JP4718473B2 - ディーゼル型ピストンエンジンおよびディーゼル型ピストンエンジンの制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、請求項１の前文に従ったピストンエンジンの制御方法に関する。特に、それは、燃料を燃焼室内へ直接的に噴射して点火を行うようにしたディーゼル形ピストンエンジンの制御方法に関する。本発明はさらに、請求項２３の前文に従ったピストンエンジンに関する。

重量貨物車両用の標準的な直接噴射ディーゼルエンジン、すなわち、１シリンダ当たり０．５〜４リットルの排気量を有するディーゼルエンジンでは、エンジンは、２２バールＢＭＥＰにおいて約１８０バールに達する最大シリンダ圧力で燃焼するように制御される。そのようなエンジンでは、内燃機関が最大負荷状態にあるとき、燃料が約３０クランク角度で燃焼室内へ直接的に噴射される。最大負荷では、エンジンの動作点に応じて、噴射は通常、上死点の手前１０〜１５度で開始され、死点の後の約１５〜２０度まで継続される。この形式の従来型内燃機関は、約５５〜６０％に達するターボマップ効率を有するターボユニットを備える。ターボユニットからの最大チャージ圧力は、約３３０ｋＰａ絶対圧力に達する。上記形式の従来型ディーゼルエンジンは、最大で約４５〜４６％に達する熱効率を有する。熱効率とは、燃料の、燃焼中に放出されるエネルギー量のうちの、エンジンが有用な機械仕事に変換することができる比率を意味する。

近年、ディーゼルエンジンからの排気、特に窒素酸化物および粒子の排出に関する法規制が厳しくなった。燃料がシリンダ内で燃焼するときに生成される窒素酸化物の物質量は、燃焼時および燃焼中の温度によって決まる。温度が高いほど、空気中の窒素が窒素酸化物に変換される比率が高くなる。窒素酸化物の生成量を減少させる１つの方法は、燃焼時の温度を下げることである。しかしながら、燃焼時の温度を下げることは、問題を生じる。一定の動作状態では、すす粒子の量が増加し、その理由のために、エンジンが現行の排気物規制法律下で認可を勝ち取ることができない結果になり得る。さらに、内燃機関の熱効率は、温度の低下時に減少するであろう。しかしながら、燃焼中に生成される窒素酸化物は、排気管内に位置する触媒反応室内での排出ガスの後処理によって還元され、したがって、窒素に再変換されることができる。しかしながら、触媒反応室の存在は、排出ガスの背圧を増加させる。排出ガスの背圧が増加すると、内燃機関の熱効率が低下する。さらに、内燃機関が一定の動作点で過剰な粒子量を発生する場合、現行の排気規制基準を満たすために、すす粒子の排出量を減少させる必要から、いわゆる粒子トラップを使用しなければならないであろう。粒子トラップも、排気背圧の増加を引き起こし、したがって、内燃機関の熱効率を低下させる。

すす粒子および窒素酸化物の最大許容排出レベルに関して法的規制が課せられる内燃機関の製造者が直面する１つの問題は、求められる許容排出レベルが絶えず引き下げられていることにある。排出レベルを引き下げる要求は、第１に、低い燃料消費量でエンジンを最適化することができないこと、第２に、排気低減周辺装置が必要とされ、これが内燃機関の熱効率の低下の一因となることを意味する。

本発明の目的は、内燃機関の制御方法であって、それにより、窒素酸化物およびすす粒子の排出に関する規制を守り続けながら、内燃機関の熱効率を増加させることができる制御方法を提供することである。

この目的は、請求項１の特徴部分に従った方法によって達成される。

従来のディーゼル形内燃機関において、上死点の前に十分な量の燃料を確実に供給し、それにより、膨張する、したがって冷却された燃焼室への噴射から生じる悪影響を軽減するために、噴射を早めに、上死点の手前１０〜１５クランク角度で開始しなければならない。そのような悪影響の例として、熱効率の低下およびすすの増加がある。さらに、従来のディーゼル形内燃機関では、上死点の後の１５〜２０クランク角度まで噴射が継続される。緩慢燃焼では、多くの熱が内燃機関の冷却システムに排出され、結果的に内燃機関の熱効率が低下する。さらに、緩慢燃焼では、高温の排出ガスが排出される量が増加し、それも熱効率の低下の一因である。既知の直接噴射ディーゼルエンジンに比べて噴射時間が大幅に短縮することにより、長い噴射時間に伴う問題の軽減、およびそれによるエンジンの熱効率の増加が確実に得られる。本発明によれば、内燃機関に加えられる負荷が７バールＢＭＥＰを超えるとき、０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値で上記噴射装置から燃料が噴射される。

特定の噴射時間を決定する値は、エンジンサイズに関係なく、噴射時間の長さの測定値である。特定の噴射時間を決定する値（ψ_ｓｐｅｃ）は、クランク角度単位の噴射時間（ψ_ｉｎｊ）、バール単位の平均有効圧力（ＢＭＥＰ）、およびｍ／秒単位の平均ピストン速度（υ_ｐ）によって以下のように計算される。
ψ_ｓｐｅｃ＝ψ_ｉｎｊ／ＢＭＥＰ・υ_ｐ［°υυ／（バール・ｍ／秒）］
ＢＭＥＰは以下のように定義される。
ＢＭＥＰ＝Ｔ_{ｂｒａｋｅ}・４π／Ｖ・１０^−５［バール］
但し、Ｔ_{ｂｒａｋｅ}は、クランクシャフトで測定したＮｍ単位のブレーキトルク、Ｖは、ｍ^３単位の排気量である。したがって、ＢＭＥＰは、エンジンサイズに関係なく、吸入段階、圧縮段階、膨張段階および排出段階を含めた完全な１サイクル中に伝達されたクランクシャフトトルクの平均値である。

噴射時間の長さは、開放斜面および閉鎖斜面でニードル揚程が５０％である間のクランク角度単位での距離として定義される。図１にグラフが概略表示で示されており、このグラフは、ニードル揚程をクランク角の関数として示す。噴射弁の開放を描く斜面Ｏおよび噴射弁の閉鎖を描く斜面Ｃは共に比較的急傾斜である。一般的に、噴射弁の弾性特性に依存する小さいオーバーシュートＯｓが開放段階に存在する。開放の開始前には、ゼロ位置からの一定の小さいずれＢが発生する可能性がある。さらに、 反跳現象Ｒにより、噴射弁が閉鎖する瞬間が曖昧になる可能性がある。噴射時間を決定することの困難さをなくすために、上記に従って、それは開放斜面Ｏおよび閉鎖斜面Ｃでニードル揚程が５０％である間のクランク角度単位での距離Ｄとして定義される。

本発明は、比較的高い負荷および回転数の状態で短い特定の噴射時間を決定する値を用いる。特定の噴射時間を決定する値の閾値として０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）が選択され、それにより、クランク角度単位で測定される噴射時間は、２２バールＢＭＥＰかつ７．５ｍ／秒の平均ピストン速度において１８クランク角度未満であろう。２２バールＢＭＥＰは、重量運搬車両用の最近のディーゼルエンジンの全負荷にほぼ対応する。

図２ａ〜図２ｄには、多くの動作シナリオの場合の噴射時間の測定値が示されている。

本発明の開発中に、内燃機関の熱効率に対する特に好都合な効果は、より高いＢＭＥＰで得られることが研究からわかった。本発明の好適な実施形態では、１２バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷、特に１８バールＢＭＥＰを超える負荷において、特定の噴射時間を決定する値が０．０９５クランク角度／（バール×ｍ／秒）および０．０９クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満になるようにするために、上記基準は幾分変更される。図３には、１組の平均ピストン速度について、特定の噴射時間を決定する値が内燃機関に加えられる負荷の関数として示されている。

本発明の一実施形態によれば、上死点の手前１０クランク角度および上死点の後の１クランク角度の間の範囲内で燃料供給が開始される。図４に記録されている計算値は、熱効率が噴射の開始点に大きく依存することを示す。噴射は好ましくは、上死点の手前８クランク角度および上死点間の範囲内で起きる。上記提案に従って噴射時間の開始点を与えることにより、熱伝達および摩擦による寄生損失が確実に減少する。噴射の持続時間も、燃料消費量に対して明らかな影響を有する。

本発明の一実施形態によれば、８５％未満の最小ガス容積効率を与えるために、上記燃焼室はガス交換弁を備える。ガス交換弁とは、吸入弁および排気弁を意味する。考えられる最高のガス容積効率を内燃機関に与えるように定められる開放時間および閉鎖時間であるガス交換弁の開放時間および閉鎖時間を、内燃機関用に通常に定められるそれぞれの開放時間および閉鎖時間に対して変化させることにより、制御が行われる。低いガス容積効率を与えるように吸入弁が制御されるエンジンは通常、ミラーエンジンと呼ばれる。ミラーエンジンの概念は、米国特許第２６７０５９５号で紹介された。本発明のさらなる実施形態によれば、ガス容積効率は、内燃機関に加えられる負荷および内燃機関の平均ピストン速度に応じて変化する。ガス容積効率は、図５から明らかであるように、４５％〜８５％間で変化することができる。本実施形態の１つの変更例によれば、低いガス容積効率を与えるために、吸入弁が早く閉鎖される。最近の標準的なエンジンでは、下死点の後の５６クランク角度までに弁間隙がゼロになる吸入弁の閉鎖が起きる。これの効果は、ガス容積効率が通常、少なくとも９０％に達することである。固定カム輪郭が使用される本発明によれば、高負荷かつ高回転数において下死点の手前３０クランク角度までの（弁間隙がゼロになる）吸入弁の閉鎖時間が使用される。電気機械式制御吸入弁および／または電気機械式制御排気弁を利用することも可能である。電気機械式弁制御の場合、開放および閉鎖のプロセスはそれぞれ、従来のカムシャフトを使用する場合より一般的に迅速に進む。このことは、カムシャフト作動式弁の使用と関連させて開放時間および閉鎖時間をシフトしなければならないことを意味する。この場合、電気機械式制御弁用の開放時間および閉鎖時間は、シリンダ室内に所望のチャージ密度またはガス容積効率が得られるように設定される。

ガス容積効率とは、供給ガス量と燃焼室の排気量との比率を意味する。排気ガス再循環、すなわちＥＧＲが使用される場合、供給ガス量は、供給ガス量および供給空気量の合計を含む。ＥＧＲが使用されない場合、供給ガス量は供給空気だけを含む。

１つまたは複数のターボユニットを装備した内燃機関では、シリンダ内での燃焼プロセスの効率を優先する、あるいは、それぞれエンジンのガス容積効率の最適化、または燃焼プロセスおよびガスタービンプロセス間の最適化によるターボユニットのガスタービンプロセスを優先するように、内燃機関を制御することができる。シリンダ内の燃焼プロセスの効率は、燃焼プロセスに供給される（摩擦、熱伝達およびガス交換の仕事の形の寄生損失に影響を及ぼす）ガス量を最適化することによって改善される。ガス量は、（図示の実施形態では、吸入弁の閉鎖点を変更することによって）ガス容積効率を介して制御される。ガスタービンプロセスは、エンジンを通るガス流の制御によっても促進される。一定の動作点でのガス容積効率の最適選択は、ガスタービンプロセスおよび燃焼プロセスが高いプロセス効率で同時に働くようにするものである。ガス容積効率の最適選択は、ガスタービンプロセスのプロセス効率に大きく依存している。ガスタービンプロセスのプロセス効率が高いほど、ある一定の動作点での最適ガス容積効率が低い。非常に効率的なガスタービンプロセス（中間冷却および後冷却を含む直列２段システムにおいて少なくとも７０％のターボマップ効率）では、重量形ディーゼルエンジンに重要な動作点において最適ガス容積効率が７０％より低いことが明らかである。

エンジンを通るガス流が熱効率に重要であることは、図６および図７にはっきり示されている。動作点間でガス容積効率を変化させることにより、空気過剰量を制御することができる。対応のターボ構造を有する内燃機関において、ターボユニットのある一定の効率について、ある所望の空燃比でエンジンを熱効率の点で最適化するガス容積効率があると言える。図６には、第１低圧ターボと、この低圧ターボの下流側に配置された第２高圧ターボとを有するターボシステムであって、ターボシステムを形成する高圧ターボおよび低圧ターボが、５０％に達する効率を有するようにしたターボシステムについて、熱効率が空気過剰率λの関数として示されている。空気過剰率は、すべての供給酸素が燃焼で消費されるとき、λ＝１であるように定義される。たとえば、λ＝１．２の場合、供給酸素の２０％が燃焼後にも残る。

図面から、空気過剰率λが１．８未満である場合、ガス容積効率が熱効率にとって重要でないことがわかるであろう。空気過剰率λが１．８を超える場合、ある一定の値の空気過剰率λについて、ガス容積効率が低いほど、熱効率が低くなると言える。

図７には、第１低圧ターボと、この低圧ターボの下流側に配置された第２高圧ターボとを有するターボシステムであって、ターボユニットを形成する低圧ターボおよび高圧ターボが、７０％に達する効率を有するようにしたターボシステムについて、熱効率が空気過剰率λの関数として示されている。

この図面から、ある一定の値の空気過剰率λにおいて、ガス容積効率が低いほど、熱効率が高くなることが明らかである。すなわち、１ターボ段当たりのターボマップ効率が十分に高い、すなわち、第１実施形態よれば、ターボマップ効率が６０％を超え、第２の好適な実施形態によれば、ターボマップ効率が６５％を超え、第３のさらに好適な実施形態によれば、ターボマップ効率が７０％を超えるとき、ガス容積効率の減少に伴って熱効率が増加する。さらに、ガス容積効率が低いとき、１．７＜λ＜２．１の範囲内の通常の空気過剰率λでは、熱効率が比較的一定であることがわかるであろう。他方、高いガス容積効率では、熱効率が急激に低下する。平均ピストン速度が６．２５ｍ／秒、かつエンジン負荷が２６バールＢＭＥＰでは、容積効率が７０％未満、好ましくは６０％未満であることを確保することが好ましい。

図８〜図１０は、ＢＳＦＣ（正味燃料消費率）として表された熱効率を吸入弁の閉鎖時間の関数として示す。これらの調査は、２段過給システムを備えた内燃機関に関する。吸入弁は、固定カム輪郭を有するカムシャフトによって制御される。電気機械式制御吸入弁を使用する場合、そのような弁は開閉プロセスがより高速であることから、シリンダを通るガス流の所望のガス容積効率を得るために、弁時間をシフトする必要があるであろう。

図８〜図１０において、５００クランク角度未満の吸入弁の閉鎖時間では、ＢＳＦＣが大幅に増加することがわかるであろう。これは、この領域ではガス容積効率が加速的に漸減することによる。

図８は、圧縮機／タービン対で約５６％になる従来効率を有する従来型２段過給システムを備えるエンジンについて、ＢＳＦＣ（正味燃料消費率）として表された熱効率を吸入弁の閉鎖時間の関数として表す。エンジンは、本発明に従って高速燃焼用に構成されている。この場合、熱効率は、低ガス容積効率の使用による影響を大して受けないことがわかるであろう。

図９は、圧縮機／タービン対で約６５％になる向上効率を有する改良型２段過給システムを備えるエンジンについて、吸入弁の閉鎖時間の関数として表された熱効率を示す。エンジンは、本発明に従って高速燃焼用に構成されている。この場合、熱効率が上昇して、空気過剰率λ＝１．９（連続線）の場合、約５１５クランク角度、すなわち、下死点の手前２５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達し、空気過剰率λ＝２．１（破線）の場合、約５２５クランク角度、すなわち、下死点の手前１５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達し、空気過剰率λ＝２．３（点線）の場合、約５３５クランク角度、すなわち、下死点の手前５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達することがわかるであろう。空気過剰率λの値が上昇したとき、最適値ははっきりしなくなる。

図１０は、圧縮機／タービン対で約７０％になる向上効率を有する従来型２段過給システムを備えるエンジンについて、ＢＳＦＣ（正味燃料消費率）として表された効率を吸入弁の閉鎖時間の関数として示す。エンジンは、本発明に従って高速燃焼用に構成されている。この場合、熱効率が上昇して、すなわち、ＢＳＦＣが低下して、空気過剰率λ＝１．９（連続線）の場合、約５０５クランク角度、すなわち、下死点の手前３５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達し、空気過剰率λ＝２．１（破線）の場合、約５１５クランク角度、すなわち、下死点の手前２５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達し、空気過剰率λ＝２．３（点線）の場合、約５２５クランク角度、すなわち、下死点の手前１５クランク角度の吸入弁の閉鎖時間で最適値に達することがわかるであろう。この場合、吸入弁の早期閉鎖の利点が、１段当たりの効率が６５％のターボ構造を使用するときよりさらに明らかに見える。さらに、空気過剰率λ＝２．３の曲線は、吸入弁の早期閉鎖に対してはっきりした最適値を示し続ける。

従来より既知のエンジン構造では、ミラー概念は、エンジンの熱効率の増加にあまり貢献することができなかったため、忘れられていた。本発明のこの好適な実施形態では、高速燃焼を行う、すなわち、特定の噴射時間を決定する値が０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満であるとともに、２段ターボ構造を有し、その各段のタービン／圧縮機対の機械効率が６０％を超える、好ましくは６５％を超える、特に好ましくは少なくとも７０％に達するようにした内燃機関を使用する際に、比較的低いガス容積効率であると同時に、熱効率が高い動作範囲内で内燃機関が確実に動作できるようにすることにより、熱効率の増加が達成されるという驚くべき事実を利用している。

本発明の一実施形態によれば、上記燃焼室に設けられたガス交換弁は、エンジンの動作状態に応じて４５％〜８５％の範囲で変化するガス容積効率を与えるように制御される。本発明の一実施形態によれば、開放プロセスおよび／または閉鎖プロセスが調節可能であるガス交換弁が使用される。

本発明のこの実施形態によれば、内燃機関は、燃焼室の吸入弁の閉鎖時間が内燃機関の動作状態に応じて変化することにより、適正な空気量が保証される。この実施形態の一変更例によれば、ガス交換弁は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度、かつ１５バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷において内燃機関に少なくとも第１動作範囲を与えるように制御され、この第１範囲内のガス容積効率は７０％未満である。ガス容積効率の変化は、電子制御弁、または可変カム輪郭を有する機械制御弁を設けること、あるいは当業者には既知の何らかの他の方法で内燃機関の弁の閉鎖時間を変化させることにより、達成されることができる。

以下の例では、固定カム輪郭を有するカムシャフトを使用した場合について、吸入弁に適した閉鎖時間が示されている。それらの例は、良好な熱効率を得るためにガス容積効率をどのように選択すべきかを示す。

第１の例示的な実施形態によれば、１段当たり６５％の効率のターボ構造において、吸入弁の閉鎖は、下死点の手前３０クランク角度から下死点の後の２０クランク角度までの範囲内へ前倒しされる。

要約すると、１段当たり６５％の効率のターボ構造において、吸入弁は、空気過剰率λが２．１〜２．３である場合、下死点の手前約１０クランク角度、すなわち、下死点の手前約２０〜０クランク角度で閉鎖し、空気過剰率λが１．９に達する場合、下死点の手前約２０クランク角度、すなわち、下死点の手前約３０〜１０クランク角度で閉鎖することが好ましいことが判明した。

１ターボユニット当たり７０％の効率のターボ構造では、吸入弁は、空気過剰率λが２．１〜２．３である場合、下死点の手前約２０クランク角度、すなわち、下死点の手前約３０〜１０クランク角度で閉鎖し、下死点の手前約３０クランク角度、すなわち、下死点の手前約４０〜２０クランク角度で閉鎖することが好ましいと言える。

本発明の上記の例示的な実施形態では、吸入弁の早期閉鎖の結果として、ガス容積効率が８５％より低くなる。一定の動作シナリオでは、内燃機関の熱効率の最適値で、ガス容積効率が４８％の低さになるであろう。

吸入弁の閉鎖が上記のように前倒しされる場合、ＮＯｘの生成が減少することも明らかになった。図８〜図１０では、ＮＯｘの生成が、吸入弁の閉鎖時間の関数として示されている。排出ガスの後処理は、それ自体が内燃機関に負荷をかけるが、その必要が少なくなるので、これも熱効率の向上に貢献する。

一実施形態によれば、上記燃焼室への空気および燃料の供給は、１．９を超える空気過剰率λを与えるように調節される。通常より大きい空気過剰率を使用することにより、内燃機関の熱効率が増加すると同時に、ＮＯｘの生成を維持しながら、すすの生成が減少する。

本発明の好適な変更例によれば、吸入弁を下死点の前に閉鎖することにより、ガス容積効率の減少が達成される。これらの場合、ピストンが吸入弁の閉鎖時点および下死点でのピストンの位置から移動するのに伴って燃焼室内に存在する空気が膨張するとき、ガス容積効率が減少する。この膨張により、燃焼室内の空気が幾分冷却される。冷却された空気は、燃焼で生成されたＮＯｘの量の減少を助ける。さらに、内燃機関の冷却システムに加わる熱負荷が減少し、これは、冷却損失の削減に、従ってエンジンの熱効率の増加に貢献する。

本発明の一実施形態によれば、低いガス容積効率を生じる固定カムが使用される。固定カムとは、開放時間および閉鎖時間を変化させることができない機械操作開閉装置を意味する。本発明の一変更例によれば、吸入弁を下死点の前に閉鎖することにより、所望のガス容積効率が達成される。そのようなエンジンは、動作点においてエンジンを良好な効率で駆動しなければならない固定装置に適する。

吸入弁の閉鎖時間の変化は、負荷およびエンジン速度の増加に伴って閉鎖時間が前倒しされるように実施されることが好ましい。閉鎖時間の変更をいかに実行することができるかの一例が、図１１に示されている。この例示的な実施形態では、１５００ｒ．ｐ．ｍのエンジン速度において、すべての動作点で可能な最も早い閉鎖が用いられる。閉鎖点が５２０クランク角度に設定されている。従来では、閉鎖点は５９６クランク角度に設定されている。１２５０ｒ．ｐ．ｍのエンジン速度では、全負荷および全負荷の７５％に対応する部分負荷において５２０クランク角度の閉鎖点が使用される。全負荷の５０％に対応する部分負荷の場合、５５０クランク角度の閉鎖点が使用され、全負荷の２５％に対応する部分負荷の場合、５９６クランク角度の閉鎖点が使用される。１０００ｒ．ｐ．ｍのエンジン速度では、全負荷において５４０クランク角度の閉鎖点が使用される。全負荷の７５％に対応する部分負荷の場合、５５０クランク角度の閉鎖点が使用される。全負荷の５０％および２５％に対応する部分負荷の場合、５９６クランク角度の閉鎖点が使用される。本実施形態によれば、閉鎖点の変更を利用し、それにより、さまざまな動作状態において内燃機関の燃焼室に適正な空気量を確実に与えるようにすることができる。それにより、過給システムの良好な効率を可能にする動作状態で過給システムが確実に働くことができるようにするために、過給システムをより自由に制御することができる。低負荷かつ低いエンジン速度において吸入弁がより長い時間にわたって開放していることは、内燃機関がこの動作範囲内で非常に良好な過渡応答を得ることを意味する。本用例では、閉鎖点は、４行程内燃機関の吸入段階での吸入弁の開放に関連する上死点が３６０°に位置するような大きさである。後続の下死点は５４０°に位置する。

上記によれば、内燃機関は好ましくは、低圧ターボおよび高圧ターボと中間の冷却とを有するターボシステムを介して過給される。第６実施形態の第１変更例によれば、このターボシステムの高圧ターボおよび低圧ターボは、６０％を超えるターボマップ効率η_{ｔｕｒｂｏ}を有する。ターボマップ効率η_{ｔｕｒｂｏ}の場合、η_{ｔｕｒｂｏ}＝η_{ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ}・η_{ｔｕｒｂｉｎｅ}・η_{ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ}であり、但し、η_{ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ}は圧縮機段階の効率であり、η_{ｔｕｒｂｉｎｅ}はタービンの効率であり、η_{ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ}はタービンおよび圧縮機間の動力伝達効率である。圧縮機およびタービン段階のそれぞれの効率は、非脈動流を部品上に流した試験あるいは計算によって作製されたチャートから引き出されている。ターボマップ効率とは、装置を駆動する動作点について、そのようなチャートから引き出されたタービン段階および圧縮機段階の効率値を互いに掛け合わせ、かつその結果に関連の機械効率を掛けることによって得られた効率を意味する。

第２変更例では、ターボマップ効率が６５％を超える。第３変更例では、ターボマップ効率が７０％を超える。約７０％のターボマップ効率を有するターボシステムを図１２〜図１５に関連させて説明する。このターボシステムは、低圧ターボおよび高圧ターボと中間冷却とを有する。急速燃焼であるとともに、吸入弁の閉鎖時間が可変である結果、ターボマップ効率の１パーセントの上昇に対して、内燃機関の熱効率が０．１５パーセントだけ上昇することが、計算からわかった。従来型制御のエンジンを使用する場合、ターボマップ効率の１パーセントの上昇に対して、熱効率は０．０５パーセント上昇するだけである。このように熱効率の改善への貢献が低いことは、歴史的に見て、単段タービン内の圧縮機部品の効率が、過去２５年間でわずかに２〜３パーセント改善されただけであることを意味してきた。トラック用に市販されている既知のターボ圧縮機では、効率が１９７７年の約７７％から２０００年の約７９％に改善された。極めて簡単であるが、さらなる効率の向上を行う価値はなかった。図１２〜図１５に関連させながら説明した新しいターボユニットでは、低圧圧縮機および高圧圧縮機の効率が約８３％である。

熱効率をさらに上昇させるために、排気ダクト、タービンケーシングおよび排気マニホルド、すなわち、排出ガスによって明らかに加熱されるすべての部品に断熱コーティングが施される。これにより、排気ダクトへの熱伝達の削減がもたらされて、過給システム内で回収されるエネルギーの比率を増加させることができる。

熱効率をさらに上昇させることを目指して、燃焼中の最大シリンダ圧力が８・ＢＭＥＰを超えることができるように、上記燃焼室への空気および燃料の供給を調節することができる。好適な実施形態では、燃焼中の最大シリンダ圧力が９・ＢＭＥＰを超えることができるように、上記燃焼室への空気および燃料の供給が調節され、さらなる変更例では、燃焼中の最大シリンダ圧力が１０・ＢＭＥＰを超えることができるように、上記燃焼室への空気および燃料の供給が調節される。

本発明は、さまざまな実施形態および変更例の組み合わせによって変更することができる。

本発明はまた、上記原理を利用した内燃機関に関する。この発明は、請求項２３の特徴部分に従った内燃機関において明らかになる。

本発明の実施形態は、従属請求項２４〜４４において明らかになる。

添付図面と関連させながら、本発明の一実施形態を説明する。

図１６は、良好な熱効率が得られるように制御された内燃機関を概略的に示す。内燃機関５１は、ピストンエンジン形であり、それぞれシリンダ５２によって形成された１組の燃焼室と、各シリンダ内に移動可能に配置されたピストン５３とを有し、ピストンはコネクティングロッド５５によってクランクシャフト５４に連結されている。燃焼室は、上記燃焼室内へ直接的に燃料を噴射するように構成された噴射装置５６を備える。噴射装置は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度、かつ６バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を与えるように構成されている。

この目的のために、噴射装置は、０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を可能にする噴射ノズルを有する。１シリンダ当たり２リットルの排気量を有する内燃機関の場合、従来型噴霧器に比べて穴面積が大きい噴霧器を使用するのが好ましい。さらに、メートル／秒の単位で測定した噴射速度が、従来型噴射器の場合とほぼ同一のままであるように、噴射装置を調節することが望ましい。噴霧器の流量係数は、１シリンダ当たり２リットルになる排気量を有するエンジンの場合、２／５リットル／分を超える。急速噴射時間を可能にする噴射装置の構造については、米国特許第５３０２７４５号および米国特許第６３４９７０６号が参照され、これらの特許の記載は本明細書に援用される。所望の特定の噴射時間を決定する値を達成するための噴射器カムおよび噴霧ノズルの構造について、当業者は熟知している。

各シリンダ室５２は、少なくとも１つの吸入弁５７および排気弁５８を備える。弁は好ましくは、上記に従って内燃機関を低いガス容積効率で動作させることができるように構成される。この目的のために、吸入弁および／または排気弁は、固定の動作状態において最適な低ガス容積効率を可能にする固定カムを備えることができる。エンジンを一定負荷の装置で使用する場合、これが可能である。エンジンを可変負荷の装置で使用する場合、好ましくは弁アクチュエータ５９、６０が使用され、これらは、吸入弁および／または排気弁を調節可能に開閉することができるようにする。ガス交換弁を調節可能に開閉すること自体は従来より既知である。弁の可変の開放および／または閉鎖を達成するための装置の例が、米国特許第６２５７１９０号、米国特許第６０５３１３４号、米国特許第５５３７９６１号および米国特許第５１０３７７９号に挙げられており、これらの特許の記載は本明細書に援用される。

吸入弁５７および排気弁５８の各々の開放点および／または閉鎖点を調節するために、制御装置６１が設けられている。制御装置６１は、開閉時間を調節するために、それぞれの弁アクチュエータ５９、６０と連絡する。制御装置は、エンジン負荷および平均ピストン速度の関数として、所望のガス容積効率を表示する第１表示部を有する。この表示部はマトリックスの形で構成されて、図５に示されたようなチャートを表示する。マトリックスで記録されている測定値は、現行の排気規制基準を満たしながら、最大熱効率を得るための最適ガス容積効率が達成されるテストベンチ測定値に基づく。マトリックスは、データベース６２として保存され、所望のガス容積効率ηは、エンジン速度ｎおよび、たとえばＢＭＥＰで表されたエンジン負荷の形の入力データを介して与えられる。エンジン速度情報は、既知のやり方で、たとえばクランクシャフトに取り付けられた歯車のコグの通過を検出する誘導性ピックアップによって得られる。エンジン負荷情報は、たとえば燃料の噴射量に関するデータから、あるいはトルクトランスミッタからの直接測定によって得ることができる。所望の空気過剰率λ、あるいは内燃機関が排出ガス再循環系を備える場合、適当ならば、所望の等価空気過剰率に関する情報もある。等価空気過剰率とは、シリンダ内の空気および再循環排出ガスの特定質量と化学量論的燃焼を可能にする空気の質量との比を意味する。この情報は、負荷およびエンジン速度の関数としての所望の空気過剰に関する表示６３として記録される。所望のガス容積効率に関する情報、あるいはＥＧＲが使用される場合、所望の等価空気過剰率に関する情報から、ガス交換弁５７、５８の開放時間および閉鎖時間が第３表示部６４に発生される。本発明の一実施形態によれば、表示部６２〜６４を単一の表示部で簡単に表すことができ、その場合、吸入弁の閉鎖時間はエンジン負荷およびエンジン速度の関数として表される。そのような表示部の一例を図１１に見ることができる。

本発明の一実施形態によれば、より詳細に後述する過給システムが使用される。過給システムは、第１に、排気量が約６〜約２０リットルのディーゼルエンジン用で、好ましくはトラック、バスおよび建設機械などの重量運搬車両で使用されるディーゼルエンジン用であることを意図されている。過給システムは、現行システムより相当に効果的な過給を行うという特徴を有する。過給は、中間冷却を含む２つの直列された半径流形圧縮機で、２段式に実現される。低圧圧縮機と呼ばれる第１圧縮機段は、軸流形の低圧タービンによって駆動される。高圧圧縮機である第２圧縮機段は、半径流形の高圧タービンによって駆動される。

図１２は、６つのエンジンシリンダ１１を有するエンジンブロック１０を示し、エンジンシリンダは、従来のやり方で、吸気マニホルド１２および２つの個別の排気マニホルド１３、１４と連通している。これらの２つの排気マニホルドの各々は、エンジンシリンダのうちの３つから排出ガスを受け取る。排出ガスは、個別の管１５、１６を通って高圧ターボユニット１８内のタービン１７まで送られ、高圧ターボユニットは、タービン１７と共通のシャフトに取り付けられた圧縮機１９を有する。

排出ガスは、管２０を通って前進して、低圧ターボユニット２２内のタービン２１へ送られ、この低圧ターボユニットは、タービン２１と共通のシャフトに取り付けられた圧縮機２３を有する。排出ガスは最終的に管２４を通って前進してエンジンの排気システムに送られ、このシステムは、排出ガスの後処理用のユニットを有することができる。

濾過吸入空気が、管２５を通ってエンジンに取り入れられて、低圧ターボユニット２２の圧縮機２３へ送られる。管２６が吸入空気を第１給気冷却器２７に通して前進させて、高圧ターボユニット１８の圧縮機１９へ送る。中間冷却を含むこの２段過給の後、吸入空気は管２８を通って前進して第２給気冷却器２９に送られ、その後、吸入空気は管３０を経て吸気マニホルド１２に達する。

この実施形態に従ったターボ過給機システムが、図１３により詳細に示されており、図１３は、高圧タービン１７に通じる二重らせん入口１５、１６を図示し、各入口は入口ガイドレール１７ａを介してタービンの半分にガス流を供給する。高圧タービン１７は半径流形であり、かつ短い中間ダクト２０によって低圧タービン２１に接続されており、低圧タービンが軸流形であるために、この短い中間ダクトが使用可能である。この短い流路は、タービン段の間の圧力損失を最小限に抑える。

高圧タービン１７は、高圧圧縮機１９と一緒にシャフト３１に取り付けられている。低圧タービン２１も同様に、低圧圧縮機２３と一緒にシャフト３２に取り付けられている。２つのターボユニット１８、２２は、実質的に同一の長手方向軸に沿った向きに配置されている。中間ダクト２０はシール３３を備え、これは、熱応力および一定の組み立て不良を吸収する、軸方向および半径方向の一定の可動性を許容することによって、設置張力および漏れを抑制しようとする。

軸流低圧タービンは、入口ガイドレール３４を備え、この入口ガイドレールは、最大効率が得られるようにタービンの中央区域の近くでの仕事を最適化するように構成されている（周縁効果および損失が最小であるタービンブレードの中心付近で最適化されるように、そのタービン段の仕事を分散させる目的で、輪郭の重心が曲線に沿うガイドレールを有するいわゆる「複合希薄」構造）。低圧圧縮機は、図１４を参照しながらより詳細に後述するように、大きいバックスイープを備える構造のブレードを有する半径流形である。高圧圧縮機１９も同様に半径流形であり、そのブレードは、低圧圧縮機２３の場合と同様にバックスイープを備えることが好都合である。

図１４から、ブレード３５の出口接線の方向の根元区域および先端区域間を通る仮想延長線と、圧縮機ホィールの中心軸とブレードの外側の点とを結ぶ（一点鎖線で表示された）線３６との間のブレード角β_ｂ２が少なくとも約４０度、好ましくは少なくとも約４５〜５５度であることがわかるであろう。市販されているターボ圧縮機のブレード角β_ｂ２は約２５〜約３５度である。本実施形態に従ったターボ過給機システムの試験で、ブレード角を少なくとも約４０度まで増加させることが好都合であることがわかった。このようにブレード角が増加する効果は、主に、圧縮機ホィールの対応のタービンが、ある一定の圧力比においてより高速で回転することにある。速度の増加は、タービンホィールの直径が、したがって慣性の質量モーメントも減少することを意味する。これの副次的な効果として、慣性の質量モーメントの減少は、タービンホィールをその有効速度範囲までより容易に加速することができることを意味するので、エンジンの過渡応答も改善される。加えて、特に、ブレードの圧力側および吸入側に沿った流れの速度差が減少する結果として、圧縮機の効率が高まり、それによって二次流れが減少し、そのために損失が低減するとともに、さらにロータ出口内での流速が低下する結果として、後続のディフューザ内での損失が低減する。

圧力の増加を最適化するために、両方の圧縮機は、それぞれの圧縮機ホィールの下流側にガイドレールを備える。このディフューザは好ましくはＬＳＡ（低剛率エアフォイル）形であり、これは、ブレード間の距離（ピッチ）に対する長さの比が０．７５〜１．５である空力的構造のブレードを備えたディフューザを示す。

タービンから出る動圧力を回収するために、低圧タービン２１の後に出口ディフューザ３７が配置されている。ディフューザは、排出ガスを排気管２４へ案内する排気集合管３８内に開いている。ディフューザは、軸方向入口と略半径方向出口とを有する環状ダクトとして構成されている。後続の集合管からの再循環ガスによって流出が妨害されるのを防止するために、ディフューザの外側ダクトは、フランジ３７ａで閉鎖される。集合管のサイズを小さくするために、このフランジ３７ａを非対象形に配置することができる。フランジは、排気集合管３８の出口の直前で最大半径方向高さを有し、直径方向に対向した側で最小半径方向高さを有する。

図１５に示された高圧タービン１７は、高圧圧縮機１９を駆動するが、半径流形であって、比較的高速の回転用に、小径で実現されるタービンホィールを有する。これにより、タービンホィールハブ４０内の、この形式のタービンの従来技術では一般的に使用されている種類のリセス３９（いわゆる「スカロッピング」）をなくすことが可能である。図１５では、単に従来技術を示すために、これらのリセス３９が点線で示されている。これらのリセスがなくなる結果として、タービンホィールはより効率的に動作することができ、全体的効率が高まる。

タービンは、各ホィールの上流側に入口ガイドレールを有して、最適流がホィールに当たるようにしている。半径流形高圧タービンおよび軸流形低圧タービンを有する構造は、中間ダクトが短いことにより、タービン段間の流れ損失を最小限に抑えることができることを意味する。ディーゼルエンジンから出る排出ガス内のエネルギーを最適利用するために、高圧タービンは二重らせん入口を備えていた。しかしながら、本実施形態の変更形では、単一、二重または多重入口を有する従来型入口を用いることもできる。

排気量が６〜２０リットルのディーゼルエンジンに適した圧力、すなわち約４〜６バールの絶対圧力を発生するために、各圧縮機は入口圧力の２〜２．５倍の圧力増加を行うだけでよく、したがって、通常の単段圧縮機より低い圧力比に対して最適化される。

以上に記載したターボ過給機システムは、いわゆるミラー機能を備えた４行程ディーゼルエンジンに好都合に適用されることができ、ミラー機能とは、有効圧縮の一部がシリンダからターボ圧縮機へ移され、その後に給気冷却器で冷却され、そこで空気体積の温度を低下させ、それにより、シリンダ内でより効果的な熱力学的プロセスが発生し、かつ排気、たとえば、窒素酸化物（ＮＯｘ）が減少することを意味する。

ターボ過給機システムは、「ロング・ルートＥＧＲ」形の、すなわち低圧タービン２１の出口の後で排出ガスが取り出され、低圧圧縮機の入口の前でエンジンの吸気側に再循環されることができる排出ガス再循環を行うエンジンにも使用されることができる。

内燃機関からの排気を減少させるために、内燃機関は、排出ガスの触媒減少を行う手段を、おそらくはＥＧＲと組み合わせて備えることができる。窒素酸化物の選択的触媒減少を行う既存の技術の一例が、米国特許第６０６３３５０号に記載されており、この特許の記載は本出願に援用される。

内燃機関はさらに、内燃機関からのすすの排出を減少させるための粒子フィルタを備えることができる。本発明に従ったエンジン制御機構を用いたエンジンと組み合わせて使用することができる粒子フィルタの一例が、米国特許第４９０２４８７号に記載されており、この特許の記載は本出願に援用される。

本発明は、上記の実施形態に制限されないと見なされるべきであり、以下の特許請求の範囲内で自由に修正されることができる。

噴射器内のニードル揚程をクランク角度の関数として表すグラフを概略図で示す。 さまざまな動作シナリオにおいてニードル揚程の測定値をクランク角度の関数として示す。 さまざまな動作シナリオにおいてニードル揚程の測定値をクランク角度の関数として示す。 さまざまな動作シナリオにおいてニードル揚程の測定値をクランク角度の関数として示す。 さまざまな動作シナリオにおいてニードル揚程の測定値をクランク角度の関数として示す。 １組の平均ピストン速度において特定の噴射時間を決定する値を内燃機関のＢＭＥＰの関数として示す。 噴射の開始点および持続時間に対する熱効率の依存性を示す。 最適ガス容積効率をエンジン負荷の関数として示す。 １段当たり５０％になるターボマップ効率を有するターボユニットについて熱効率を空気過剰率λの関数として示す。 １段当たり７０％になるターボマップ効率を有するターボユニットについて熱効率を空気過剰率λの関数として示す。 従来型２段過給システムを有するエンジンについて吸入弁の閉鎖時間の関数として表された熱効率を示す。 約６５％になる向上ターボマップ効率を有する２段過給システムを備えたエンジンについて熱効率を吸入弁の閉鎖時間の関数として示す。 約７０％になる向上ターボマップ効率を有する２段過給システムを備えたエンジンについて熱効率を吸入弁の閉鎖時間の関数として示す。 吸入弁の閉鎖時間の変化をどのように実行することができるかの一例を示す。 ２段ターボ過給機システムを有する内燃機関を概略図で示す。 ターボ過給機システムを形成する２つのターボ過給機段を通る長手方向断面図である。 ターボ過給機システムで使用される圧縮機ホィールを一部破断した平面図で示す。 高圧タービンのタービンホィールを平面図で示す。 良好な熱効率を得ることができるように制御された内燃機関を概略図で示す。

Claims (46)

1. シリンダ（５２）によって形成された少なくとも１つの燃焼室と、各シリンダ内に移動可能に配置され、かつクランクシャフト（５４）に連結されているピストン（５３）と、前記燃焼室内へ直接的に燃料を噴射するように構成された噴射装置（５６）とを備えるディーゼル形ピストンエンジンを制御する方法であって、
   前記噴射装置（５６）からの燃料の噴射は、７バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値（ψ _ｓｐｅｃ ）を有し、
   特定の噴射時間を決定する値（ψ _ｓｐｅｃ ）は、クランク角度単位の噴射時間（ψ _ｉｎｊ ）、バール単位の平均有効圧力（ＢＭＥＰ）、およびｍ／秒単位の平均ピストン速度（υ _ｐ ）によって以下の式に当てはめられる、
   ψ _ｓｐｅｃ ＝ψ _ｉｎｊ ／ＢＭＥＰ・υ _ｐ ［°υυ／（バール・ｍ／秒）］
   ことを特徴とする方法。
2. 前記噴射装置（５６）からの燃料の噴射は、７バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．１０クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有することを特徴とする請求項１に記載の方法。
3. 前記噴射装置（５６）からの燃料の噴射は、１２バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．０９５クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有することを特徴とする請求項１に記載の方法。
4. 前記噴射装置（５６）からの燃料の噴射は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度における内燃機関の動作範囲内で０．０９５クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有することを特徴とする請求項１、２または３に記載の方法。
5. 前記噴射装置（５６）からの燃料の噴射は、１８バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．０９クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有することを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の方法。
6. 低圧ターボ（２２）、該低圧ターボの下流側に配置された第２の高圧ターボ（１８）、および前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）間に配置された給気冷却器（２７）を有するターボシステムを介して前記燃焼室に供給されることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の方法。
7. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が６０％を超えることを特徴とする請求項６に記載の方法。
8. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が６５％を超えることを特徴とする請求項６に記載の方法。
9. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が７０％を超えることを特徴とする請求項６に記載の方法。
10. 前記燃焼室に取り付けられたガス交換弁（５７、５８）は、ガス容積効率が８５％未満になるように制御されることを特徴とする請求項６ないし９のいずれかに記載の方法。
11. 前記燃焼室に取り付けられたガス交換弁（５７、５８）は、ガス容積効率がエンジンの動作状態に応じて４５％〜８５％の間で変化するように制御されることを特徴とする請求項６ないし９のいずれかに記載の方法。
12. 前記ガス交換弁（５７、５８）の制御機構は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度、かつ１５バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷において内燃機関に少なくとも第１動作範囲を与えるように構成され、この場合、前記第１範囲内のガス容積効率は、７０％未満であることを特徴とする請求項１に記載の方法。
13. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）の閉鎖は、内燃機関の動作状態に応じて変化することを特徴とする請求項６ないし１２のいずれかに記載の方法。
14. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）は、内燃機関に最大ガス容積効率を与える閉鎖時間の前あるいは後に閉鎖されることを特徴とする請求項６ないし１３のいずれかに記載の方法。
15. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、１８〜３０バールＢＭＥＰの範囲内のエンジン負荷において１．７〜２．０５の範囲内の等価空気余剰率を与えるように調節されることを特徴とする請求項１ないし１４のいずれかに記載の方法。
16. 燃料供給は、上死点の手前０〜１０クランク角度、好ましくは２．５〜７．５クランク角度の範囲内に開始されることを特徴とする請求項１ないし１５のいずれかに記載の方法。
17. 前記噴射装置の最大噴射圧力は、１６００バールを超えることを特徴とする請求項１ないし１６のいずれかに記載の方法。
18. 最高ニードル開口圧力ＮＯＰおよび最大噴射圧力ｍａｘＩＰの比が０．７を超える、すなわち、ＮＯＰ／ｍａｘＩＰ＞０．７であることを特徴とする請求項１ないし１７のいずれかに記載の方法。
19. 前記燃焼室内の燃焼プロセスからの排出ガスは、少なくとも部分的に断熱された排気ダクトを通過することを特徴とする請求項１ないし１８のいずれかに記載の方法。
20. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が８・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項１ないし１９のいずれかに記載の方法。
21. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が９・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項２０に記載の方法。
22. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が１０・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項２１に記載の方法。
23. シリンダ（５２）によって形成された少なくとも１つの燃焼室と、各シリンダ内に移動可能に配置され、かつクランクシャフト（５４）に連結されているピストン（５３）と、前記燃焼室内へ直接的に燃料を噴射するように構成された噴射装置（５６）とを備えるディーゼル形ピストンエンジンであって、
    前記噴射装置（５６）は、７バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．１２クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値（ψ _ｓｐｅｃ ）を有するように構成され、
    特定の噴射時間を決定する値（ψ _ｓｐｅｃ ）は、クランク角度単位の噴射時間（ψ _ｉｎｊ ）、バール単位の平均有効圧力（ＢＭＥＰ）、およびｍ／秒単位の平均ピストン速度（υ _ｐ ）によって以下の式に当てはめられる、
    ψ _ｓｐｅｃ ＝ψ _ｉｎｊ ／ＢＭＥＰ・υ _ｐ ［°υυ／（バール・ｍ／秒）］
    ことを特徴とするディーゼル形ピストンエンジン。
24. 前記噴射装置（５６）は、７バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．１０クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有するように構成されることを特徴とする請求項２３に記載のピストンエンジン。
25. 前記噴射装置（５６）は、１２バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．０９５クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有するように構成されることを特徴とする請求項２３に記載のピストンエンジン。
26. 前記噴射装置（５６）は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度における内燃機関の動作範囲内で０．０９５クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有するように構成されることを特徴とする請求項２３または２５に記載のピストンエンジン。
27. 前記噴射装置（５６）は、１８バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷における内燃機関の動作範囲内で０．０９クランク角度／（バール×ｍ／秒）未満の特定の噴射時間を決定する値を有するように構成されることを特徴とする請求項２３ないし２６のいずれかに記載のピストンエンジン。
28. 低圧ターボ（２２）、該低圧ターボ（２２）の下流側に配置された高圧ターボ（１８）、および前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）間に配置された給気冷却器（２７）を有するターボシステムを介して前記燃焼室に供給されることを特徴とする請求項２３ないし２７のいずれかに記載のピストンエンジン。
29. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が６０％を超えることを特徴とする請求項２８に記載のピストンエンジン。
30. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が６５％を超えることを特徴とする請求項２８に記載のピストンエンジン。
31. 前記低圧ターボ（２２）および高圧ターボ（１８）の各々は、最大ターボマップ効率が７０％を超えることを特徴とする請求項２８に記載のピストンエンジン。
32. 前記燃焼室に取り付けられたガス交換弁（５７、５８）が、８５％未満のガス容積効率を与えるように制御されるように構成されることを特徴とする請求項２８ないし３１のいずれかに記載のピストンエンジン。
33. 前記燃焼室に取り付けられたガス交換弁（５７、５８）が、エンジンの動作状態に応じて４５％〜８５％の間で変化するガス容積効率を与えるように制御されるように構成されることを特徴とする請求項２８ないし３２のいずれか記載のピストンエンジン。
34. 前記ガス交換弁（５７、５８）の制御機構は、６ｍ／秒を超える平均ピストン速度、かつ１５バールＢＭＥＰを超えるエンジン負荷において内燃機関に少なくとも第１動作範囲を与えるように構成され、この場合、前記第１範囲内のガス容積効率は、７０％未満であることを特徴とする請求項３３に記載のピストンエンジン。
35. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）の閉鎖時間は、内燃機関の動作状態に応じて変化するように構成されることを特徴とする請求項３３または３４に記載のピストンエンジン。
36. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）は、内燃機関の最大ガス容積効率を生じる閉鎖時間の前あるいは後に閉鎖されるように構成されることを特徴とする請求項２８ないし３５のいずれかに記載のピストンエンジン。
37. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）は、下死点の前に閉鎖されるように構成されることを特徴とする請求項２８ないし３６のいずれかに記載のピストンエンジン。
38. 前記燃焼室に取り付けられた吸入弁（５７）の閉鎖は、内燃機関の動作状態に応じて変化することを特徴とする請求項２８ないし３７のいずれかに記載のピストンエンジン。
39. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、１８〜３０バールＢＭＥＰの範囲内のエンジン負荷において１．７〜２．０５の範囲内の等価空気余剰率を与えるように調節されることを特徴とする請求項２３ないし３８のいずれかに記載のピストンエンジン。
40. 前記噴射装置（５６）は、燃料供給を上死点の手前０〜１０クランク角度、好ましくは２．５〜７．５クランク角度の範囲内に開始するように構成されることを特徴とする請求項２３ないし３９のいずれかに記載のピストンエンジン。
41. 前記噴射装置（５６）は、１６００バールを超える最大噴射圧力を与えるように構成されることを特徴とする請求項２３ないし４０のいずれかに記載のピストンエンジン。
42. 前記噴射装置（５６）は、ニードル開口圧力ＮＯＰおよび最大噴射圧力ｍａｘＩＰの比が０．７を超える、すなわち、ＮＯＰ／ｍａｘＩＰ＞０．７であるように構成されることを特徴とする請求項２３ないし４１のいずれかに記載のピストンエンジン。
43. 少なくとも部分的に断熱された排気ダクトが、前記燃焼室に設けられた排気ポートに接続されることを特徴とする請求項２３ないし４２のいずれかに記載のピストンエンジン。
44. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が８・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項２３ないし４３のいずれかに記載のピストンエンジン。
45. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が９・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項４４に記載のピストンエンジン。
46. 前記燃焼室への空気および燃料の供給は、燃焼中の最大シリンダ圧力が１０・ＢＭＥＰを超えることができるように調節されることを特徴とする請求項４４に記載のピストンエンジン。

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