って下向きに回転する流れを形成すること、（3）リップ径を大きくすると逆スキッシュ流が弱まってスキッシュエリアへの混合気の流出が抑制されること、（4）上記縦渦はスワールの影響により螺旋渦となること、（5）この螺旋渦により、キャビティ内で混合気形成と燃焼が促進されること、（6）その後、混合気はスキッシュエリアに排出され、燃え残りの煤を酸化することがそれぞれ記載されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、直噴式ディーゼルエンジンの駆動運転により発生するのは、煤だけではない。すなわち、燃焼室内に吸入される空気中の窒素が酸化されることによりＮＯｘも同時に生成されるという問題がある。しかし、上記各従来のものでは、煤の排出を抑制するようにしているものの、煤だけでなくＮＯｘの生成をも同時に抑制することは困難である。
【０００５】
そこで、燃料噴霧を所定のペネトレーション（噴霧の貫徹度合い）で燃料噴射弁から噴射して、燃料噴射開始から自己着火するまでの期間たる着火遅れ期間中に、リップ部付近に燃料蒸気の領域を比較的まとまった状態で形成し、この燃料蒸気の一部を着火後の燃料ガス膨張流によりキャビティ底部へ誘導して縦渦の生成・強化を図ることにより、ＮＯｘ及び煤の双方の生成をそれぞれ低減することが考えられる。
【０００６】
一方、エンジンの負荷が比較的大きい場合、吸気の過給圧が比較的高い場合、吸気温度が比較的高い場合等には、キャビティを有する燃焼室内の温度が上昇して燃料噴霧が蒸発しやすくなる。すなわち、リップ部付近に充分な燃料蒸気の領域が形成される前に燃料噴霧は自己着火してしまうため、着火後の膨張流により燃料蒸気の一部をキャビティ底部へ充分に誘導することができず、キャビティ内に強力な上記縦渦を生成することが困難となる。その結果、上記のようなエンジンの負荷や、吸気の過給圧や、吸気温度が比較的高い場合には、ＮＯｘ及び煤の生成を有効に低減させることができないという問題がある。
【０００７】
本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、キャビティ内に生成する縦渦の強化を図るとともに、特にキャビティ内の温度が比較的高温となる運転状態のときに、縦渦を安定して強化できるようにすることにより、ＮＯｘ及び煤の双方の生成量を可及的に低減しようとすることにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、この発明では、着火により発生する膨張流により燃料蒸気の一部をキャビティ底部へ誘導して縦渦を強化するようにし、さらに、キャビティ内の温度が比較的高温となるような所定の運転状態のときには、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御することにより着火遅れ期間を所定期間以上に制御するようにした。
【０００９】
具体的には、第１の発明では、頂部に開口端に近付くに従って径が小さくなるリエントラント型のキャビティが形成されたピストンと、上記ピストンのキャビティ開口縁を形成するリップ部に向かって燃料を噴射する燃料噴射弁とを備え、上記燃料噴射弁より噴射された燃料噴霧を着火遅れ期間に上記リップ部に到達させて該リップ部付近に燃料蒸気の領域を形成し、上記燃料噴射弁の燃料噴射方向前方で燃料を着火させ、この着火による燃焼ガスの膨張流により、その着火位置前方の上記燃料蒸気を上記キャビティの周壁面に当てて該キャビティの底の方へ誘導し、火炎がキャビティの底に伝播されるように構成されたディーゼルエンジンの燃料燃焼装置が対象である。そして、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御することにより、着火遅れ期間を所定期間以上に制御する制御手段を備えている。
【００１０】
上記の発明によると、燃料噴霧が燃料噴射弁から噴射され、着火遅れ期間中にリップ部に到達することによって、該リップ部付近に燃料蒸気の領域が形成される。そして、燃料噴霧の着火位置（着火点）は、燃料蒸気の領域における燃料噴射方向上流側の位置となるため、この着火による燃焼によって着火位置から下流側へ向かって爆発的に広がる強い膨張流が生成される。
【００１１】
そして、上記燃料蒸気領域の下流側のリップ部付近の燃料蒸気は、上記膨張流によってキャビティ内周壁面（特にリップ部と、該リップ部よりもピストン径方向外側へ凹入した部分との境界付近）に当たり、キャビティ内周壁面に沿ってキャビティ底部側へ誘導されることで、強力な縦渦が生成される。さらに、キャビティ底部に誘導された燃料を追いかけて火炎が伝播していくことで、さらに縦渦が成長していく。
【００１２】
この縦渦の流れとともに、火炎もリップ部からキャビティ底部へ回り込む。これにより、ヒートスポット（局所的な高温領域）がリップ部付近からキャビティ底部へ広がる一方、リップ部付近では燃料蒸気が少なくなるので、リップ部付近のヒートスポットは速やかに消滅していく。すなわち、燃料噴射終了までにキャビティ内の最高温度部位がリップ部からキャビティ底部側へ移行して分散する。
【００１３】
従って、ヒートスポットがキャビティ内の特定位置で長時間存在するのを防止し、あるいはヒートスポットを早く消滅させるため、ＮＯｘの生成量を効果的に低減させることができる。さらに、縦渦が強化されることにより、キャビティ内における燃料と空気との混合と、燃焼後半での燃焼ガスと空気との混合とがそれぞれ促進されるため、煤の生成量を有効に低減させることができる。
【００１４】
ところで、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合には、キャビティ内部の雰囲気温度が上昇し、燃料噴霧が蒸発して燃焼しやすくなる。これに対して、この発明では、そのようにキャビティ内の雰囲気温度が比較的高温となるような運転状態のときには、制御手段により、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御することによって加圧圧縮によるキャビティ内の空気の高温化が抑制され、着火遅れ期間が所定期間以上となるように制御されるため、リップ部付近に充分な燃料蒸気の領域を形成することができる。そして、その後に、燃料噴霧が自己着火するので、着火後の膨張流によりリップ部付近における燃料蒸気の一部をキャビティ底部へ有効に誘導することができる。その結果、キャビティ内に強力な縦渦を生成してＮＯｘ及び煤の生成を低減させることができる。
【００１５】
第２の発明では、上記第１の発明において、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変動弁機構を備える一方、制御手段は、上記可変動弁機構の閉弁時期を制御することを特徴とする。
【００１６】
上記の発明によると、例えばエンジンが高回転高負荷状態にあるとき、制御手段は、可変動弁機構の閉弁時期を制御して、吸気弁の閉弁時期を遅角側に所定角度だけシフトする（吸気弁の遅閉じ）。そのとき、燃焼室内部の混合気の一部が、圧縮行程初期に上昇するピストンにより吸気通路に押し戻される。このことにより、キャビティ内の吸気量が減少するため、このキャビティ内で空気が過剰に加圧圧縮されて高温となるのを抑制することができる。つまり、着火遅れ期間を適正に維持することができる。
【００１７】
第３の発明では、上記第１又は２の発明において、制御手段は、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、燃料噴射弁の燃料噴射圧を所定値以上に制御することを特徴とする。
【００１８】
上記の発明によると、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合には、上述のように、キャビティ内部の雰囲気温度が上昇するため、着火遅れ期間は短くなる。これに対して、この発明では、そのようにキャビティ内の雰囲気温度が比較的高温となるような運転状態のときには、制御手段により燃料噴射弁からの燃料噴射圧が所定値以上となるように制御されるため、燃料噴霧のペネトレーション（噴霧の貫通度合い）を増大させて、リップ部付近に充分な燃料蒸気の領域を形成することができる。従って、その後の燃料噴霧の自己着火により膨張流を生成し、キャビティ内に強力な縦渦を生成してＮＯｘ及び煤の生成を効果的に低減させることができる。
【００１９】
第４の発明では、上記第１〜３のいずれか１つの発明において、燃料噴射弁の燃料噴射開始から０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離と定義したときのペネトレーションＳｐと、上記燃料噴射弁の燃料噴霧のコーン角Θと、キャビティのリップ部における最小口径Ｄlip とが次式
Ｄlip ＝ｋ×Ｓｐ×sin(Θ／２)
（但し、ｋ＝１．４〜１．８）
を満足する関係にあることを特徴とする。
【００２０】
すなわち、本発明は、燃料噴射弁からリップ部に向けて燃料を噴射し、燃料の着火遅れ期間に燃料噴霧をリップ部に到達させて該リップ部付近に燃料蒸気が形成されるようにしようとするものである。そのために、キャビティの最小口径Ｄlip は、燃料噴射開始から、中負荷運転時の代表的な着火遅れ期間である０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離Ｓｐ（噴霧のペネトレーション）に基づいて決定される。このＳｐにsin(Θ／２)を乗じているのは、燃料がコーン角Θをもって噴射されることから、燃料噴霧の水平方向での到達距離を求めるためである。
【００２１】
ところで、上記ｋ値が１．４未満であって、キャビティの最小口径Ｄlip が相対的に小さくなり過ぎると、燃料噴射弁から液状噴流として噴射された燃料は、リップ部に到達するまでに充分に***しないため、不完全な噴霧状態となる。従って、燃料蒸気の形成も不充分となって、上記燃焼ガスの膨張流が有効に働かない。さらに、燃料噴霧のコア（燃料噴射弁から噴射された燃料噴霧の中に存在する液柱部分又は燃料濃度が非常に高い部分）がリップ部に衝突して燃焼を悪化させて出力が低下するので、ＮＯｘ生成量が少なくなるとしても、煤の生成量は多くなってしまう。
【００２２】
一方、上記ｋ値が１．８を越えて、上記Ｄlip が相対的に大きくなり過ぎると、着火点からリップ部までの距離が遠くなるため、着火による燃焼ガスの膨張流がその前方の燃料蒸気に作用したとしても、その燃料蒸気は、リップ部に当たる前に周囲に分散する。従って、燃料蒸気を膨張流によってキャビティ底の方へ誘導することができないため、ＮＯｘ発生量が増えてしまう。
【００２３】
したがって、このことから、上記ｋ値として、ｋ＝１．４〜１．８であることが望ましい。さらに、このような観点から、上記ｋ値として、ｋ＝１．５〜１．７とすることがより好ましい。
【００２４】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明の実施形態に係る燃料燃焼装置を備える直噴式ディーゼルエンジンの構成を概略的に示している。同図において、２はシリンダブロック、２ａはシリンダブロック２に形成されたシリンダ、１はシリンダ２ａ内に設けられたピストンである。また、３はシリンダブロック２の上部に組み付けられたフラット型のシリンダヘッドである。
【００２５】
ピストン１の頂部には開口端に近付くに従って径が小さくなる凹状のリエントラント型のキャビティ８が形成されている。図３にも拡大して示すように、１１はキャビティ８の開口縁を形成するようにピストン頂面部において内方へ突出する環状のリップ部、１２は該リップ部１１に続いてピストン径外方向に凹入した環状凹入部である。また、ピストン１には、キャビティ８の底部中央において該キャビティ８の開口に向かって***した凸部１３が形成されている。
【００２６】
シリンダヘッド３の下部には、燃料噴射弁９がその先端の噴射ノズル１０がシリンダ２ａ内に臨んだ状態で取付固定されている。図４にも示すように、燃料噴射弁９は、燃料を、噴射ノズル１０からリップ部１１に向かって放射状に例えば６方向へそれぞれ均等に噴射することによって、キャビティ８内に燃料を直接噴射するためのものである。この燃料噴射弁９は、クランク軸（図示省略）の回転角度を検出する電磁式のクランク角センサ２２や、アクセルペダルの開度（アクセル操作量）を検出するアクセル開度センサ２３等の出力信号に基づいて、コントロールユニット（以降、ＥＣＵという）４０により作動制御されるようになっている。また、燃料噴射弁９は、燃料をその噴射圧以上の高圧状態で貯留するコモンレール（図示省略）に接続されており、このコモンレールに内部の燃料圧力を検出する燃料圧力センサ２９が配設されている。
【００２７】
４はシリンダヘッド３の下部に形成されてキャビティ８内に空気を供給するための吸気ポート（ヘリカルポート）であり、５は同様にシリンダヘッド３の下部に形成されてキャビティ８内から排気ガスを排出するための排気ポートである。図２に示すように、吸気ポート４及び排気ポート５は、それぞれ例えば２つずつ設けられている。吸気ポート４には直立型の吸気バルブ６が、また排気ポート５には同様の排気バルブ７がそれぞれ設けられている。
【００２８】
吸気バルブ６及び排気バルブ７は、シリンダヘッド３に配設された２本のカム軸３１，３１がタイミングベルトを介してクランク軸（図示省略）により回転駆動されることにより、複数の各気筒毎に所定のタイミングでそれぞれ開閉作動されるようになっている。また、吸気側のカム軸３１には、クランク軸に対する回転位相を所定の角度範囲において連続的に変化させることにより、吸気弁の閉弁時期を可変とする公知の可変動弁機構３３（Valiable Valve Timing：以下、ＶＶＴと略称する）が付設されていて、このＶＶＴ３３の作動により吸気バルブ６の開閉作動時期が変更されるようになっている。
【００２９】
ＶＶＴ３３は、その概略構造を図６に示すように、カム軸３１の端部に固定されたロータ３３ａと、このロータ３３ａを覆うように配置されてスプロケット３３ｂに固着して設けられたケーシング３３ｃとからなる。ロータ３３ａの外周には外方に向かって放射状に突出する４つのベーンが設けられ、一方、ケーシング３３ｃの内周には内方に向かって延びる４つの区画壁が設けられている。そして、それらのベーンと区画壁との間に複数の油圧作動室３３ｄ，３３ｅ，…がそれぞれ形成され、これらの油圧作動室３３ｄ，３３ｅ，…に作動油として供給されるエンジンオイルの油圧がオイルコントロールバルブ３３ｆ（以下、ＯＣＶという）によって調整されることにより、ロータ３３ａとケーシング３３ｃ、即ちカム軸３１とスプロケット３３ｂとが相対的に回動されて、カム軸３１のクランク軸に対する回転位相が連続的に変更される。ＯＣＶ３３ｆは、ＥＣＵ４０により制御されるようにしている。
【００３０】
より詳しくは、ＶＶＴ３３の油圧作動室は、周方向に交互に配置された進角側及び遅角側の油圧作動室３３ｄ，３３ｅ，…からなり、その進角側の油圧作動室３３ｄ，３３ｄ，…の油圧力が増大すると、ロータ３３ａはケーシング３３ｃに対してカム軸３１の回転する向き（図６中に矢印Ａで示す）に回動され、これにより、図７に破線で示すように、吸気バルブ６の開弁時期IO及び閉弁時期ICが進角側にシフトされる。また、反対に、遅角側の油圧作動室３３ｅ，３３ｅ，…の油圧力が増大すると、ロータ３３ａはケーシング３３ｃに対しカム軸３１の回転する向きとは反対に回動され、これにより、図７に仮想線で示すように、吸気バルブ６の開弁時期IO及び閉弁時期ICが遅角側にシフトされる。
【００３１】
尚、図７において、例えば吸気バルブ６について開弁時期IO、閉弁時期ICとは、それぞれ図示の如く緩衝部を除いた弁揚程曲線の始端及び終端のことである。
【００３２】
また、図１に示すように、吸気ポート４，４には吸気通路２４，２４がそれぞれ接続される一方、排気ポート５，５には排気通路２５，２５がそれぞれ接続されている。吸気通路２４，２４における空気の吸入方向上流側は、サージタンク２１に連通状態でそれぞれ接続されている。つまり、各吸気通路２４，２４は、サージタンク２１で合流するようにしている。また、サージタンク２１には、後述のターボ過給機４１により圧送される吸気の圧力状態を検出する過給圧センサ２７と、吸気の温度状態を検出する吸気温センサ２８とがそれぞれ配設されている。
【００３３】
そして、同図にも示すように、吸気通路２４には、空気の吸入方向上流側から順に、後述のタービン４３により駆動されて吸気を圧縮するブロワ４２と、ブロワ４２により圧縮した吸気を冷却するインタークーラ３５と、バタフライバルブからなる吸気絞り弁２６とがそれぞれ設けられており、吸気絞り弁２６は、アクセル開度センサ２３の出力に応じてＥＣＵ４０により開閉制御するようにしている。
【００３４】
さらに、２本の吸気通路２４，２４のうち一方には、その一方の吸気通路２４内の吸気の流通量を変更するためのスワール制御弁３０が設けられている。スワール制御弁３０は、例えばバタフライバルブからなるもので、アクチュエータにより駆動されて開閉される。そして、図２に示すように、このスワール制御弁３０が完全に閉じられることにより、吸気は他方の吸気通路２４のみからキャビティ８に流入して、キャビティ８内に、図４中に矢示されるような比較的強いスワールを生成するように構成されている。
【００３５】
そして、スワール制御弁３０が、完全に閉じた状態から徐々に開くに連れて、２本の吸気通路２４，２４の双方から吸気が流入するようになり、吸気のタンブル成分が強まるとともに、スワール成分が弱まるようになっている。このスワール制御弁３０は、ＥＣＵ４０によって、例えばエンジン回転数Ｎｅが比較的小さいときに、その弁開度を小さくしてスワールを強化するように制御される。
【００３６】
一方、排気通路２５には、排気流により回転駆動されるタービン４３が配設されている。このタービン４３と吸気通路２４のブロワ４２とは、回転軸４４に回転一体にそれぞれ取付固定されている。そして、排気流によるタービン４３の回転に伴ってブロワ４２が回転することによって、吸入空気を、加圧した状態でサージタンク２１へ供給するようにしている。このブロワ４２と、タービン４３と、回転軸４４とによってターボ過給機４１が構成されている。
【００３７】
そして、本実施形態に係る燃料燃焼装置は、燃料噴射弁９より噴射された燃料噴霧を、燃料噴射開始から自己着火するまでの期間たる着火遅れ期間にリップ部１１に到達させて、このリップ部１１付近に燃料蒸気１６の領域を形成するように構成されている。さらに、この燃料噴射弁９の燃料噴射方向前方の所定位置で燃料を着火させ、この着火による燃焼ガスの膨張流により、その着火位置前方の燃料蒸気をキャビティ８の内周壁面に当てて該キャビティ８の底の方へ誘導し、火炎がキャビティ８の底に伝播されるように構成されている。
【００３８】
すなわち、上記ディーゼルエンジンの燃料燃焼装置は次のように構成されている。燃料噴射弁９の燃料噴射開始から０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離Ｓｐ（ペネトレーション）と、該燃料噴射弁９の燃料噴霧のコーン角Θと、上記キャビティ８の上記リップ部１１における最小口径（以下、リップ径という。）Ｄlip とは、次式を満足する関係にある。
【００３９】
Ｄlip ＝ｋ×Ｓｐ×sin(Θ／２) ……（１）
但し、ｋ＝１．４〜１．８であり、ｋ＝１．５〜１．７であることがさらに好ましい。また、上記コーン角Θ＝１５３〜１５７度であることが好ましく、Θ＝１５４〜１５６度であることがさらに好ましい。
【００４０】
ここで、燃料噴射開始からの時間０．４２ｍｓは、エミッション運転モード（中負荷運転時）での代表的な着火遅れ期間である。また、ペネトレーションＳｐとは、燃料噴霧の貫徹度合い（貫徹力ともいう）であって、着火遅れ期間（例えば上記０．４２ｍｓ）に形成された燃料噴霧の噴射方向長さ、つまり噴射ノズル１０から燃料噴霧先端までの到達距離により表される。
【００４１】
本発明は、燃料噴射弁９からリップ部１１に向けて燃料を噴射し、燃料の着火遅れ期間に燃料噴霧をリップ部１１に到達させて該リップ部１１付近に燃料蒸気１６が形成されるようにしようとするものである。そのために、キャビティ８の最小口径Ｄlip は、燃料噴射開始から、着火遅れ期間０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離Ｓｐ（ペネトレーション）に基づいて決定される。このＳｐにsin(Θ／２)を乗じているのは、燃料がコーン角Θをもって噴射されることから、燃料噴霧の水平方向での到達距離を求めるためである。
【００４２】
到達距離Ｓｐは、定容器実験（燃料噴射圧力８０ＭＰａ，雰囲気圧力２．５ＭＰａ，温度２０℃）により求められる。定容器実験データがない場合には広安の式から見積もることができる。広安の式は、到達距離Ｓｐと燃料噴射弁９のノズル径とを関係付ける実験式であり、それは次の通りである。
【００４３】
Ｓｐ＝Spb＋2.95×(ΔP×10^６/ρf)^０．２５×(Dn×(t-tb))^０．５
Spb＝0.39×(2×ΔP×10^６/ρf)^０．５×tb
tb＝28.65×(ρf×Dn×10^−３)/(ρA×ΔP×10^６)^０．５/10^−３
但し、ΔP：容器圧力と噴射圧力との差圧(ＭＰａ)、ρf：軽油密度(kg/ｍ^３)、Dn：ノズル径(mm)、t：噴射開始後の時間（０．４２ｍｓ）、ρA：容器空気密度である。
【００４４】
シリンダボア径Ｂは次式を満足する関係にある。
【００４５】
Ｂ＝Ｋ×Ｄlip ……（２）
但し、Ｋ＝１．８〜２．５であることが好ましく、Ｋ＝２．０〜２．３であることがさらに好ましい。
【００４６】
例えば、到達距離Ｓｐ＝２７ｍｍ、コーン角Θ＝１５４度の場合、リップ径Ｄlip ＝３８．９４〜４４．２０ｍｍとし、ボア径Ｂ＝７７．８７〜１００．３３ｍｍとすることになる。凸部１３の高さはリップ径Ｄlip の０．２〜０．２５倍程度とすればよい。
【００４７】
上記燃料噴霧の噴霧角θ＝１５〜２４度であることが好ましく、θ＝１８〜２３度がさらに好ましい。上記燃料噴射弁９の燃料噴射圧Ｐ＝５０ＭＰａ以上であることが好ましく、Ｐ＝８０ＭＰａ以上であることがさらに好ましい。噴射圧の上限は例えば１５０ＭＰａ、さらには２００ＭＰａとすることができる。
【００４８】
燃料噴射弁９より噴射された燃料噴霧が上記ピストンのキャビティ８のリップ部１１に最初に到達した時点の、該リップ部１１おける燃料噴霧の運動量に対するスワールの運動量の比は０．９〜１．５であることが好ましく、この運動量比は１．１〜１．３であることがさらに好ましい。この運動量比は次式によって求めることができる。
【００４９】
運動量比＝((ρa/ρao)×Va)/((ρs/ρso)×Vs) ……（３）
但し、ρa：充填空気密度、ρao：標準状態での空気密度、Va：圧縮行程上死点でのリップ部１１の部位のスワール速度、ρs：定容器実験での燃料噴霧の密度、ρso：標準状態での燃料噴霧の密度、Vs：定容器実験でのリップ部到達時の噴霧速度である。標準状態は２０℃、１気圧（0.1013ＭＰａ)である。
【００５０】
ここに、ρa/ρao＝(Ｐin/101.3)/(Ｔin/293.3)、
Va＝ρa×ＳＲi×(Ｄlip/Ｂ/2))^２×(Ｎ×２π/60)×Ｄlip、
である。ρs/ρso＝１とすることができる。
【００５１】
但し、Ｐin：吸気マニホールド内圧力(ｋＰａ)、Ｔin：吸気マニホールド内温度、ＳＲi：リグテストでのスワール比、Ｎ：エンジン回転数(ｒｐｍ)である。
【００５２】
次にｋ値がＮＯｘ生成量に与える影響について説明する。すなわち、上記（１）式から明らかなように、ｋ値の大小はリップ径Ｄlip の大小として反映され、到達距離Ｓｐを一定とすると、縦渦の強さに影響を与える。そこで、ｋ値を変化させたときのＮＯ生成量を調べた。その結果は図５に示されている。
【００５３】
同図において、ｋ＝１．９のデータは、リエントラント率Ｒ＝１で且つキャビティ８中央の凸部１３がないＰＡＮ（平鍋）型のものである。なお、リエントラント率Ｒはキャビティ８の最大内径をＤmax とするときの、Ｄlip／Ｄmax値である。ｋ＝１．７３のデータは、リエントラント率Ｒ＝１．７３／１．９でキャビティ８中央に凸部１３を有するリエントラント型のものである。ｋ＝１．６５及びｋ＝１．５４の各データは、凹入部１２のリップ部１１からの凹入量Ｒｅ（図３（Ｂ）参照）をｋ＝１．７３のものと同じにしたリエントラント型のものである。
【００５４】
図５によれば、ｋ値が小さくなるに従ってＮＯ生成量が減少している。これは、リップ径が小さくなることによって燃焼初期の燃焼ガスの膨張流がキャビティ８内周壁面に強く作用し、縦渦が促進されること、さらに、凹入部１２と凸部１３との距離が近くなり、縦渦を生じ易くなるためである。
【００５５】
しかしながら、上記ｋ値が１．４未満であって、キャビティ８の最小口径Ｄlip が相対的に小さくなり過ぎると、燃料噴射弁９から液状噴流として噴射された燃料は、リップ部１１に到達するまでに充分に***しないため、不完全な噴霧状態となる。従って、燃料蒸気１６の形成も不充分となって、膨張流が有効に働かない。さらに、燃料噴霧のコア（燃料噴射弁９から噴射された燃料噴霧の中に存在する液柱部分又は燃料濃度が非常に高い部分）がリップ部１１に衝突して燃焼を悪化させて出力が低下するので、ＮＯｘ生成量は少なくなるとしても、煤の生成量は多くなってしまう。
【００５６】
一方、ｋ値が１．８を越えて、最小口径Ｄlip が相対的に大きくなり過ぎると、着火点からリップ部１１までの距離が遠くなるため、膨張流がその前方の燃料蒸気１６に作用したとしても、その燃料蒸気１６は、リップ部１１に当たる前に周囲に分散する。従って、燃料蒸気１６を膨張流によってキャビティ底の方へ誘導することができないため、ＮＯｘ発生量が増えてしまう。
【００５７】
このことから、上記ｋ値として、ｋ＝１．４〜１．８であることが望ましい。さらに、このような観点から、上記ｋ値として、ｋ＝１．５〜１．７とすることがより好ましい。
【００５８】
そして、本実施形態に係る燃料燃焼装置は、エンジン負荷が所定負荷以上である場合（換言すれば、燃料噴射量Ｑｂが所定の噴射量Ｑ_０以上である場合）と、ターボ過給機４１により吸気に加えられる過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上である場合と、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上である場合とのいずれかの場合に、着火遅れ期間を所定期間以上に制御する制御手段を備えている。制御手段は、上述のＶＶＴ３３の閉弁時期を制御するＥＣＵ４０から構成されている。そして、ＶＶＴ３３は、吸気バルブ６の閉弁時期ICを変更することによって、シリンダ２ａ内（つまり、キャビティ８内）への吸気量を減少させるように構成されている。そして、このことにより、シリンダ２ａ内の吸気圧を低下させて、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御するようにしている。
【００５９】
さらに、制御手段は、上記のような、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上である場合と、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上である場合とのいずれかの場合に、燃料噴射弁９の燃料噴射圧Ｐｒを所定値Ｐｒ_０以上に制御するように構成されている。燃料噴射圧Ｐｒは、燃料圧力センサ２９により検出されるコモンレール（図示省略）内の燃料圧力である。そして、燃料噴射圧Ｐｒは、コモンレールに燃料を供給する図外の高圧供給ポンプの作動を制御することにより変更されるようにしている。
【００６０】
次に、図３（Ａ）〜（Ｃ）を参照して、本発明のディーゼルエンジンの燃焼コンセプトについて説明する。同図（Ａ）に着火遅れ期間の状態を示すように、キャビティ８に縦渦（キャビティ８のリップ部１１から凹入部１２、最深部、凸部１３を経て再びリップ部１３に至る流れ）が実質的に生じていないときに、燃料噴射弁９から燃料をピストン１のリップ部１１に向かうように噴射する。この燃料の着火遅れ期間に燃料噴霧１５をリップ部１１に到達させて該リップ部１１付近に燃料蒸気１６の領域を形成する。そして、この燃料蒸気溜まりの領域における燃料噴射方向上流側の位置で燃料蒸気１６に着火させる。着火点を同図（Ａ）中に★印で示す。尚、着火点が燃料蒸気１６領域の上流側に位置する理由は、圧縮行程では強力な縦渦が形成されないため、燃料がリップ部１１近傍において過リッチとなる一方、リップ部１１からやや離れた所が着火に適した濃度になるためと考えられる。
【００６１】
この場合、噴霧のペネトレーションＳｐを大きくすることにより、リップ部１１付近に燃料蒸気１６の領域を形成することができる。このことは、次に述べる膨張流によって燃料蒸気１６を凹入部１２の方へ多量に誘導する上で有利になる。また、コーン角Θを大きくする（Θ＝１５３〜１５７度とする）方がリップ部１１の付近に燃料蒸気１６の領域を形成する上で有利になる。
【００６２】
同図（Ｂ）に燃焼初期状態を示すように、上記着火により下流側へ向かって爆発的に広がる強い膨張流が生成される。そして、燃料蒸気領域の下流側（着火位置前方）のリップ部付近の燃料蒸気１６は、燃焼ガス１７の膨張流によってキャビティ８内周壁面（特にリップ部１１と、該リップ部１１よりもピストン１径方向外側へ凹入した凹入部１２との境界付近）に当たる。そして、この燃料蒸気１６がキャビティ８内周壁面に沿ってキャビティ８の底部側へ誘導されることで、強力な縦渦が生成される。さらに、キャビティ８の底部に誘導された燃料を追いかけて火炎が伝播していくことで、さらに縦渦が成長していく。
【００６３】
この場合、上記噴霧ペネトレーションＳｐを大きくすると、噴射方向前方への膨張流が大きくなり、縦渦の促進に有利になる。また、リップ径Ｄlip は小さい方が膨張流をキャビティ８内周壁面に強く当てて燃料蒸気をキャビティ底の方へ誘導する上で有利になる。但し、リップ径Ｄlip が小さくなりすぎると、エンジンの最高出力が低くなるため、リップ径Ｄlip はボア径Ｂの１／２よりも大きい方が好ましい。
【００６４】
同図（Ｃ）に燃焼後期の状態を示すように、キャビティ８中央部の凸部１３により、キャビティ底の最も深い部位からの燃焼ガス１７の当該凸部１３の立ち上がり面に沿った巻き上げを促進する。
【００６５】
以上により、燃料噴射終了までにキャビティ８内の最高温度部位をリップ部１１よりもキャビティ８の底部側に移行させるものである。従って、ヒートスポットがキャビティ８内の特定部位で大きくならず、また、ヒートスポットの消滅が早くなり、ＮＯｘの低減が図れる。また、燃焼後期の上記巻き上げによって燃焼ガス１７とキャビティ８中央部上方に残存する酸素との混合が進み、さらには燃焼ガス１７がスキッシュエリアに流れるため、空気利用率が高まって、当該燃焼ガス１７中の煤の再燃焼が促進され、煤排出量が低減する。
【００６６】
次に、図８に示すフローチャートを参照して、本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの燃料燃焼制御の具体的な処理手順について説明する。まず、スタート後のステップＳ１において、クランク角センサ２２、アクセル開度センサ２３、過給圧センサ２７、吸気温センサ２８、燃料圧力センサ２９等の各種センサからの出力信号が、ＥＣＵ４０に入力される。
【００６７】
続いて、ステップＳ２において、ＥＣＵ４０によって、クランク角センサ２２からの出力に基づいてエンジン回転数Ｎｅが演算され、またアクセル開度センサ２３からの出力に基づいて目標トルク（エンジンの負荷状態）が演算される。
【００６８】
そして、これらエンジン回転数Ｎｅ及び目標トルクに基づいて、ＥＣＵ４０により基本燃料噴射量Ｑｂが演算されてセットされる。この基本燃料噴射量Ｑｂのセットは、予めＥＣＵ４０のメモリに記録されている燃料噴射量のマップに基づいて行われる。尚、燃料噴射量マップは、エンジンの負荷状態及びエンジン回転数Ｎｅの変化に応じて実験的に決定した基本燃料噴射量Ｑｂの最適値が記録されており、この基本燃料噴射量Ｑｂは目標トルク（エンジンの負荷状態）が大きいほど、またエンジン回転数が高いほど、大きくなるように設定されている。
【００６９】
また、エンジン回転数Ｎｅ及び目標トルクに基づいて、ＥＣＵ４０により基本噴射時期Ｉｂが演算されてセットされる。この基本噴射時期Ｉｂのセットは、予めＥＣＵ４０のメモリに記録されている噴射時期のマップに基づいて行われる。さらに、燃料噴射弁９から噴射される燃料噴霧の基本噴射圧Ｐｂが、基本燃料噴射量Ｑｂと、エンジン回転数Ｎｅとに基づいてＥＣＵ４０により演算される。この基本噴射圧Ｐｂのセットも、予めＥＣＵ４０のメモリに記録されている燃料噴射圧のマップに基づいて行われる。尚、この燃料噴射圧マップにおいて、基本燃料噴射圧Ｐｂは、基本燃料噴射量Ｑｂが大きいほど、またエンジン回転数Ｎｅが高いほど、大きくなるように設定されている。このようにして、ステップＳ２において、基本燃料噴射量Ｑｂ、基本噴射時期Ｉｂ及び基本噴射圧Ｐｂがそれぞれセットされた後、ステップＳ３へ進む。
【００７０】
ステップＳ３では、エンジン回転数Ｎｅ及び目標トルクに基づいて、ＥＣＵ４０により吸気バルブ６の基本動弁時期Ｉｖｂ、すなわち開弁時期IO及び閉弁時期ICがそれぞれ演算される。この基本動弁時期Ｉｖｂのセットについても、予めＥＣＵ４０のメモリに記録されている動弁時期のマップ（ＶＶＴマップ）に基づいて行われる。尚、ＶＶＴマップは、エンジンの負荷状態及びエンジン回転数Ｎｅの変化に応じて実験的に決定した基本動弁時期Ｉｖｂの最適値が記録されており、例えばアイドリング状態ではやや遅角側に、また高負荷状態ではやや進角側にというように、基本動弁時期Ｉｖｂがきめ細かく設定されている。
【００７１】
その後、ステップＳ４に進んで、上記ステップＳ２で演算された基本噴射量Ｑｂが、所定のしきい値たる噴射量Ｑ_０以上であるか否かが判断される。換言すれば、エンジン負荷が所定値以上であるか否かが判断される。そして、基本噴射量Ｑｂが所定の噴射量Ｑ_０以上であって（エンジン負荷が所定値以上であって）ＹＥＳと判断された場合、ステップＳ５に進む。
【００７２】
ステップＳ５では、キャビティ８内に実際に燃料噴射弁９から噴射される燃料噴射圧Ｐｒを、基本噴射圧Ｐｂに所定圧ΔＰｒ増加させることによって所定値Ｐｒ_０以上となるように補正した後、ステップＳ６に進む。
【００７３】
ステップＳ６において、吸気バルブ６の目標となる動弁時期Ｉｖを演算する。すなわち、まずＥＣＵ４０のマップから、吸気バルブの開閉弁時期が標準となる状態（図７の実線）で各運転状態に応じて設定された基本有効圧縮比を求める。そして、その有効圧縮比が所定値以下となり、キャビティ８内温度が比較的低温となってＮＯｘの生成が抑制されるように、動弁時期の変化量ΔＩｖをＥＣＵ４０により演算する。こうして、この変化量ΔＩｖを、基本動弁時期Ｉｖｂに対して加える補正を行うことで、動弁時期Ｉｖを求める（Ｉｖ＝Ｉｖｂ＋ΔＩｖ）。すなわち、例えば図７に仮想線（２点鎖線）で示されるように、基本動弁時期Ｉｖｂが全体として遅角側にシフトされるため、吸気バルブ６の閉弁時期ICも、同様に遅角側にシフトする。
【００７４】
尚、この場合、ディーゼルエンジンでは、吸気開弁時期を進角するように動弁時期を制御すると、ピストン１と吸気バルブ６とが緩衝しやすくなるため、吸気バルブ６のリフト量は、この緩衝期間中で吸気バルブ６がピストン１と緩衝しないように設定される。
【００７５】
その後、ステップＳ７に移行し、上記ステップＳ６で求めた動弁時期Ｉｖに基づいて、ＥＣＵ４０からＶＶＴ３３のＯＣＶ３３ｆへ作動指令となる信号を出力して、このＶＶＴ３３を駆動させる。引き続いて、ステップＳ８において、基本噴射時期Ｉｂ、基本噴射量Ｑｂ及び燃料噴射圧Ｐｒに基づいて、ＥＣＵ４０により燃料噴射弁９からの燃料噴射が実行される。このとき、燃料噴射弁９からの燃料噴射圧が大きくされてペネトレーションＳｐが増大する一方、動弁時期が遅角側にシフトされて有効圧縮比が減少する。その後、リターンする。
【００７６】
ところで、上記ステップＳ４において、ステップＳ２で演算された基本噴射量Ｑｂが、所定のしきい値たる噴射量Ｑ_０未満であって（エンジン負荷が所定値未満であって）ＮＯと判断された場合、ステップＳ９に進む。ステップＳ９では、過給圧センサ２７により検出された過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上であるか否かが判断される。そして、その過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上であって、ＹＥＳと判断された場合には、上記ステップＳ５以降の制御が行われる。
【００７７】
一方、ステップＳ９において、過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０未満であって、ＮＯと判断された場合には、ステップＳ１０へ進む。このステップＳ１０では、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上であるか否かが判断される。そして、その吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上であってＹＥＳと判断された場合には、上記ステップＳ５以降の制御が行われる。
【００７８】
ステップＳ１０において、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０未満であって、ＮＯと判断された場合には、ステップＳ７以降の制御が行われる。すなわち、ステップＳ７で基本動弁時期Ｉｖｂに基づいてＶＶＴ３３を駆動させる。引き続いて、ステップＳ８において、基本噴射時期Ｉｂ、基本噴射量Ｑｂ及び基本噴射圧Ｐｂに基づいて、ＥＣＵ４０により燃料噴射弁９からの燃料噴射が実行される。このとき、ペネトレーションＳｐ及び有効圧縮比は、補正されずに、基本噴射圧Ｐｂ及び基本動弁時期Ｉｖｂに基づいて通常の大きさとされる。
【００７９】
以上のように、本実施形態によれば、着火遅れ期間中に形成された燃料蒸気領域におけるリップ部１１付近の燃料蒸気１６が、着火により発生する膨張流によって、キャビティ８内周壁面に沿ってキャビティ８底部側へ誘導されるため、強力な縦渦を生成することができる。さらに、キャビティ８底部に誘導された燃料を追いかけて火炎が伝播するので、さらに縦渦を成長させることができる。そして、この縦渦により火炎がキャビテイ８底部側へ伝播して、ヒートスポットがリップ部１１付近からキャビティ８底部へ広がる一方、リップ部１１付近では燃料蒸気１６が少なくなるので、リップ部１１付近のヒートスポットは速やかに消滅していく。したがって、燃料噴射終了までにキャビティ８内の最高温度部位がリップ部１１付近からキャビティ８底部側へ移行して分散させることができる。
【００８０】
すなわち、ヒートスポットがキャビティ８内の特定位置で長時間存在するのを防止し、さらにはヒートスポットを早く消滅させるため、ＮＯｘの生成量を効果的に低減させることができる。加えて、縦渦が強化されることによって、キャビティ８内における燃料と空気との混合と、燃焼後半での燃焼ガスと空気との混合とがそれぞれ促進されるため、煤の生成量を有効に低減させることができる。
【００８１】
エンジン負荷が所定値未満になって、燃焼によるＮＯｘの生成量が比較的少なくなるときに、キャビティ８内のスワールが、スワール制御手段によって縦渦よりも優先して強化される。このことで、強化されたスワールによりキャビティ８内における燃料と空気との混合と、燃焼後半での燃焼ガスと空気との混合とが、それぞれより一層促進されるので、煤の生成を効果的に抑制することができる。
【００８２】
そのことに加えて、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上である場合と、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上である場合とのいずれかの場合には、キャビティ８内部の雰囲気温度が上昇し、燃料噴霧が蒸発して燃焼しやすくなるが、本発明では、そのようにキャビティ８内の雰囲気温度が比較的高温となるような運転状態のときに、制御手段により着火遅れ期間が所定期間以上となるように制御されるため、リップ部１１付近に充分な燃料蒸気１６の領域を形成することができる。そして、その後に、燃料噴霧が自己着火するので、着火後の膨張流によりリップ部１１付近における燃料蒸気１６の一部をキャビティ底部へ有効に誘導することができる。その結果、上記のような、エンジン負荷と、過給圧Ｐと、吸気温度Ｔｉｎとのいずれかがそれぞれ所定値以上となる場合であっても、キャビティ８内に強力な縦渦を生成してＮＯｘ及び煤の生成を低減させることができる。
【００８３】
また、制御手段によりキャビティ８内への吸気量が減少されて有効圧縮比が所定値以下となるように制御されるので、加圧圧縮によるキャビティ８内の空気の高温化を抑制することができる。すなわち、燃料噴霧の過度な蒸発が抑制されるので、着火遅れ期間が所定期間よりも短くなるのを抑制することができる。
【００８４】
さらに、エンジンが高回転高負荷状態にあるときに、制御手段たるＥＣＵ４０は、ＶＶＴ３３の閉弁時期ICを制御して、吸気バルブ６の閉弁時期ICを遅角側に所定角度ΔＩｖだけシフトする（吸気バルブ６の遅閉じ）。そのとき、燃焼室内部の混合気の一部が、圧縮行程初期に上昇するピストン１により吸気通路２４に押し戻される。このことにより、キャビティ８内の吸気量が減少するため、このキャビティ８内で空気が過剰に加圧圧縮されて高温となるのを抑制することができる。つまり、着火遅れ期間を適正に維持することができる。
【００８５】
一方、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上である場合と、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上である場合とのいずれかの場合には、上述のように、キャビティ８内部の雰囲気温度が上昇するが、そのとき、この発明では、制御手段により燃料噴射弁９からの燃料噴射圧Ｐｒが所定値Ｐｒ_０以上となるように制御されるため、燃料噴霧のペネトレーションＳｐを増大させて、リップ部１１付近に充分な燃料蒸気１６の領域を形成することができる。従って、その後の燃料噴霧の自己着火により膨張流を生成し、キャビティ８内に強力な縦渦を生成させることができる。
【００８６】
尚、上記実施形態では、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、過給圧Ｐが所定圧力Ｐ_０以上である場合と、吸気温度Ｔｉｎが所定温度Ｔｉｎ_０以上である場合とのいずれかの場合に、ＥＣＵ４０及びＶＶＴ３３によって吸気バルブ６の閉弁時期ICを変更することによって、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御するようにし、着火遅れ期間を所定期間以上に制御するようにするとともに、燃料噴射弁９の燃料噴射圧Ｐｒを所定値Ｐｒ_０以上に制御するようにしたが、本発明はこれに限定されるものではない。すなわち、上記のように、エンジン負荷、過給圧Ｐ、吸気温度Ｔｉｎのいずれかが所定値以上となる場合に、着火遅れ期間だけを所定期間以上に制御するようにしてもよく、燃料噴射圧Ｐｒだけを所定値Ｐｒ_０以上に制御するようにしてもよい。
【００８７】
【発明の効果】
以上説明したように、第１の発明によると、頂部に開口端に近付くに従って径が小さくなるリエントラント型のキャビティが形成されたピストンと、ピストンのキャビティ開口縁を形成するリップ部に向かって燃料を噴射する燃料噴射弁とを備え、燃料噴射弁より噴射された燃料噴霧を着火遅れ期間にリップ部に到達させてリップ部付近に燃料蒸気の領域を形成し、燃料噴射弁の燃料噴射方向前方で燃料を着火させ、この着火による燃焼ガスの膨張流により、その着火位置前方の燃料蒸気をキャビティの周壁面に当ててキャビティの底の方へ誘導するように構成されたディーゼルエンジンの燃料燃焼装置について、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、着火遅れ期間を所定期間以上に制御する制御手段を備えることにより、ヒートスポットがキャビティ内の特定位置で長時間存在するのを防止して、ＮＯｘの生成量を効果的に低減させるとともに、キャビティ内における燃料又は燃焼ガスと、空気との混合を促進して、煤の生成量を有効に低減させることができる。そのことに加えて、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御することにより加圧圧縮によるキャビティ内の空気の高温化が抑制され、着火遅れ期間が所定期間以上となるように制御されるため、リップ部付近に充分な燃料蒸気の領域を形成して、キャビティ内に強力な縦渦を生成し、ＮＯｘ及び煤の生成を効果的に低減させることができる。
【００８８】
第２の発明によると、制御手段は、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変動弁機構を備える一方、制御手段は、可変動弁機構の閉弁時期を制御することにより、吸気弁の閉弁時期を可変動弁機構により遅角側に所定角度だけシフトしてキャビティ内の吸気量を減少させるため、キャビティ内で空気が過剰に加圧圧縮されて高温となるのを抑制することができる。
【００８９】
第３の発明によると、制御手段は、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、燃料噴射弁の燃料噴射圧を所定値以上に制御することにより、燃料噴霧のペネトレーションを増大させて、リップ部付近に充分な燃料蒸気の領域を形成し、キャビティ内に強力な縦渦を生成することができる。
【００９０】
第４の発明によると、燃料噴射弁の燃料噴射開始から０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離たるペネトレーションＳｐと、燃料噴射弁の燃料噴霧のコーン角Θと、キャビティのリップ部における最小口径Ｄlip とが、Ｄlip ＝ｋ×Ｓｐ×sin(Θ／２)、（但し、ｋ＝１．４〜１．８）を満足する関係にあることにより、燃料噴射弁からリップ部に向けて燃料を噴射し、燃料の着火遅れ期間に燃料噴霧をリップ部に到達させて該リップ部付近に燃料蒸気を適正に形成することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係るディーゼルエンジンの燃料燃焼装置を示す概略説明図である。
【図２】燃料燃焼装置の要部を拡大して示す平面図である。
【図３】本発明の燃焼コンセプトを示す説明図である。
【図４】燃料噴霧が噴射された燃焼室を示す平面図である。
【図５】ｋ値とＮＯ生成量との関係を示すグラフ図である。
【図６】ＶＶＴを一部破断して示す斜視図である。
【図７】ＶＶＴによる動弁時期の変更を模式的に示すタイムチャート図である。
【図８】燃料燃焼装置における燃料燃焼制御を示すフローチャート図である。
【符号の説明】
Ｓｐペネトレーション（貫徹力、燃料噴霧の到達距離）
Θ 燃料噴霧のコーン角
Ｄlip リップ部の最小口径
IC 閉弁時期
Ｔｉｎ吸気温度
Ｐ過給圧
Ｐｒ燃料噴射圧
１ピストン
６吸気バルブ（吸気弁）
８キャビティ
９燃料噴射弁
１１リップ部
１２凹入部（キャビティの周壁面）
１６燃料蒸気
２２クランク角センサ（制御手段）
２３アクセル開度センサ（制御手段）
２７過給圧センサ（制御手段）
２８吸気温センサ（制御手段）
２９燃料圧力センサ（制御手段）
３３ＶＶＴ（可変動弁機構）
４０ＥＣＵ（制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention belongs to a technical field related to a fuel combustion apparatus for a diesel engine that burns fuel directly injected into a reentrant type cavity formed in a piston.
[0002]
[Prior art]
In a direct injection type diesel engine, a reentrant type cavity formed at the top of a piston is generally known. For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 9-41975, the cavity shape is defined so that the fuel injected toward the lip portion of the piston is peeled off from the cavity side wall when going to the bottom of the cavity from the lip portion. Therefore, it is described that the mixing of fuel spray and air is improved and the generation of soot is suppressed.
[0003]
Also, Vol.31, No.3, July 2000, pages 51-56 of the Society of Automotive Engineers of Japan, (1) the side wall under the lip during the compression stroke, if the bottom center of the reentrant cavity of the piston is raised (2) When the fuel is injected, the fuel spray is drawn into the vertical vortex and forms a flow that rotates downward along the side wall below the lip. ) When the lip diameter is increased, the reverse squish flow is weakened and the outflow of the air-fuel mixture to the squish area is suppressed. (4) The vertical vortex becomes a spiral vortex due to the effect of swirl. (5) It is described that mixture formation and combustion are promoted in the cavity, and (6) after that, the mixture is discharged into the squish area and oxidizes unburned soot.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, it is not only soot that is generated by driving operation of a direct injection diesel engine. That is, there is a problem that NOx is also generated at the same time when nitrogen in the air sucked into the combustion chamber is oxidized. However, in each of the above-mentioned conventional devices, although soot discharge is suppressed, it is difficult to suppress not only soot but also NOx generation at the same time.
[0005]
Therefore, the fuel vapor is injected from the fuel injection valve with a predetermined penetration (degree of penetration of the spray), and the region of the fuel vapor is compared near the lip during the ignition delay period from the start of fuel injection to self-ignition. By forming a part of this fuel vapor in a coherent state and inducing a vertical vortex by inducing a part of this fuel vapor to the bottom of the cavity by the fuel gas expansion flow after ignition, the generation of both NOx and soot is reduced respectively. It is possible to do.
[0006]
On the other hand, when the engine load is relatively large, when the intake boost pressure is relatively high, or when the intake air temperature is relatively high, the temperature in the combustion chamber having the cavity rises and the fuel spray tends to evaporate. Become. That is, the fuel spray self-ignites before a sufficient fuel vapor region is formed in the vicinity of the lip, so that a part of the fuel vapor can be sufficiently guided to the bottom of the cavity by the expanded flow after ignition. Therefore, it becomes difficult to generate the strong vertical vortex in the cavity. As a result, there is a problem that NOx and soot generation cannot be effectively reduced when the engine load, intake supercharging pressure, and intake air temperature are relatively high.
[0007]
The present invention has been made in view of such various points, and the object of the present invention is to strengthen the longitudinal vortex generated in the cavity and particularly in an operating state in which the temperature in the cavity is relatively high. In addition, by making it possible to stably strengthen the longitudinal vortex, it is intended to reduce the generation amount of both NOx and soot as much as possible.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the present invention, a part of the fuel vapor is guided to the bottom of the cavity by the expansion flow generated by the ignition to reinforce the vertical vortex, and the temperature in the cavity is relatively high. In such a predetermined operating state, the ignition delay period is controlled to be longer than the predetermined period by controlling the effective compression ratio of the engine to be lower than the predetermined value .
[0009]
Specifically, in the first aspect of the invention, fuel is injected toward a piston having a reentrant cavity whose diameter decreases at the top as it approaches the opening end, and toward a lip that forms the cavity opening edge of the piston. A fuel injection valve configured to cause the fuel spray injected from the fuel injection valve to reach the lip portion during an ignition delay period so as to form a region of fuel vapor near the lip portion. The fuel is ignited in front of the direction, and the fuel vapor in front of the ignition position is applied to the peripheral wall of the cavity by the expansion flow of the combustion gas by the ignition, and is directed toward the bottom of the cavity. The fuel combustion device of a diesel engine configured to be transmitted to When the engine load is equal to or higher than the predetermined load, the supercharging pressure applied to the intake air is higher than the predetermined pressure, or the intake air temperature is higher than the predetermined temperature, the effective compression of the engine Control means for controlling the ignition delay period to a predetermined period or more by controlling the ratio to a predetermined value or less .
[0010]
According to the above invention, the fuel spray is injected from the fuel injection valve and reaches the lip portion during the ignition delay period, thereby forming a region of fuel vapor near the lip portion. Since the fuel spray ignition position (ignition point) is the upstream position in the fuel injection direction in the fuel vapor region, the combustion caused by this ignition generates a strong expansion flow that spreads explosively from the ignition position to the downstream side. Is done.
[0011]
The fuel vapor in the vicinity of the lip portion on the downstream side of the fuel vapor region is caused by the expansion flow in the cavity inner peripheral wall surface (particularly near the boundary between the lip portion and the portion recessed outward in the piston radial direction from the lip portion). ), A strong vertical vortex is generated by being guided toward the cavity bottom along the cavity inner peripheral wall surface. Furthermore, the vertical vortex grows further as the flame propagates following the fuel guided to the bottom of the cavity.
[0012]
Along with the flow of the vertical vortex, the flame also flows from the lip to the bottom of the cavity. As a result, the heat spot (local high temperature region) spreads from the vicinity of the lip portion to the bottom of the cavity, while the fuel vapor is reduced near the lip portion, so the heat spot near the lip portion disappears quickly. That is, by the end of fuel injection, the highest temperature portion in the cavity moves from the lip portion to the cavity bottom side and is dispersed.
[0013]
Therefore, it is possible to prevent the heat spot from existing at a specific position in the cavity for a long time, or to eliminate the heat spot quickly, so that the amount of NOx generated can be effectively reduced. Furthermore, by strengthening the vertical vortex, the mixing of fuel and air in the cavity and the mixing of combustion gas and air in the second half of combustion are promoted, so that the amount of soot generated is effectively reduced. be able to.
[0014]
By the way, when the engine load is higher than a predetermined load, the supercharging pressure applied to the intake air is higher than the predetermined pressure, or the intake air temperature is higher than the predetermined temperature, The ambient temperature rises and the fuel spray evaporates, making it easier to burn. On the other hand, in the present invention, when the operating temperature is such that the atmospheric temperature in the cavity is relatively high, the control means controls the effective compression ratio of the engine to a predetermined value or less to increase the pressure. Since the high temperature of the air in the cavity due to compression is suppressed and the ignition delay period is controlled to be equal to or longer than the predetermined period, a sufficient fuel vapor region can be formed in the vicinity of the lip portion. Then, since the fuel spray self-ignites thereafter, a part of the fuel vapor in the vicinity of the lip portion can be effectively guided to the bottom of the cavity by the expanded flow after ignition. As a result, strong vertical vortices can be generated in the cavity to reduce the generation of NOx and soot.
[0015]
According to a second invention, in the first invention, a variable valve mechanism that makes the valve closing timing of the intake valve variable is provided, and the control means controls the valve closing timing of the variable valve mechanism. And
[0016]
According to the above invention, for example, when the engine is in a high rotation and high load state, the control means controls the valve closing timing of the variable valve mechanism and shifts the intake valve closing timing to the retard side by a predetermined angle. Do (slow closing of intake valve). At that time, a part of the air-fuel mixture in the combustion chamber is pushed back to the intake passage by the piston that rises in the early stage of the compression stroke. As a result, the amount of intake air in the cavity is reduced, so that it is possible to prevent the air from being excessively pressurized and compressed in the cavity to become a high temperature. That is, the ignition delay period can be properly maintained.
[0017]
In the third invention, in the first or second invention, the control means is configured such that the engine load is equal to or higher than a predetermined load, the supercharging pressure applied to the intake air is equal to or higher than a predetermined pressure, and the intake air temperature is predetermined. The fuel injection pressure of the fuel injection valve is controlled to be equal to or higher than a predetermined value when the temperature is higher than or equal to the temperature.
[0018]
According to the above invention, when the engine load is greater than or equal to a predetermined load, when the boost pressure applied to the intake air is greater than or equal to a predetermined pressure, and when the intake air temperature is greater than or equal to a predetermined temperature As described above, since the atmospheric temperature inside the cavity rises, the ignition delay period is shortened. On the other hand, in the present invention, the control means controls the fuel injection pressure from the fuel injection valve to be equal to or higher than a predetermined value when the operation temperature is such that the atmospheric temperature in the cavity is relatively high. Therefore, the fuel spray penetration (degree of spray penetration) can be increased, and a sufficient fuel vapor region can be formed in the vicinity of the lip portion. Therefore, the expansion flow is generated by the subsequent self-ignition of the fuel spray, and a strong vertical vortex is generated in the cavity, so that the generation of NOx and soot can be effectively reduced.
[0019]
According to a fourth aspect of the invention, in any one of the first to third aspects of the invention, the penetration Sp when defined as the fuel spray reach distance at the time when 0.42 ms has elapsed since the start of fuel injection of the fuel injection valve, and the fuel The cone angle Θ of the fuel spray of the injection valve and the minimum diameter Dlip at the lip portion of the cavity are given by the following equation: Dlip = k × Sp × sin (Θ / 2)
(However, k = 1.4 to 1.8)
It is characterized by satisfying the relationship.
[0020]
That is, the present invention attempts to inject fuel from the fuel injection valve toward the lip portion and cause fuel spray to reach the lip portion during the fuel ignition delay period so that fuel vapor is formed in the vicinity of the lip portion. To do. Therefore, the minimum cavity diameter Dlip is determined based on the fuel spray arrival distance Sp (spray penetration) at the time when 0.42 ms, which is a typical ignition delay period during medium load operation, from the start of fuel injection. Is done. The reason why Sp is multiplied by sin (Θ / 2) is to determine the reach of the fuel spray in the horizontal direction since the fuel is injected with a cone angle Θ.
[0021]
By the way, if the k value is less than 1.4 and the minimum diameter Dlip of the cavity becomes relatively small, the fuel injected as a liquid jet from the fuel injection valve is sufficiently sufficient to reach the lip portion. Since it does not divide, it becomes incompletely sprayed. Therefore, the formation of fuel vapor is insufficient, and the expansion flow of the combustion gas does not work effectively. Furthermore, the fuel spray core (the liquid column part present in the fuel spray injected from the fuel injection valve or the part where the fuel concentration is very high) collides with the lip part to worsen the combustion and reduce the output. Even if the NOx generation amount decreases, the soot generation amount increases.
[0022]
On the other hand, if the k value exceeds 1.8 and the Dlip becomes relatively large, the distance from the ignition point to the lip portion becomes long, so that the expansion flow of the combustion gas due to the ignition becomes the fuel vapor ahead of it. Even if it acts, the fuel vapor will disperse around before hitting the lip. Therefore, fuel vapor cannot be guided toward the bottom of the cavity by the expansion flow, and the amount of NOx generated increases.
[0023]
Therefore, it is desirable that k = 1.4 to 1.8 as the k value. Furthermore, from such a viewpoint, it is more preferable that the k value is k = 1.5 to 1.7.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 schematically shows a configuration of a direct injection diesel engine including a fuel combustion apparatus according to an embodiment of the present invention. In the figure, 2 is a cylinder block, 2a is a cylinder formed in the cylinder block 2, and 1 is a piston provided in the cylinder 2a. Reference numeral 3 denotes a flat cylinder head assembled to the upper part of the cylinder block 2.
[0025]
A concave reentrant type cavity 8 whose diameter decreases as it approaches the opening end is formed at the top of the piston 1. As shown in FIG. 3 in an enlarged manner, 11 is an annular lip portion projecting inwardly at the top surface of the piston so as to form an opening edge of the cavity 8, and 12 is a piston radial outward direction following the lip portion 11. It is the annular recessed part recessed in. Further, the piston 1 is formed with a convex portion 13 that protrudes toward the opening of the cavity 8 at the center of the bottom of the cavity 8.
[0026]
A fuel injection valve 9 is attached and fixed to the lower portion of the cylinder head 3 with the injection nozzle 10 at the tip thereof facing the cylinder 2a. As shown in FIG. 4, the fuel injection valve 9 directly injects the fuel into the cavity 8 by injecting the fuel radially from the injection nozzle 10 toward the lip portion 11 in, for example, six directions. Is for. The fuel injection valve 9 is an output signal from an electromagnetic crank angle sensor 22 that detects a rotation angle of a crankshaft (not shown), an accelerator opening sensor 23 that detects an accelerator pedal opening (accelerator operation amount), and the like. Based on the above, the operation is controlled by a control unit (hereinafter referred to as ECU) 40. The fuel injection valve 9 is connected to a common rail (not shown) that stores fuel in a high pressure state equal to or higher than the injection pressure, and a fuel pressure sensor 29 that detects the internal fuel pressure is disposed on the common rail. Yes.
[0027]
Reference numeral 4 denotes an intake port (helical port) formed at the lower part of the cylinder head 3 for supplying air into the cavity 8, and 5 is also formed at the lower part of the cylinder head 3 to supply exhaust gas from the cavity 8. This is an exhaust port for discharging. As shown in FIG. 2, two intake ports 4 and two exhaust ports 5 are provided, for example. The intake port 4 is provided with an upright intake valve 6, and the exhaust port 5 is provided with a similar exhaust valve 7.
[0028]
The intake valve 6 and the exhaust valve 7 are each driven by a crankshaft (not shown) via a timing belt so that two camshafts 31, 31 disposed in the cylinder head 3 are rotated. Each is opened and closed at a predetermined timing. Further, the intake side camshaft 31 has a known variable valve mechanism 33 (Valiable Valve) that makes the closing timing of the intake valve variable by continuously changing the rotation phase with respect to the crankshaft in a predetermined angle range. Timing: hereinafter abbreviated as VVT), and the opening / closing operation timing of the intake valve 6 is changed by the operation of the VVT 33.
[0029]
As shown in FIG. 6, the VVT 33 has a rotor 33a fixed to the end of the camshaft 31, and a casing 33c disposed so as to cover the rotor 33a and fixed to the sprocket 33b. Consists of. Four vanes projecting radially outward are provided on the outer periphery of the rotor 33a, while four partition walls extending inward are provided on the inner periphery of the casing 33c. A plurality of hydraulic working chambers 33d, 33e,... Are respectively formed between the vanes and the partition walls, and the hydraulic pressure of the engine oil supplied as hydraulic oil to these hydraulic working chambers 33d, 33e,. By adjusting with a control valve 33f (hereinafter referred to as OCV), the rotor 33a and the casing 33c, that is, the cam shaft 31 and the sprocket 33b are relatively rotated, and the rotation phase of the cam shaft 31 with respect to the crank shaft is continuous. Will be changed. The OCV 33f is controlled by the ECU 40.
[0030]
More specifically, the hydraulic working chamber of the VVT 33 is composed of advanced and retarded hydraulic working chambers 33d, 33e,... Alternately arranged in the circumferential direction, and the advanced hydraulic working chambers 33d, 33d,. When the hydraulic pressure increases, the rotor 33a is rotated in the direction in which the camshaft 31 rotates (indicated by an arrow A in FIG. 6) with respect to the casing 33c. As a result, as shown by the broken line in FIG. The valve opening timing IO and the valve closing timing IC of the intake valve 6 are shifted to the advance side. On the other hand, when the hydraulic pressure in the retarded hydraulic working chambers 33e, 33e,... Increases, the rotor 33a rotates relative to the casing 33c in the direction opposite to the direction in which the cam shaft 31 rotates. 7, the opening timing IO and the closing timing IC of the intake valve 6 are shifted to the retard side.
[0031]
In FIG. 7, for example, the valve opening timing IO and the valve closing timing IC for the intake valve 6 are the start end and the end of the valve lift curve excluding the buffer portion as shown in the figure.
[0032]
As shown in FIG. 1, intake passages 24 and 24 are connected to the intake ports 4 and 4, respectively, while exhaust passages 25 and 25 are connected to the exhaust ports 5 and 5, respectively. The upstream side of the intake passages 24, 24 in the air suction direction is connected to the surge tank 21 in a communicating state. That is, the intake passages 24, 24 are joined at the surge tank 21. The surge tank 21 is provided with a supercharging pressure sensor 27 for detecting the pressure state of intake air pumped by a turbocharger 41 (to be described later) and an intake air temperature sensor 28 for detecting the temperature state of intake air. ing.
[0033]
As shown in the figure, in the intake passage 24, a blower 42 that is driven by a turbine 43 described later and compresses the intake air in order from the upstream side in the air intake direction, and the intake air compressed by the blower 42 is cooled. An intercooler 35 and an intake throttle valve 26 including a butterfly valve are provided, and the intake throttle valve 26 is controlled to be opened and closed by the ECU 40 in accordance with the output of the accelerator opening sensor 23.
[0034]
Further, a swirl control valve 30 for changing the flow rate of intake air in one intake passage 24 is provided in one of the two intake passages 24, 24. The swirl control valve 30 is composed of a butterfly valve, for example, and is opened and closed by being driven by an actuator. Then, as shown in FIG. 2, when the swirl control valve 30 is completely closed, the intake air flows into the cavity 8 only from the other intake passage 24, and is indicated by an arrow in the cavity 8 in FIG. Such a relatively strong swirl is generated.
[0035]
As the swirl control valve 30 gradually opens from the fully closed state, the intake air flows from both of the two intake passages 24, 24, and the tumble component of the intake increases and the swirl component Is getting weaker. The swirl control valve 30 is controlled by the ECU 40 so that, for example, when the engine speed Ne is relatively small, the valve opening is reduced and the swirl is strengthened.
[0036]
On the other hand, a turbine 43 that is rotationally driven by an exhaust flow is disposed in the exhaust passage 25. The turbine 43 and the blower 42 of the intake passage 24 are fixedly attached to the rotating shaft 44 so as to rotate together. The blower 42 rotates as the turbine 43 is rotated by the exhaust flow, so that the intake air is supplied to the surge tank 21 in a pressurized state. The blower 42, the turbine 43, and the rotating shaft 44 constitute a turbocharger 41.
[0037]
The fuel combustion apparatus according to the present embodiment causes the fuel spray injected from the fuel injection valve 9 to reach the lip portion 11 during an ignition delay period that is a period from the start of fuel injection until self-ignition. 11 is configured to form a region of the fuel vapor 16 in the vicinity. Further, the fuel is ignited at a predetermined position in front of the fuel injection direction of the fuel injection valve 9, and the fuel vapor in front of the ignition position is applied to the inner peripheral wall surface of the cavity 8 by the expansion flow of the combustion gas caused by the ignition. The flame is guided to the bottom of the cavity 8 and is propagated to the bottom of the cavity 8.
[0038]
That is, the fuel combustion apparatus of the diesel engine is configured as follows. The fuel spray arrival distance Sp (penetration) at the time when 0.42 ms has elapsed from the start of fuel injection of the fuel injection valve 9, the fuel spray cone angle Θ, and the cavity 8 at the lip portion 11. The minimum diameter (hereinafter referred to as lip diameter) Dlip has a relationship satisfying the following expression.
[0039]
Dlip = k × Sp × sin (Θ / 2) (1)
However, it is more preferable that k = 1.4 to 1.8 and k = 1.5 to 1.7. The cone angle Θ is preferably 153 to 157 degrees, more preferably Θ = 154 to 156 degrees.
[0040]
Here, the time 0.42 ms from the start of fuel injection is a typical ignition delay period in the emission operation mode (at the time of medium load operation). The penetration Sp is the degree of penetration of fuel spray (also referred to as penetration force), and the length of fuel spray in the injection delay period (for example, 0.42 ms), that is, the fuel from the injection nozzle 10 to the fuel. It is represented by the reach distance to the spray tip.
[0041]
In the present invention, fuel is injected from the fuel injection valve 9 toward the lip portion 11, fuel spray is made to reach the lip portion 11 during the fuel ignition delay period, and fuel vapor 16 is formed in the vicinity of the lip portion 11. It is something to try. Therefore, the minimum diameter Dlip of the cavity 8 is determined based on the fuel spray arrival distance Sp (penetration) at the time when the ignition delay period 0.42 ms has elapsed since the start of fuel injection. The reason why Sp is multiplied by sin (Θ / 2) is to determine the reach of the fuel spray in the horizontal direction since the fuel is injected with a cone angle Θ.
[0042]
The reach distance Sp is determined by a constant container experiment (fuel injection pressure 80 MPa, atmospheric pressure 2.5 MPa, temperature 20 ° C.). If there is no constant container experiment data, it can be estimated from Guang'an's formula. Guang'an's formula is an empirical formula that relates the reach distance Sp and the nozzle diameter of the fuel injection valve 9 as follows.
[0043]
Sp = Spb + 2.95 × (ΔP × 10 ⁶ / ρf) ^0.25 × (Dn × (t-tb)) ^0.5
Spb = 0.39 × (2 × ΔP × 10 ⁶ / ρf) ^0.5 × tb
tb = 28.65 × (ρf × Dn × 10 ⁻³ ) / (ρA × ΔP × 10 ⁶ ) ^0.5 / 10 ⁻³
Where ΔP: differential pressure (MPa) between container pressure and injection pressure, ρf: light oil density (kg / m ³ ), Dn: nozzle diameter (mm), t: time after injection start (0.42 ms), ρA : Container air density.
[0044]
The cylinder bore diameter B has a relationship satisfying the following formula.
[0045]
B = K × Dlip (2)
However, K = 1.8 to 2.5 is preferable, and K = 2.0 to 2.3 is more preferable.
[0046]
For example, when the reach distance Sp = 27 mm and the cone angle Θ = 154 degrees, the lip diameter Dlip = 38.94 to 44.20 mm and the bore diameter B = 77.87 to 100.33 mm. The height of the convex portion 13 may be about 0.2 to 0.25 times the lip diameter Dlip.
[0047]
The fuel spray angle θ is preferably 15 to 24 degrees, and more preferably θ is 18 to 23 degrees. The fuel injection pressure P of the fuel injection valve 9 is preferably 50 MPa or more, and more preferably P = 80 MPa or more. The upper limit of the injection pressure can be set to 150 MPa, for example, and 200 MPa.
[0048]
When the fuel spray injected from the fuel injection valve 9 first reaches the lip portion 11 of the cavity 8 of the piston, the ratio of the swirl momentum to the fuel spray momentum in the lip portion 11 is 0.9-1. Preferably, the momentum ratio is 1.1 to 1.3. This momentum ratio can be obtained by the following equation.
[0049]
Momentum ratio = ((ρa / ρao) × Va) / ((ρs / ρso) × Vs) (3)
Where ρa: charged air density, ρao: air density in the standard state, Va: swirl speed of the lip portion 11 at the top dead center of the compression stroke, ρs: density of fuel spray in a constant vessel experiment, ρso: standard Fuel spray density in the state, Vs: Spray speed when reaching the lip in a constant container experiment. The standard state is 20 ° C. and 1 atmosphere (0.1013 MPa).
[0050]
Where ρa / ρao = (Pin / 101.3) / (Tin / 293.3),
Va = ρa × SRi × (Dlip / B / 2)) ² × (N × 2π / 60) × Dlip,
It is. ρs / ρso = 1 can be set.
[0051]
Where Pin: intake manifold internal pressure (kPa), Tin: intake manifold internal temperature, SRi: swirl ratio in rig test, N: engine speed (rpm).
[0052]
Next, the influence of the k value on the NOx generation amount will be described. That is, as apparent from the above equation (1), the magnitude of the k value is reflected as the magnitude of the lip diameter Dlip, and if the reach distance Sp is constant, the strength of the vertical vortex is affected. Therefore, the amount of NO produced when the k value was changed was examined. The result is shown in FIG.
[0053]
In the figure, the data of k = 1.9 is of a PAN (flat pot) type with a reentrant rate R = 1 and no projection 13 at the center of the cavity 8. The reentrant rate R is a Dlip / Dmax value when the maximum inner diameter of the cavity 8 is Dmax. The data of k = 1.73 is of a reentrant type having a reentrant ratio R = 1.73 / 1.9 and having a convex portion 13 at the center of the cavity 8. Each data of k = 1.65 and k = 1.54 is reentrant in which the recessed amount Re (see FIG. 3B) from the lip portion 11 of the recessed portion 12 is the same as that of k = 1.73. Of the type.
[0054]
According to FIG. 5, the NO generation amount decreases as the k value decreases. This is because the expansion flow of the combustion gas at the early stage of the combustion strongly acts on the inner peripheral wall surface of the cavity 8 due to the decrease in the lip diameter, the vertical vortex is promoted, and the distance between the concave portion 12 and the convex portion 13 This is because the vertical vortex tends to be generated.
[0055]
However, when the k value is less than 1.4 and the minimum diameter Dlip of the cavity 8 becomes relatively small, the fuel injected from the fuel injection valve 9 as a liquid jet reaches the lip portion 11. Incomplete spraying, resulting in incomplete spraying. Accordingly, the formation of the fuel vapor 16 is insufficient, and the expansion flow does not work effectively. Further, the core of the fuel spray (the liquid column part present in the fuel spray injected from the fuel injection valve 9 or the part where the fuel concentration is very high) collides with the lip part 11 to worsen the combustion and reduce the output. Therefore, even if the NOx generation amount decreases, the soot generation amount increases.
[0056]
On the other hand, if the k value exceeds 1.8 and the minimum aperture Dlip becomes relatively large, the distance from the ignition point to the lip portion 11 becomes long, so that the expansion flow acts on the fuel vapor 16 in front of it. However, the fuel vapor 16 is dispersed to the periphery before hitting the lip portion 11. Therefore, since the fuel vapor 16 cannot be guided toward the cavity bottom by the expansion flow, the amount of NOx generated increases.
[0057]
Therefore, it is desirable that k = 1.4 to 1.8 as the k value. Furthermore, from such a viewpoint, it is more preferable that the k value is k = 1.5 to 1.7.
[0058]
The fuel combustion apparatus according to the present embodiment (in other words, when the fuel injection amount Qb is a predetermined injection quantity Q ₀ or more) when the engine load is equal to or greater than the predetermined load, the turbocharger 41 Control for controlling the ignition delay period to be equal to or greater than a predetermined period when either the supercharging pressure P applied to the intake air is equal to or higher than the predetermined pressure P ₀ or when the intake air temperature Tin is equal to or higher than the predetermined temperature Tin ₀ Means. The control means includes an ECU 40 that controls the valve closing timing of the VVT 33 described above. The VVT 33 is configured to reduce the amount of intake air into the cylinder 2a (that is, inside the cavity 8) by changing the valve closing timing IC of the intake valve 6. As a result, the intake pressure in the cylinder 2a is reduced to control the effective compression ratio of the engine to a predetermined value or less.
[0059]
Further, the control means, as described above, and when the engine load is higher than a predetermined load, and when the supercharging pressure P is a predetermined pressure P ₀ or more, and when the intake air temperature Tin is the predetermined temperature Tin ₀ or more in either case, and is configured fuel injection pressure Pr of the fuel injection valve 9 to control more than a predetermined value Pr _0. The fuel injection pressure Pr is a fuel pressure in a common rail (not shown) detected by the fuel pressure sensor 29. The fuel injection pressure Pr is changed by controlling the operation of a high-pressure supply pump (not shown) that supplies fuel to the common rail.
[0060]
Next, the combustion concept of the diesel engine of the present invention will be described with reference to FIGS. As shown in the state of the ignition delay period in FIG. 3A, a vertical vortex (flow from the lip portion 11 of the cavity 8 to the lip portion 13 through the recessed portion 12, the deepest portion, and the convex portion 13) is formed in the cavity 8. When substantially not generated, fuel is injected from the fuel injection valve 9 toward the lip portion 11 of the piston 1. During this fuel ignition delay period, the fuel spray 15 reaches the lip portion 11 to form a region of the fuel vapor 16 near the lip portion 11. Then, the fuel vapor 16 is ignited at a position upstream in the fuel injection direction in the fuel vapor accumulation region. The ignition point is indicated by an asterisk in FIG. The reason why the ignition point is located on the upstream side of the fuel vapor 16 region is that a strong vertical vortex is not formed in the compression stroke, so that the fuel is over-rich in the vicinity of the lip portion 11, but slightly away from the lip portion 11. This is thought to be due to the concentration suitable for ignition.
[0061]
In this case, the region of the fuel vapor 16 can be formed in the vicinity of the lip portion 11 by increasing the spray penetration Sp. This is advantageous in that the fuel vapor 16 is guided in a large amount toward the recessed portion 12 by the expansion flow described below. Further, increasing the cone angle Θ (Θ = 153 to 157 degrees) is advantageous in forming the region of the fuel vapor 16 in the vicinity of the lip portion 11.
[0062]
As shown in FIG. 2B, an initial combustion state is generated, and a strong expansion flow that explosively spreads downstream is generated by the ignition. The fuel vapor 16 in the vicinity of the lip portion on the downstream side (front of the ignition position) of the fuel vapor region is caused by the expansion flow of the combustion gas 17 so that the inner peripheral wall surface of the cavity 8 (particularly the lip portion 11 and the piston 1 rather than the lip portion 11). The vicinity of the boundary with the recessed portion 12 recessed radially outward). And this fuel vapor | steam 16 is guide | induced to the bottom part side of the cavity 8 along the inner peripheral wall surface of the cavity 8, and a strong vertical vortex is produced | generated. Furthermore, the flame is propagated following the fuel guided to the bottom of the cavity 8, so that a vertical vortex grows further.
[0063]
In this case, when the spray penetration Sp is increased, the expansion flow forward in the injection direction is increased, which is advantageous for promoting the vertical vortex. A smaller lip diameter Dlip is advantageous in directing fuel vapor toward the cavity bottom by strongly applying the expansion flow to the inner peripheral wall surface of the cavity 8. However, if the lip diameter Dlip is too small, the maximum output of the engine is lowered. Therefore, the lip diameter Dlip is preferably larger than ½ of the bore diameter B.
[0064]
As shown in FIG. 4C, the convex portion 13 at the center of the cavity 8 promotes the winding of the combustion gas 17 from the deepest part of the cavity bottom along the rising surface of the convex portion 13 as shown in FIG. To do.
[0065]
As described above, the maximum temperature portion in the cavity 8 is shifted from the lip portion 11 to the bottom side of the cavity 8 until the end of fuel injection. Therefore, the heat spot does not become large at a specific portion in the cavity 8, and the heat spot disappears quickly, so that NOx can be reduced. In addition, mixing of the combustion gas 17 and oxygen remaining above the central portion of the cavity 8 progresses due to the above-described hoisting in the later stage of combustion, and further, the combustion gas 17 flows into the squish area. The reburning of the soot is promoted, and soot emissions are reduced.
[0066]
Next, with reference to the flowchart shown in FIG. 8, the specific process sequence of the fuel combustion control of the diesel engine which concerns on embodiment of this invention is demonstrated. First, in step S1 after the start, output signals from various sensors such as the crank angle sensor 22, the accelerator opening sensor 23, the boost pressure sensor 27, the intake air temperature sensor 28, and the fuel pressure sensor 29 are input to the ECU 40. .
[0067]
Subsequently, in step S2, the ECU 40 calculates the engine speed Ne based on the output from the crank angle sensor 22, and calculates the target torque (engine load state) based on the output from the accelerator opening sensor 23. Is done.
[0068]
Based on the engine speed Ne and the target torque, the ECU 40 calculates and sets the basic fuel injection amount Qb. The setting of the basic fuel injection amount Qb is performed based on a map of fuel injection amounts recorded in advance in the memory of the ECU 40. In the fuel injection amount map, the optimum value of the basic fuel injection amount Qb experimentally determined according to the engine load state and the change in the engine speed Ne is recorded. The basic fuel injection amount Qb is the target torque. It is set to increase as the (engine load state) increases and as the engine speed increases.
[0069]
The basic injection timing Ib is calculated and set by the ECU 40 based on the engine speed Ne and the target torque. The basic injection timing Ib is set based on a map of injection timings recorded in advance in the memory of the ECU 40. Further, the basic injection pressure Pb of the fuel spray injected from the fuel injection valve 9 is calculated by the ECU 40 based on the basic fuel injection amount Qb and the engine speed Ne. The basic injection pressure Pb is also set based on a map of fuel injection pressures recorded in advance in the memory of the ECU 40. In this fuel injection pressure map, the basic fuel injection pressure Pb is set to increase as the basic fuel injection amount Qb increases and the engine speed Ne increases. In this way, after the basic fuel injection amount Qb, the basic injection timing Ib, and the basic injection pressure Pb are set in step S2, the process proceeds to step S3.
[0070]
In step S3, based on the engine speed Ne and the target torque, the ECU 40 calculates the basic valve timing Ivb of the intake valve 6, that is, the valve opening timing IO and the valve closing timing IC, respectively. The basic valve timing Ivb is also set based on a valve timing map (VVT map) recorded in the memory of the ECU 40 in advance. In the VVT map, the optimum value of the basic valve timing Ivb experimentally determined according to the engine load state and the change in the engine speed Ne is recorded. For example, in the idling state, the VVT map is slightly retarded. In a high load state, the basic valve timing Ivb is finely set so that it is slightly advanced.
[0071]
Thereafter, the process proceeds to step S4, the basic injection amount Qb calculated by step S2 is, whether the predetermined threshold value serving injection amount Q ₀ or more is determined. In other words, it is determined whether the engine load is equal to or greater than a predetermined value. When the basic injection amount Qb is not more predetermined injection amount Q ₀ or more (the engine load is equal to or greater than the predetermined value) is determined YES, and the flow proceeds to step S5.
[0072]
In step S5, after correcting to a predetermined value Pr ₀ or more by a fuel injection pressure Pr to be injected from the actual fuel injection valve 9 into the cavity 8, to a predetermined pressure ΔPr increase the basic injection pressure Pb, step Proceed to S6.
[0073]
In step S6, a target valve timing Iv for the intake valve 6 is calculated. That is, first, from the map of the ECU 40, the basic effective compression ratio set according to each operation state is obtained in a state where the opening / closing valve timing of the intake valve is standard (solid line in FIG. 7). Then, the ECU 40 calculates the change amount ΔIv of the valve timing so that the effective compression ratio becomes a predetermined value or less, the temperature in the cavity 8 becomes relatively low, and the generation of NOx is suppressed. Thus, the valve timing Iv is obtained by correcting the change amount ΔIv with respect to the basic valve timing Ivb (Iv = Ivb + ΔIv). That is, for example, as indicated by a virtual line (two-dot chain line) in FIG. 7, the basic valve timing Ivb is shifted to the retard side as a whole, so that the valve closing timing IC of the intake valve 6 is also retarded in the same manner. Shift to the side.
[0074]
In this case, in the diesel engine, if the valve timing is controlled so that the intake valve opening timing is advanced, the piston 1 and the intake valve 6 are easily buffered. The intake valve 6 is set so as not to buffer the piston 1 during the period.
[0075]
Thereafter, the process proceeds to step S7, and based on the valve timing Iv obtained in step S6, a signal serving as an operation command is output from the ECU 40 to the OCV 33f of the VVT 33 to drive the VVT 33. Subsequently, in step S8, fuel injection from the fuel injection valve 9 is executed by the ECU 40 based on the basic injection timing Ib, the basic injection amount Qb, and the fuel injection pressure Pr. At this time, the fuel injection pressure from the fuel injection valve 9 is increased and the penetration Sp is increased, while the valve timing is shifted to the retard side and the effective compression ratio is decreased. Then return.
[0076]
Meanwhile, in step S4, if the calculated basic injection amount Qb is a below a predetermined threshold serving injection amount Q ₀ is determined (the engine load is a by less than a predetermined value) NO in step S2 The process proceeds to step S9. In step S9, the supercharging pressure P detected by the supercharging pressure sensor 27 whether the predetermined pressure P ₀ or not is determined. Then, the boost pressure P is not more predetermined pressure P ₀ or more, when it is determined YES, control after step S5 is performed.
[0077]
On the other hand, in step S9, if the boost pressure P is less than the predetermined pressure P _0, it is determined NO, the process proceeds to step S10. In step S10, it is determined whether or not the intake air temperature Tin is equal to or higher than a predetermined temperature Tin ₀ . When the intake air temperature Tin is equal to or higher than the predetermined temperature Tin ₀ and it is determined YES, the control after step S5 is performed.
[0078]
If it is determined in step S10 that the intake air temperature Tin is less than the predetermined temperature Tin ₀ and NO, the control in step S7 and subsequent steps is performed. That is, in step S7, the VVT 33 is driven based on the basic valve timing Ivb. Subsequently, in step S8, fuel injection from the fuel injection valve 9 is executed by the ECU 40 based on the basic injection timing Ib, the basic injection amount Qb, and the basic injection pressure Pb. At this time, the penetration Sp and the effective compression ratio are not corrected but are set to normal magnitudes based on the basic injection pressure Pb and the basic valve timing Ivb.
[0079]
As described above, according to the present embodiment, the fuel vapor 16 near the lip portion 11 in the fuel vapor region formed during the ignition delay period flows along the inner peripheral wall surface of the cavity 8 due to the expansion flow generated by the ignition. Since it is guided to the bottom side of the cavity 8, a strong longitudinal vortex can be generated. Furthermore, since the flame propagates following the fuel guided to the bottom of the cavity 8, a vertical vortex can be further grown. The vertical vortex causes the flame to propagate toward the bottom of the cavity 8, and the heat spot spreads from the vicinity of the lip 11 to the bottom of the cavity 8. On the other hand, the fuel vapor 16 decreases near the lip 11. The heat spot disappears quickly. Therefore, the highest temperature portion in the cavity 8 can be transferred from the vicinity of the lip portion 11 to the bottom side of the cavity 8 and dispersed by the end of fuel injection.
[0080]
That is, the heat spot is prevented from existing at a specific position in the cavity 8 for a long time, and further, the heat spot disappears quickly, so that the amount of NOx generated can be effectively reduced. In addition, since the longitudinal vortex is strengthened, the mixing of fuel and air in the cavity 8 and the mixing of combustion gas and air in the latter half of combustion are promoted, so the amount of soot generated is effectively increased. Can be reduced.
[0081]
When the engine load becomes less than a predetermined value and the amount of NOx produced by combustion becomes relatively small, the swirl in the cavity 8 is strengthened in preference to the vertical vortex by the swirl control means. As a result, the mixing of fuel and air in the cavity 8 and the mixing of combustion gas and air in the latter half of combustion are further promoted by the strengthened swirl, so that the generation of soot is effectively performed. Can be suppressed.
[0082]
In addition, when the engine load is equal to or higher than the predetermined load, when the supercharging pressure P applied to the intake air is equal to or higher than the predetermined pressure P ₀ , and when the intake air temperature Tin is equal to or higher than the predetermined temperature Tin ₀ In either case, the atmospheric temperature inside the cavity 8 rises and the fuel spray evaporates and burns easily. In the present invention, however, the atmospheric temperature in the cavity 8 is relatively high. Since the ignition delay period is controlled by the control means so as to be equal to or longer than the predetermined period in the operation state, a sufficient region of the fuel vapor 16 can be formed in the vicinity of the lip portion 11. Then, since the fuel spray is self-ignited thereafter, a part of the fuel vapor 16 in the vicinity of the lip portion 11 can be effectively guided to the bottom of the cavity by the expanded flow after ignition. As a result, even if any of the engine load, the supercharging pressure P, and the intake air temperature Tin as described above is a predetermined value or more, a strong vertical vortex is generated in the cavity 8. Generation of NOx and soot can be reduced.
[0083]
In addition, since the amount of intake air into the cavity 8 is reduced by the control means and the effective compression ratio is controlled to be equal to or less than a predetermined value, it is possible to suppress the high temperature of the air in the cavity 8 due to pressure compression. . That is, since excessive evaporation of the fuel spray is suppressed, it is possible to suppress the ignition delay period from becoming shorter than the predetermined period.
[0084]
Further, when the engine is in a high rotation and high load state, the ECU 40 as the control means controls the valve closing timing IC of the VVT 33 and shifts the valve closing timing IC of the intake valve 6 to the retard side by a predetermined angle ΔIv. (Slow closing of the intake valve 6). At that time, a part of the air-fuel mixture in the combustion chamber is pushed back to the intake passage 24 by the piston 1 that rises at the beginning of the compression stroke. As a result, the amount of intake air in the cavity 8 is reduced, so that it is possible to suppress the air from being excessively pressurized and compressed in the cavity 8 to a high temperature. That is, the ignition delay period can be properly maintained.
[0085]
On the other hand, in the case the engine load is higher than a predetermined load, and when the supercharging pressure P applied to the intake is a predetermined pressure P ₀ or more, in the case of either the case the intake air temperature Tin is the predetermined temperature Tin ₀ or more to, as described above, the ambient temperature inside the cavity 8 is increased, then, in this invention, the control so that the fuel injection pressure Pr from the fuel injection valve 9 becomes a predetermined value Pr ₀ or by the control means Therefore, the fuel spray penetration Sp can be increased, and a sufficient region of the fuel vapor 16 can be formed in the vicinity of the lip portion 11. Therefore, the expansion flow can be generated by the subsequent self-ignition of the fuel spray, and a strong vertical vortex can be generated in the cavity 8.
[0086]
In the above embodiment, and when the engine load is higher than a predetermined load, and when the supercharging pressure P is a predetermined pressure P ₀ or more, of either the case the intake air temperature Tin is the predetermined temperature Tin ₀ or more In this case, the ECU 40 and the VVT 33 change the valve closing timing IC of the intake valve 6 so that the effective compression ratio of the engine is controlled to a predetermined value or less, and the ignition delay period is controlled to a predetermined period or more. Although the fuel injection pressure Pr of the fuel injection valve 9 is controlled to be equal to or higher than the predetermined value Pr ₀ , the present invention is not limited to this. That is, as described above, when any of the engine load, the supercharging pressure P, and the intake air temperature Tin is equal to or higher than a predetermined value, only the ignition delay period may be controlled to be equal to or longer than the predetermined period. Only Pr may be controlled to a predetermined value Pr ₀ or more.
[0087]
【The invention's effect】
As described above, according to the first invention, the piston is formed with a reentrant type cavity whose diameter decreases at the top as it approaches the open end, and fuel is directed toward the lip that forms the cavity opening edge of the piston. A fuel injection valve that injects the fuel spray injected from the fuel injection valve to the lip portion during an ignition delay period to form a region of fuel vapor near the lip portion, and in front of the fuel injection direction of the fuel injection valve. A fuel combustion system for a diesel engine configured to ignite fuel and to direct the fuel vapor ahead of the ignition position to the peripheral wall of the cavity and guide it toward the bottom of the cavity by the expanded flow of the combustion gas generated by the ignition. , When the engine load is above a predetermined load, when the supercharging pressure applied to the intake air is above a predetermined pressure, and when the intake air temperature is above a predetermined temperature In any case, the control means for controlling the ignition delay period to be equal to or longer than a predetermined period prevents the heat spot from existing at a specific position in the cavity for a long time, and generates NOx. In addition, the amount of soot generated can be effectively reduced by promoting the mixing of the fuel or combustion gas in the cavity and the air. In addition to this, when the engine load is equal to or higher than the predetermined load, the boost pressure is higher than the predetermined pressure, or the intake air temperature is higher than the predetermined temperature, the effective compression of the engine By controlling the ratio to a predetermined value or less, the temperature of the air in the cavity due to pressure compression is suppressed from being increased, and the ignition delay period is controlled to be a predetermined period or more. Regions can be formed to create strong longitudinal vortices in the cavity, effectively reducing NOx and soot formation.
[0088]
According to the second aspect of the invention, the control means includes a variable valve mechanism that varies the valve closing timing of the intake valve, while the control means controls the valve closing timing of the variable valve mechanism to control the intake valve. In order to reduce the intake air amount in the cavity by shifting the valve closing timing by a predetermined angle to the retard side by the variable valve mechanism, it is possible to suppress the air from being excessively pressurized and compressed in the cavity to become a high temperature. it can.
[0089]
According to the third aspect of the present invention, the control means includes any of the case where the engine load is equal to or higher than the predetermined load, the case where the supercharging pressure applied to the intake air is equal to or higher than the predetermined pressure, and the case where the intake air temperature is equal to or higher than the predetermined temperature. In such a case, by controlling the fuel injection pressure of the fuel injection valve to a predetermined value or more, the penetration of the fuel spray is increased, and a sufficient fuel vapor region is formed in the vicinity of the lip portion. Longitudinal vortices can be generated.
[0090]
According to the fourth aspect of the invention, the penetration Sp which is the reach of the fuel spray at the time when 0.42 ms has elapsed from the start of fuel injection of the fuel injection valve, the cone angle Θ of the fuel spray of the fuel injection valve, and the minimum at the lip portion of the cavity Since the diameter Dlip satisfies the relationship of Dlip = k × Sp × sin (Θ / 2) (where k = 1.4 to 1.8), the fuel from the fuel injection valve toward the lip portion The fuel spray can reach the lip portion during the fuel ignition delay period, and fuel vapor can be appropriately formed in the vicinity of the lip portion.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic explanatory view showing a fuel combustion apparatus for a diesel engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged plan view showing a main part of the fuel combustion apparatus.
FIG. 3 is an explanatory view showing a combustion concept of the present invention.
FIG. 4 is a plan view showing a combustion chamber into which fuel spray is injected.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between k value and NO generation amount.
FIG. 6 is a perspective view showing a partially cutaway VVT.
FIG. 7 is a time chart schematically showing a change in valve timing by VVT.
FIG. 8 is a flowchart showing fuel combustion control in the fuel combustion apparatus.
[Explanation of symbols]
Sp penetration (penetration force, reach of fuel spray)
Θ Cone angle of fuel spray Dlip Minimum lip diameter
IC valve closing timing Tin Intake air temperature P Supercharging pressure Pr Fuel injection pressure 1 Piston 6 Intake valve (intake valve)
8 Cavity 9 Fuel injection valve 11 Lip part 12 Recessed part (Cavity peripheral wall surface)
16 Fuel vapor 22 Crank angle sensor (control means)
23 Accelerator opening sensor (control means)
27 Supercharging pressure sensor (control means)
28 Intake air temperature sensor (control means)
29 Fuel pressure sensor (control means)
33 VVT (Variable Valve Mechanism)
40 ECU (control means)

Claims

頂部に開口端に近付くに従って径が小さくなるリエントラント型のキャビティが形成されたピストンと、
上記ピストンのキャビティ開口縁を形成するリップ部に向かって燃料を噴射する燃料噴射弁とを備え、
上記燃料噴射弁より噴射された燃料噴霧を着火遅れ期間に上記リップ部に到達させて該リップ部付近に燃料蒸気の領域を形成し、
上記燃料噴射弁の燃料噴射方向前方で燃料を着火させ、この着火による燃焼ガスの膨張流により、その着火位置前方の上記燃料蒸気を上記キャビティの周壁面に当てて該キャビティの底の方へ誘導し、火炎がキャビティの底に伝播されるように構成されたディーゼルエンジンの燃料燃焼装置であって、
エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、エンジンの有効圧縮比を所定値以下に制御することにより、着火遅れ期間を所定期間以上に制御する制御手段を備えていることを特徴とするディーゼルエンジンの燃料燃焼装置。A piston formed with a reentrant type cavity whose diameter decreases as it approaches the open end at the top;
A fuel injection valve for injecting fuel toward the lip portion forming the cavity opening edge of the piston,
The fuel spray injected from the fuel injection valve reaches the lip portion during an ignition delay period to form a region of fuel vapor near the lip portion,
The fuel is ignited in front of the fuel injection direction of the fuel injection valve, and the fuel vapor in front of the ignition position is applied to the peripheral wall surface of the cavity and guided toward the bottom of the cavity by the expansion flow of the combustion gas due to the ignition. A fuel combustion device for a diesel engine configured to propagate a flame to the bottom of the cavity,
The effective compression ratio of the engine is reduced when the engine load is equal to or higher than the predetermined load, when the supercharging pressure applied to the intake air is higher than the predetermined pressure, or when the intake air temperature is higher than the predetermined temperature. A fuel combustion apparatus for a diesel engine, comprising control means for controlling the ignition delay period to be equal to or greater than a predetermined period by controlling to a predetermined value or less .

請求項１のディーゼルエンジンの燃料燃焼装置において、
吸気弁の閉弁時期を可変とする可変動弁機構を備える一方、制御手段は、上記可変動弁機構の閉弁時期を制御することを特徴とするディーゼルエンジンの燃料燃焼装置。The fuel combustion apparatus of a diesel engine 請 Motomeko 1,
A fuel combustion apparatus for a diesel engine, comprising a variable valve mechanism that varies a valve closing timing of an intake valve, wherein the control means controls the valve closing timing of the variable valve mechanism.

請求項１又は２のディーゼルエンジンの燃料燃焼装置において、
制御手段は、エンジン負荷が所定負荷以上である場合と、吸気に加えられる過給圧が所定圧力以上である場合と、吸気温度が所定温度以上である場合とのいずれかの場合に、燃料噴射弁の燃料噴射圧を所定値以上に制御することを特徴とするディーゼルエンジンの燃料燃焼装置。The fuel combustion apparatus for a diesel engine according to claim 1 or 2 ,
The control means performs fuel injection when the engine load is equal to or higher than a predetermined load, when the supercharging pressure applied to the intake air is higher than a predetermined pressure, or when the intake air temperature is higher than a predetermined temperature. A fuel combustion apparatus for a diesel engine, wherein the fuel injection pressure of the valve is controlled to a predetermined value or more.

請求項１〜３のいずれか１つのディーゼルエンジンの燃料燃焼装置において、
燃料噴射弁の燃料噴射開始から０．４２ｍｓ経過時点での燃料噴霧の到達距離と定義したときのペネトレーションＳｐと、上記燃料噴射弁の燃料噴霧のコーン角Θと、キャビティのリップ部における最小口径Ｄlip とが次式
Ｄlip ＝ｋ×Ｓｐ×sin(Θ／２)
（但し、ｋ＝１．４〜１．８）
を満足する関係にあることを特徴とするディーゼルエンジンの燃料燃焼装置。The fuel combustion apparatus for a diesel engine according to any one of claims 1 to 3 ,
Penetration Sp when defined as the reach of fuel spray at the time when 0.42 ms has elapsed from the start of fuel injection of the fuel injector, the cone angle Θ of fuel spray of the fuel injector, and the minimum diameter Dlip at the lip portion of the cavity And the following equation: Dlip = k × Sp × sin (Θ / 2)
(However, k = 1.4 to 1.8)
A fuel combustion device for a diesel engine characterized by satisfying the following relationship.