JP6128091B2 - ディーゼルエンジンおよびその製造方法 - Google Patents

Description

本発明は、噴射装置から燃焼室に噴射された燃料を自己着火により燃焼させるディーゼルエンジンおよびその製造方法に関する。

従来から、ディーゼルエンジンの燃焼形態をより適切なものにするために種々の検討が行われており、その一つとして、気筒内に噴射された燃料の着火遅れ（燃料が噴射されてから着火するまでの時間）を推定し、推定した着火遅れに基づいて噴射系を制御する技術が知られている。

例えば、下記特許文献１には、ディーゼルエンジンにおいて、吸気量、ＥＧＲガス量、燃料噴射量、吸気温度・圧力等に基づき演算した実着火遅れと、エンジン回転数および燃料噴射量からマップを用いて求めた基準運転時の着火遅れ（基準着火遅れ）とを比較し、両者の差に基づいて燃料噴射タイミングを補正することが開示されている。

特開２０１２−８７７４３号公報

ここで、特に車載用のディーゼルエンジンでは、冷間時の燃焼安定性（着火性）など、実用上の問題を十分に考慮に入れる必要があるため、圧縮比を比較的高い値に設定するのが通例である。例えば、現在市販されているディーゼルエンジンのほとんどは、幾何学的圧縮比が１６以上とされている。このような従来型のディーゼルエンジンでは、たとえ上記特許文献１のように噴射タイミングを精緻に制御したとしても、ディーゼルエンジンに特有の高度な排気ガス浄化システムを採用しない限り、近年ますます厳しくなる排ガス規制に対応することは困難である。特に、従来型のディーゼルエンジンでは、圧縮比が高いことによる燃焼温度の上昇がＮＯｘの発生に結びつくため、例えば尿素水等を用いてＮＯｘを還元する高価なＮＯｘ触媒を設けることが必要になり、このことがディーゼルエンジンの製造コストを押し上げる一因になっていた。

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、ＮＯｘ触媒が不要でしかも燃焼安定性に優れたディーゼルエンジンを提供することを目的とする。

上記課題を解決するためのものとして、本願の第１の発明は、噴射装置から気筒内に噴射された燃料を自己着火により燃焼させるディーゼルエンジンであって、排気通路に回転可能に設けられたタービンと、タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサと、タービンに衝突する排気ガスの流速を制御するためにタービンの周囲に角度変更可能に設けられた複数のノズルベーンとを含む単一のターボ過給機と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構とを備え、前記ノズルベーンは、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なようにベーン開度が制御され、吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε_ｅ、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、有効圧縮比ε_ｅが下式（１）を満足するように設定された、ことを特徴とするものである（請求項１）。
−０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε_ｅ≦１４．８ ‥‥（１）

この第１の発明のディーゼルエンジンによれば、有効圧縮比ε_eが１４．８以下に設定されているので、空気と燃料とが十分に混ざった状態で燃焼が開始され、燃焼温度が低く抑えられる。これにより、燃焼により生成されるＮＯｘの量が十分に少なくなるので、ＮＯｘを処理するための特別な触媒等を排気通路に設けることなく、ＮＯｘの排出量を十分に低いレベルに抑えることができる。

ただし、有効圧縮比ε_eを低くし過ぎると、特に冷間条件下での無負荷運転（アイドリング）時のように、気筒の壁面温度が低く熱発生量も少ない状況において、燃料を着火させ得る筒内環境（温度、圧力）をつくり出すことができず、最悪の場合失火を招くおそれがある。これに対し、上記第１の発明では、有効圧縮比ε_eが総排気量Ｖとの関係で「−０．６７×Ｖ＋１５．２」以上に設定されるとともに、タービンの周囲にノズルベーンが設けられたターボ過給機（いわゆる可変ジオメトリターボチャージャ）がエンジンに備えられているので、例えば冷間かつ無負荷のような着火性を確保し難い運転条件のときに、ノズルベーンを用いて（ベーン開度を低減して）排気ガスの流速を高めることにより、過給能力を十分に発揮させて筒内圧力を高めることができ、着火性を改善することができる。これにより、運転条件にかかわらず燃料を確実に着火させることができ、十分な燃焼安定性を確保することができる。

上記第１の発明において、好ましくは、上記ターボ過給機は、隣接する上記ノズルベーンどうしが接触するまでノズルベーンを閉じたときの開度を０％とした場合のベーン開度を、エンジンの運転中に最小で１０％未満まで低減することが可能なターボ過給機である（請求項２）。

このように、ベーン開度が１０％未満まで低減可能とされた場合には、タービンに衝突する排気ガスの流速が十分に高められるので、燃料の着火性を確実に改善して高い燃焼安定性を確保することができる。

また、本願の第２の発明は、噴射装置から気筒内に噴射された燃料を自己着火により燃焼させるディーゼルエンジンであって、排気通路に回転可能に設けられたタービンと当該タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサとを含む小型ターボ過給機と、当該小型ターボ過給機よりも大型のタービンおよびコンプレッサを含む大型ターボ過給機と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構とを備え、前記小型ターボ過給機は、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なように構成され、吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε_ｅ、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、有効圧縮比ε_ｅが下式（２）を満足するように設定された、ことを特徴とするものである（請求項３）。
−０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε_ｅ≦１４．８ ‥‥（２）

この第２の発明のディーゼルエンジンによれば、有効圧縮比ε_eが１４．８以下に設定されているので、上記第１の発明と同様、燃焼温度を低く抑えることができ、ＮＯｘ触媒等を不要にできるレベルまでＮＯｘの発生量を低減することができる。

また、上記第２の発明では、有効圧縮比ε_ｅが総排気量Ｖとの関係で「−０．６７×Ｖ＋１５．０」以上に設定されるとともに、サイズの異なる２種類のターボ過給機（いわゆる２ステージターボチャージャ）がエンジンに備わっているので、例えば冷間かつ無負荷のような着火性を確保し難い運転条件のときに、少量の排気ガスでも作動する小型ターボ過給機を用いて過給を行うことにより、過給能力を十分に発揮させて筒内圧力を高めることができ、着火性を改善することができる。これにより、運転条件にかかわらず燃料を確実に着火させることができ、十分な燃焼安定性を確保することができる。
ここで、上記第１または第２の発明では、内部ＥＧＲ（排気ガスを燃焼室に残留させる操作）を実現する機構が備わっていないので、高温の排気ガスによる燃焼室の昇温効果（それによる着火性の改善）は期待できない。しかしながら、上記第１または第２の発明に規定された条件を満たすディーゼルエンジンであれば、上記のように内部ＥＧＲがほとんど起きないような環境であっても、十分な燃焼安定性を確保することが可能である。このことは、内部ＥＧＲを行うとかえって適正な燃焼が妨げられるような運転条件（例えば高負荷域など）のときと、着火性の面で厳しい運転条件のとき（例えば冷間かつ無負荷のとき）とで、同一のバルブタイミングを採用することが可能なことを意味する。したがって、排気弁の開閉タイミング等を変更するための可変機構を不要にでき、ディーゼルエンジンの製造コストを削減することができる。

上記第１または第２の発明において、好ましくは、上記噴射装置と対向するピストンの冠面に凹状のキャビティが形成され、上記噴射装置は、少なくとも無負荷を含む低負荷側の運転領域において、燃料の噴霧の少なくとも一部が上記キャビティに収容されるようなタイミングで複数回に分けて燃料を噴射する（請求項４）。

この構成によれば、キャビティの内部に着火し易いリッチな混合気を形成することができ、着火性を効果的に改善して高い燃焼安定性を確保することができる。すなわち、燃料が複数回に分けて噴射されると、所要量の燃料を１回で噴射した場合に比べて、噴射１回あたりの燃料量が少なくなるので、噴霧のペネトレーション（貫徹力）が弱くなる。これにより、例えばキャビティの特定の箇所に噴霧が留まり易くなるので、トータルの噴射量が少ないにもかかわらず局所的にリッチな混合気を形成することができ、燃料の着火を促進することができる。

ここで、上記第１または第２の発明において、排気弁の閉タイミングは、上死点後１０°ＣＡより進角側に設定することが可能である（請求項５）。

また、本願の第３の発明は、気筒内に燃料を噴射して自己着火させる噴射装置と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構と、単一のターボ過給機とを備え、総排気量の異なる複数種のディーゼルエンジンを製造する方法であって、前記ターボ過給機として、排気通路に回転可能に設けられたタービンと、タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサと、タービンに衝突する排気ガスの流速を制御するためにタービンの周囲に角度変更可能に設けられた複数のノズルベーンとを含み、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なように前記ノズルベーンのベーン開度が制御されるターボ過給機を設け、吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε _ｅ 、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、下式（１）を満足するように有効圧縮比ε _ｅ を設定する、ことを特徴とするものである（請求項６）。
−０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε _ｅ ≦１４．８ ‥‥（１）
さらに、本願の第４の発明は、気筒内に燃料を噴射して自己着火させる噴射装置と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構と、小型ターボ過給機および大型ターボ過給機とを備え、総排気量の異なる複数種のディーゼルエンジンを製造する方法であって、前記小型ターボ過給機として、排気通路に回転可能に設けられたタービンと当該タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサとを含み、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なターボ過給機を設け、前記大型ターボ過給機として、前記小型ターボ過給機よりも大型のタービンおよびコンプレッサを含むターボ過給機を設け、吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε _ｅ 、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、下式（２）を満足するように有効圧縮比ε _ｅ を設定する、ことを特徴とするである（請求項７）。
−０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε _ｅ ≦１４．８ ‥‥（２）
これら第３および第４の発明によっても、上述した第１および第２の発明と同様の作用効果を得ることができる。

以上説明したように、本発明によれば、ＮＯｘ触媒が不要でしかも燃焼安定性に優れたディーゼルエンジンを提供することができる。

本発明の第１実施例にかかるディーゼルエンジンの全体構成を示す図である。 上記ディーゼルエンジンのエンジン本体の一部を拡大して示す断面図である。 上記ディーゼルエンジンの吸・排気弁の開閉特性を示す図である。 上記ディーゼルエンジンのピストンの一部拡大断面図である。 上記ピストンの平面図である。 上記ディーゼルエンジンのターボ過給機の構造を詳しく示す図である。 上記ターボ過給機の可変ベーン機構の動きを説明するための図であり、（ａ）はノズルベーンが全閉にされたときの状態を、（ｂ）はノズルベーンが開かれたときの状態を示している。 上記ディーゼルエンジンの制御系統を示すブロック図である。 上記ディーゼルエンジンにおいて極低負荷域で行われる燃料噴射の形態を説明するための図である。 本発明の第２実施例にかかるディーゼルエンジンの全体構成を示す図である。 燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立するために必要な有効圧縮比の条件を総排気量との関係で示すグラフである。 図１１の結論を得るために本願発明者が行った着火性指標に関する検討内容を説明するための模式図（その１）である。 上記着火性指標に関する検討内容を説明するための模式図（その２）である。

（１）第１実施例
図１は、本発明の第１実施例にかかるディーゼルエンジンの全体構成を示す図である。本図に示されるディーゼルエンジンは、走行用の動力源として車両に搭載される４サイクル４気筒のディーゼルエンジンである。具体的に、このディーゼルエンジンは、軽油を主成分とする燃料の供給を受けて駆動されるエンジン本体１と、エンジン本体１に燃焼用の空気を導入するための吸気通路３０と、エンジン本体１で生成された排気ガス（燃焼ガス）を排出するための排気通路４０と、排気通路４０を通過する排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ装置５０と、排気通路４０を通過する排気ガスにより駆動されるターボ過給機６０とを備えている。

図２は、エンジン本体１の一部を拡大して示す断面図である。この図２および先の図１に示すように、エンジン本体１は、円筒状の気筒２が内部に形成されたシリンダブロック３と、気筒２に往復動（上下動）可能に収容されたピストン４と、ピストン４の冠面４ａと対向する側から気筒２の端面（上面）を覆うように設けられたシリンダヘッド５と、潤滑油を貯溜するためにシリンダブロック３の下側に配設されたオイルパン６とを有している。なお、当実施例のエンジン本体１は直列４気筒型のものとする。このため、エンジン本体１は、列状に並ぶ４つの気筒２と４つのピストン４とを有しており、各気筒２および各ピストン４は紙面に直交する方向に並ぶように配置されている（図面上ではそのうちの１つのみを示す）。

ピストン４は、エンジン本体１の出力軸であるクランク軸７とコネクティングロッド８を介して連結されている。また、ピストン４の上方には燃焼室９が形成されており、この燃焼室９では、後述するインジェクタ２０から噴射された燃料が自己着火により燃焼する。そして、当該燃焼に伴う膨張エネルギーにより、ピストン４が往復運動するとともにクランク軸７が中心軸回りに回転するようになっている。

ここで、当実施例におけるエンジン本体１の総排気量、つまり、各気筒２の行程容積（ピストンが移動する範囲の容積）に気筒数（ここでは４）を掛けた値は、１．５Ｌ（１４９８ｃｃ）に設定されている。また、各気筒２の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン４が下死点にあるときの燃焼室容積とピストン４が上死点にあるときの燃焼室容積との比は、１４．８０に設定されている。

シリンダヘッド５には、吸気通路３０から供給される空気を燃焼室９に導入するための吸気ポート１６と、燃焼室９で生成された排気ガスを排気通路４０に導出するための排気ポート１７と、吸気ポート１６の燃焼室９側の開口を開閉する吸気弁１８と、排気ポート１７の燃焼室９側の開口を開閉する排気弁１９とが設けられている。

ピストン４の冠面４ａには、その中心部を含む領域をシリンダヘッド５とは反対側（下方）に凹ませたキャビティ１０が形成されている（図２参照）。このキャビティ１０は、ピストン４が上死点まで上昇したときの燃焼室９の大部分を占める容積を有するように形成されている。

シリンダヘッド５には、燃焼室９に燃料を噴射する噴射装置として、インジェクタ２０が取り付けられている。このインジェクタ２０は、そのピストン４側の端部（先端部）がキャビティ１０の中心部を臨むような姿勢で、気筒２と同軸に（インジェクタ２０の中心軸と気筒２の中心軸とが一致するように）取り付けられている。

図１に示すように、ターボ過給機６０は、吸気通路３０に配設されたコンプレッサ６１と、コンプレッサ６１と同軸に連結されかつ排気通路４０に配設されたタービン６２とを有している。タービン６２は、排気通路４０を流れる排気ガスのエネルギーを受けて回転し、コンプレッサ６１は、タービン６２と連動して回転することにより、吸気通路３０を流通する空気を圧縮（過給）する。

ＥＧＲ装置５０は、排気通路４０を通過する排気ガスの一部をＥＧＲガスとして吸気通路３０に還流するための装置であり、排気通路４０と吸気通路３０とを互いに連結するＥＧＲ通路５１と、ＥＧＲ通路５１を通過するＥＧＲガスの流量（ＥＧＲガスの気筒２への導入量）を調整するためにＥＧＲ通路５１に設けられたＥＧＲ弁５３と、ＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲクーラ５２とを有している。なお、当実施例では、タービン６２よりも上流側（排気ガスの流れ方向上流側）の排気通路４０と、コンプレッサ６１よりも下流側（吸入空気の流れ方向下流側）の吸気通路３０とをＥＧＲ通路５１により連結することにより、タービン６２を通過する前の高圧の排気ガスを吸気通路３０に還流するようにしたが、これに代えて、もしくはこれに加えて、タービン６２を通過した後の低圧の排気ガスを吸気通路３０に還流してもよい。その場合は、タービン６２よりも下流側の排気通路４０とコンプレッサ６１よりも上流側の吸気通路３０とを連結する別のＥＧＲ通路を設けることになる。

吸気通路３０におけるコンプレッサ６１よりも下流側には、コンプレッサ６１により圧縮された空気を冷却するためのインタークーラ３５と、開閉可能なスロットル弁３６とが設けられている。なお、スロットル弁３６は、エンジンの運転中は基本的に全開もしくはこれに近い高開度に維持されており、エンジンの停止時等の必要時にのみ閉弁されて吸気通路３０を遮断する。

排気通路４０におけるタービン６２よりも下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化するための排気浄化装置４１が設けられている。この排気浄化装置４１には、排気ガス中のＣＯおよびＨＣを酸化する酸化触媒４１ａと、排気ガス中のスート（煤）を捕集するＤＰＦ４１ｂとが含まれる。なお、詳細は後述する「（３）作用」の中で説明するが、当実施例のエンジンでは、燃焼により生成されるＮＯｘ量を十分に小さい値に抑えることが可能である。このため、ＮＯｘを処理するための触媒（例えば尿素水等を用いてＮＯｘを還元する触媒）は排気通路４０に設けられていない。

図３は、吸気弁１８および排気弁１９の開閉タイミングを示すグラフである。当グラフにおいて、縦軸はリフト量、横軸はクランク角（ＣＡ）であり、横軸の「ＴＤＣ」「ＢＤＣ」はそれぞれ上死点、下死点を示している。また、「ＥＸ」が付されたカーブは排気弁１９のリフトカーブを示し、「ＩＮ」が付されたカーブは吸気弁１８のリフトカーブを示している。なお、各リフトカーブの始点と終点、つまり吸・排気弁１８，１９の開タイミングおよび閉タイミングは、それぞれ、バルブのリフト量が０．１ｍｍになった時点に対応している。

排気弁１９の閉タイミング（図中のＥＶＣ）は、ＡＴＤＣ（上死点後）１０°ＣＡよりも進角側（例えばＡＴＤＣ８°ＣＡ）に設定されている。このように、上死点後すぐに排気弁１９が閉じられるため、当実施例のエンジンでは、排気ポート１７から燃焼室９に高温の排気ガスが逆流する現象、つまり内部ＥＧＲはほとんど起きないようになっている。

また、吸気弁１８の閉タイミング（図中のＩＶＣ）は、ＡＢＤＣ（下死点後）２５°ＣＡに設定されている。このため、当実施例のエンジンでは、各気筒２の有効圧縮比、つまり、吸気弁１８が閉じられたときの燃焼室容積とピストン４が上死点にあるときの燃焼室容積との比が１４．４５に設定されている。

当実施例において、上記のような吸・排気弁１８，１９の開閉特性は、エンジンの運転条件によらず一定とされる。このため、当実施例では、バルブの開閉特性（開閉タイミングおよびリフト量）を変更する必要がなく、そのための特別な機構も不要である。すなわち、エンジンによっては、吸気弁または排気弁の開閉タイミングを変更するタイミング可変機構や、リフト量を変更するリフト可変機構などが動弁機構に付加されることがあるが、このような可変機構は当実施例のエンジンには設けられていない。

図４および図５は、ピストン４の冠面４ａに設けられたキャビティ１０に向けてインジェクタ２０から燃料が噴射される様子を示している。これらの図に示すように、インジェクタ２０の先端部には、燃料の出口となる複数の（ここでは１０個の）噴孔２２が設けられており、各噴孔２２は周方向にほぼ等間隔に並ぶように配設されている。燃料の噴射時は、このような噴孔２２から燃料が噴射されることにより、平面視で放射状に拡がる複数の噴霧Ｆが形成される（図５参照）。

キャビティ１０は、ピストン４が上死点およびその近傍にあるときにインジェクタ２０から噴射された燃料（噴霧Ｆ）を受け入れ可能な形状および大きさに設定されている。より具体的に、当実施例では、キャビティ１０がいわゆるリエントラント型の形状とされている。すなわち、キャビティ１０を形成する壁面は、ほぼ山型の中央***部１１と、中央***部１１よりもピストン４の径方向外側に形成された平面視円形の周辺凹部１２と、周辺凹部１２とピストン４の冠面４ａとの間に形成された平面視円形のリップ部１３とを有している。

中央***部１１は、キャビティ１０の中心側ほどインジェクタ２０に近づくように***しており、その***の頂部がインジェクタ２０の先端部の直下方に位置するように形成されている。周辺凹部１２は、中央***部１１と連続し、断面視でピストン４の径方向外側に凹入する円弧状をなすように形成されている。リップ部１３は、周辺凹部１２と連続し、断面視でピストン４の径方向内側に凸となる円弧状をなすように形成されている。

上記のように構成されたキャビティ１０は、全体として、ピストン４の冠面４ａに近づくほど開口面積が小さくなる上窄まり状の断面形状を有する。このような形状のキャビティ１０は、特にインジェクタ２０からの燃料の噴射量が多いときに、噴射された燃料の噴霧Ｆを主に周辺凹部１２および中央***部１１に沿って径方向外側から内側（キャビティ１０の中心側）に反転させる機能を発揮するので、燃料のミキシングを促進するのに有利である。一方、燃料の噴射量が少ないときは、噴霧Ｆが主に周辺凹部１２およびその近傍に留まることから、局所的にリッチな混合気が形成される結果、燃料の着火（自己着火）が促進される。

図６は、ターボ過給機６０におけるタービン６２の詳細構造を示す図である。本図に示すように、当実施例のタービン６２には、タービン６２に衝突する排気ガスの流速を制御するための可変ベーン機構６６が採用されている。すなわち、当実施例のターボ過給機６０は、いわゆる可変ジオメトリターボチャージャ（ＶＧＴ）である。

可変ベーン機構６６は、タービン６２を囲むように配設された複数のノズルベーン６７と、各ノズルベーン６７と連携されたロッド６８と、ロッド６８を進退駆動することにより各ノズルベーン６７の角度を変更するベーンアクチュエータ６９とを有している。ベーンアクチュエータ６９およびロッド６８によってノズルベーン６７が閉方向（隣接するノズルベーン６７どうしの距離を狭める方向）に駆動されると、排気ガスの流路面積が小さくなり、タービン６２に衝突する排気ガスの流速が増大する。このため、排気ガスの流量が少ない運転条件（例えばエンジン低速域）であっても、タービン６２を高速で回転させて過給圧を高められるようになる。逆に、排気ガスの流量が多い運転条件では、ノズルベーン６７を閉じ気味にしたままではかえって排気ガス流通の妨げになるので、ベーンアクチュエータ６９およびロッド６８によって各ノズルベーン６７が開方向（隣接するノズルベーン６７どうしの距離を拡げる方向）に駆動される。

当実施例において、エンジン運転中のベーン開度（ノズルベーン６７の開度）は、最小で１０％未満、より具体的には７％まで低減することが可能とされている。すなわち、図７（ａ）に示すように、隣接するノズルベーン６７どうしが接触して排気ガスの流路が完全に遮断されたときのロッド６８のストローク位置を０ｍｍとして、その位置からノズルベーン６７を開く方向にロッド６８を移動させたときの移動量（ｍｍ）をベーンリフトＳとする（図７（ｂ）参照）。また、このベーンリフトＳの最大値をＳｍａｘとして、「Ｓ／Ｓｍａｘ×１００」で計算される値をベーン開度（％）とする。つまり、ベーン開度は、ノズルベーン６７どうしが接触する状態の開度を０％として、その状態からノズルベーン６７が開かれるほど大きくなり、最大限開かれた状態で開度１００％となる。このベーン開度を小さくするほど排気ガスの増速効果が高まるが、その分だけ誤差による影響が大きくなるので、ベーンリフトの制御に精密さが求められる。当実施例では、ベーンアクチュエータ６９等の駆動系に精密制御に対応できる高性能なものが採用されており、エンジン運転中のベーン開度を最小で７％まで低減することが可能とされている。

次に、エンジンの制御系統について、図８のブロック図を用いて説明する。本図に示すように、当実施例のディーゼルエンジンは、ＰＣＭ（パワートレイン・コントロール・モジュール）７０によって統括的に制御される。ＰＣＭ７０は、周知のとおり、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサである。

ＰＣＭ７０は、エンジンの運転状態を検出するための各種センサと電気的に接続されている。すなわち、エンジンおよび車両には、吸気通路３０を通じて吸入される空気の流量（吸入空気量）を検出するためのエアフローセンサＳＮ１と、クランク軸７の回転速度（エンジン回転速度）を検出するためのエンジン回転速度センサＳＮ２と、車両を運転するドライバーにより操作されるアクセルペダル（図示省略）の開度を検出するためのアクセル開度センサＳＮ３とを含む各種センサが設けられており、これら各種センサによって検出された情報が電気信号としてＰＣＭ７０に入力される。

また、ＰＣＭ７０は、上記各種センサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつ、エンジンの各部を制御する。すなわち、ＰＣＭ７０は、インジェクタ２０、スロットル弁３６、ＥＧＲ弁５３、ベーンアクチュエータ６９等の各部と電気的に接続されており、上記演算の結果等に基づいて、これらの機器にそれぞれ駆動用の制御信号を出力する。

例えば、ＰＣＭ７０は、エアフローセンサＳＮ１、エンジン回転速度センサＳＮ２、アクセル開度センサＳＮ３等の信号からエンジンの運転状態を逐次判断し、判断した運転状態に基づいて、ターボ過給機６０の可変ベーン機構６６を制御したり、インジェクタ２０からの燃料の噴射パターン（噴射タイミングおよび噴射量）を制御したりする。

図９は、エンジンの無負荷状態（アクセル開度がゼロのアイドリング状態）を含む低負荷かつ低速側の領域に設定された極低負荷域Ａ０での燃料の噴射パターンを示している。本図に示すように、エンジンの極低負荷域Ａ０において、ＰＣＭ７０は、圧縮上死点（圧縮行程終了時の上死点）の前後における複数回に分けて燃料が噴射されるようにインジェクタ２０を制御する。具体的に、図９の例では、圧縮上死点よりも前に３回の前噴射Ｑｐが実行されるとともに、この前噴射Ｑｐの後の圧縮上死点付近で１回のメイン噴射Ｑｍが実行されている。これら前噴射Ｑｐおよびメイン噴射Ｑｍは、いずれも、インジェクタ２０から噴射された燃料（図４、図５の噴霧Ｆ）の少なくとも一部がキャビティ１０に収容されるようなタイミングとされている。

また、上記のような極低負荷域Ａ０での運転時、ＰＣＭ７０は、可変ベーン機構６６のベーン開度が制御範囲の最小値（ここでは７％）になるように、ターボ過給機６０のベーンアクチュエータ６９を制御する。

（２）第２実施例
図１０は、本発明の第２実施例にかかるディーゼルエンジンの全体構成を示す図である。この第２実施例のディーゼルエンジンは、先の第１実施例と比べて、エンジン本体の諸元およびターボ過給機の構造などが異なるが、その他については第１実施例と同様である。このため、以下では、第１実施例と異なる点を中心に説明する。

第２実施例のエンジンは、第１実施例と同様の直列４気筒型のエンジン本体１’を有しているが、その総排気量や圧縮比等の諸元が異なっている。具体的に、エンジン本体１’は、その総排気量が２．２Ｌ（２１８８ｃｃ）、各気筒２の幾何学的圧縮比が１４．３０に設定されている。

また、第２実施例のエンジンでは、吸気弁１８の閉タイミングがＡＢＤＣ（下死点後）３６°ＣＡに設定されており、当該タイミングに基づき定まる各気筒２の有効圧縮比は１３．５６とされている。

一方、排気弁１９の閉タイミングは、第１実施例と同様、ＡＴＤＣ（上死点後）１０°ＣＡよりも進角側（例えばＡＴＤＣ８°ＣＡ）に設定されている。また、吸気弁１８および排気弁１９の開閉特性（開閉タイミングおよびリフト量）を変更する機構が設けられていないのも、第１実施例と同様である。

図１０に示すように、第２実施例のエンジンは、サイズの異なる２種類のターボ過給機８０，９０（以下、小型ターボ過給機８０および大型ターボ過給機９０と称する）を有している。すなわち、当実施例のターボ過給機は、いわゆる２ステージターボチャージャである。

大型ターボ過給機９０のコンプレッサ９１は、小型ターボ過給機８０のコンプレッサ８１よりも吸気通路３０の上流側に配設されており、大型ターボ過給機９０のタービン９２は、小型ターボ過給機８０のタービン８２よりも排気通路４０の下流側に配設されている。そして、大型ターボ過給機９０のコンプレッサ９１およびタービン９２は、それぞれ、小型ターボ過給機８０のコンプレッサ８１およびタービン８２よりも大きいサイズに形成されている。

吸気通路３０には、小型ターボ過給機８０のコンプレッサ８１をバイパスするためのバイパス通路８３が設けられており、このバイパス通路８３には開閉可能なバイパス弁８４が設けられている。

排気通路４０には、小型ターボ過給機８０のタービン８２をバイパスするためのバイパス通路８５と、大型ターボ過給機９０のタービン９２をバイパスするためのバイパス通路９５とが設けられている。これらバイパス通路８５，９５には開閉可能なウェストゲート弁８６，９６がそれぞれ設けられている。

上記のバイパス弁８４およびウェストゲート弁８６，９６は、エンジンの運転状態に応じて小型ターボ過給機８０および大型ターボ過給機９０を使い分けるべく制御される。例えば、排気ガスの流量が少ないエンジン低速域では、少なくともバイパス弁８４およびウェストゲート弁８６が閉じられることにより、小型ターボ過給機８０による過給が行われる。一方、排気ガスの流量の多いエンジン高速域では、バイパス弁８４およびウェストゲート弁８６が開かれるとともに、ウェストゲート弁９６が閉じられる。これにより、エンジン高速域では、大型ターボ過給機９０による過給が行われる一方、小型ターボ過給機８０による過給が停止される。

第２実施例のエンジンにおいて、上記の点以外の構成および制御内容は、基本的に第１実施例と同様である。例えば、第２実施例のエンジンでは、無負荷（アイドリング）状態を含む低速・低負荷の運転領域において、図９に示したのと同様の噴射パターンによる燃料噴射が行われる。すなわち、低速・低負荷域での運転時、ＰＣＭ７０は、インジェクタ２０からの噴射された燃料（噴霧Ｆ）の少なくとも一部がピストン４のキャビティ１０に収容されるようなタイミングで、３回の前噴射Ｑｐと１回のメイン噴射Ｑｍとに分けてインジェクタ２０から燃料を噴射させる。ただし、第２実施例では、第１実施例と比べてエンジンの総排気量が大きいため、インジェクタ２０からの総噴射量は第１実施例よりも増やされる。

（３）作用
以上説明した第１実施例および第２実施例のいずれのディーゼルエンジンにおいても、ＮＯｘ触媒を不要にできるレベルまでＮＯｘの発生量を低減しつつ、燃料噴射量の少ない（そのために着火性が低下し易い）低負荷域での燃焼安定性を十分に確保することができる。

すなわち、総排気量１．５Ｌの４気筒ディーゼルエンジンを例示した上記第１実施例では、幾何学的圧縮比が１４．８０で有効圧縮比が１４．４５というように、ディーゼルエンジンとしてはかなり低い圧縮比が採用されている。同様に、総排気量２．２Ｌの４気筒ディーゼルエンジンを例示した上記第２実施例でも、幾何学的圧縮比が１４．３０で有効圧縮比が１３．５６というように、やはりディーゼルエンジンとしてはかなり低い圧縮比が採用されている。このため、いずれの実施例のディーゼルエンジンにおいても、空気と燃料とが十分に混ざった状態で燃焼が開始され、燃焼温度が低く抑えられる。これにより、燃焼により生成されるＮＯｘの量が十分に少なくなるので、ＮＯｘを処理するための特別な触媒等を排気通路４０に設けることなく、ＮＯｘの排出量を十分に低いレベルに抑えることができる。

ただし、上記のように低圧縮比化を進めたディーゼルエンジンでは、特に冷間条件下での無負荷運転（アイドリング）時のように、気筒２の壁面温度が低く熱発生量も少ない状況において、燃料を着火させ得る筒内環境（温度、圧力）をつくり出すことができず、最悪の場合失火を招くおそれがある。このような問題に対し、上記第１実施例では、ターボ過給機６０として、可変ベーン機構６６を備えたいわゆる可変ジオメトリターボチャージャ（ＶＧＴ）が採用され、無負荷状態を含む極低負荷域Ａ０でのベーン開度が１０％未満（具体的には７％）にまで低減されるので、本来的に排気ガスの流量が少ない条件であるにもかかわらず、過給能力を十分に発揮させて筒内圧力を高めることができ、着火性を改善することができる。また、上記第２実施例では、ターボ過給機として、小型ターボ過給機８０および大型ターボ過給機９０からなる２ステージターボチャージャが採用され、極低負荷域Ａ０での運転時に、相対的に重量（イナーシャ）が小さく少量の排気ガスでも作動する小型ターボ過給機８０を用いて過給が行われるので、やはり過給能力を十分に発揮させることができ、着火性を改善することができる。これにより、冷間かつ無負荷のような着火し難い環境であっても燃料を確実に着火させることができ、十分な燃焼安定性を確保することができる。

特に、上記第１・第２実施例では、極低負荷域Ａ０での運転時に、ピストン４のキャビティ１０に噴霧Ｆの少なくとも一部が収容されるようなタイミングで複数回に分けてインジェクタ２０から燃料が噴射されるので、キャビティ１０の内部に着火し易いリッチな混合気を形成することができ、着火性を効果的に改善して高い燃焼安定性を確保することができる。すなわち、燃料が複数回に分けて（上記各実施例では３回の前噴射Ｑｐと１回のメイン噴射Ｑｍの合計４回に分けて）噴射されると、所要量の燃料を１回で噴射した場合に比べて、噴射１回あたりの燃料量が少なくなるので、噴霧Ｆのペネトレーション（貫徹力）が弱くなる。これにより、例えばキャビティ１０の周辺凹部１２やその近傍に噴霧Ｆが留まり易くなるので、トータルの噴射量が少ないにもかかわらず局所的にリッチな混合気を形成することができ、燃料の着火を促進することができる。

（４）条件の一般化
本願発明者は、上記第１・第２実施例と同様の特性をもった（つまりＮＯｘ触媒が不要でしかも燃焼安定性に優れた）ディーゼルエンジンを上記実施例以外にも種々つくり出すことを考え、そのための条件を検討した。そして、図１１のような結果を得た。

図１１は、上記第１・第２実施例と同様の特性をもったディーゼルエンジンを実現するために必要な有効圧縮比ε_eと総排気量Ｖの条件を示したグラフである。ここで、上記実施例の説明の中でも既に述べたとおり、有効圧縮比ε_eとは、吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比であるが、これを数式で表すと次の式（３）のように定義される。

ε_e＝１＋｛（ε−１）／２｝×｛Ｌ＋１−ｃｏｓθ−（Ｌ²−ｓｉｎ²θ）^1/2｝
‥‥（３）
ここに、
ε：幾何学的圧縮比
θ：吸気閉弁時期（ｄｅｇ．ＢＴＤＣ）
Ｌ：コンロッド長／クランク半径
である。

ただし、上記の有効圧縮比ε_eの定義式（３）はクランク軸中心が気筒軸線と一致している場合のものであって、仮にクランク軸中心が気筒軸線に対しオフセットしている場合、有効圧縮比ε_eは、当該オフセット量を用いて次の式（４）のように定義される。

ε_e＝１＋｛（ε−１）／２｝×［｛（Ｌ＋１）²−ｅ²｝^1/2−ｃｏｓ（θ＋φ）
−｛Ｌ²−（ｓｉｎ（θ＋φ）−ｅ）²｝^1/2］
‥‥（４）
ここに、
ｅ＝オフセット量／クランク半径
φ＝ｔａｎ^-1［ｅ／｛（１＋Ｌ）²−ｅ²｝^1/2］
である。

なお、図１１のグラフにおいて、総排気量Ｖが１．０〜３．０Ｌの範囲に限定されているが、これは、主に車両（乗用車）に搭載する車載用ディーゼルエンジンを対象としているためである。

本願発明者の研究によれば、上記式（３）または式（４）によって定義される有効圧縮比ε_eを、総排気量Ｖとの関係で図１１に示される領域Ｘ，Ｙに収まる値に設定すれば、燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立することが可能となる。

具体的に、図１１に示す領域Ｘ，Ｙは、直線Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３によって画定されている。このうち、最も下側の直線Ｌ１は、上記第２実施例と同様の２ステージターボチャージャ（小型＋大型ターボ過給機）をエンジンに搭載した場合の有効圧縮比ε_eの下限値であり、その条件は「ε_e＝−０．６７×Ｖ＋１５．０」で表すことができる（総排気量Ｖの単位はＬ（リットル））。すなわち、２ステージターボチャージャを備えたディーゼルエンジンの場合、有効圧縮比ε_eが上記直線Ｌ１（−０．６７×Ｖ＋１５．０）上の値かそれよりも大きい値に設定されていれば、実用上必要な燃焼安定性が確保され、冷間条件下での無負荷運転（アイドリング運転）時のような厳しい条件でも燃料を着火させることができる。

また、図１１において直線Ｌ１より少し上側に設定された直線Ｌ２は、上記第１実施例と同様の単一の可変ジオメトリターボチャージャ（シングルＶＧＴ）をエンジンに搭載した場合の有効圧縮比ε_eの下限値であり、その条件は「ε_e＝−０．６７×Ｖ＋１５．２」で表すことができる（総排気量Ｖの単位はＬ（リットル））。すなわち、可変ジオメトリターボチャージャを備えたディーゼルエンジンの場合、有効圧縮比ε_eが上記直線Ｌ２（−０．６７×Ｖ＋１５．２）上の値かそれよりも大きい値に設定されていれば、実用上必要な燃焼安定性を確保することができる。

さらに、図１１において最も上側に設定された直線Ｌ３は、燃焼によるＮＯｘの生成量をＮＯｘ触媒を省略できるほど低いレベルに抑えるための有効圧縮比ε_eの上限値であり、その条件は「ε_e＝１４．８」として表すことができる。すなわち、有効圧縮比ε_eが１４．８以下であれば、ＮＯｘが多量に発生するような温度まで燃焼温度が上昇するのを防止することができ、ＮＯｘ触媒を省略することができる。

図１１において、領域Ｘは直線Ｌ１と直線Ｌ３との間に画定された領域であり、領域Ｙは直線Ｌ２と直線Ｌ３との間に画定された領域である。これら領域Ｘ，Ｙは、次の不等式（２）（１）によって表現される。

（領域Ｘを表す不等式）
−０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε_e≦１４．８ ‥‥（２）
（領域Ｙを表す不等式）
−０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε_e≦１４．８ ‥‥（１）

上記不等式（２）で表される領域Ｘの範囲は、２ステージターボチャージャを搭載したディーゼルエンジンが満足すべき有効圧縮比ε_eの条件を示し、上記不等式（１）で表される領域Ｙの範囲は、可変ジオメトリターボチャージャを搭載したディーゼルエンジンが満足すべき有効圧縮比ε_eの条件を示している。すなわち、２ステージターボチャージャを搭載したディーゼルエンジンの場合は、有効圧縮比ε_eを上記不等式（２）の関係を満たすように設定する（つまり領域Ｘの中に収める）ことにより、燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立することができ、可変ジオメトリターボチャージャを搭載したディーゼルエンジンの場合は、有効圧縮比ε_eを上記不等式（１）の関係を満たすように設定する（つまり領域Ｙの中に収める）ことにより、やはり燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立することができる。

図１２および図１３は、上記のような結論を導き出すために本願発明者が行った検討を簡単に説明する模式図である。この検討では、（ｉ）アクセル開度がゼロの無負荷状態、（ｉｉ）エンジン回転数２０００ｒｐｍ、（ｉｉｉ）外気温度−２５℃、（ｉｖ）吸気温度−１０℃、（ｖ）高度３０００ｍという条件の下で、燃料を確実に着火させられるか否かという観点から筒内環境を検討した。

検討にあたり、まず、着火性指標という考え方を導入する。着火性指標とは、筒内環境が燃料の着火にどの程度有利な環境であるかを表す指標であり、燃料噴射が開始されてからその燃料が着火し始めるまでに要する時間（着火遅れ）に密接に関連する値である。つまり、着火性指標が小さいほど、着火遅れが短くなって、着火に有利な筒内環境が実現されていることになる。

上記着火性指標をＺとすると、Ｚは次の式（５）によって定義される。

Ｚ＝Ａ×Ｐ_TDC ^B×ｅｘｐ（１／Ｔ_TDC）^C×ＮＥ^D×ＣＣＬＤ^E ‥‥（５）
この式（５）において、Ｐ_TDCは非燃焼時の圧縮上死点での筒内圧力、Ｔ_TDCは非燃焼時の圧縮上死点での筒内温度、ＮＥはエンジン回転数、ＣＣＬＤは筒内の酸素濃度（燃焼前の酸素濃度）である。また、Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅはそれぞれ定数であり、これら定数のうち、Ａ，Ｃ，Ｄは正の値、Ｂ，Ｅは負の値である。このため、着火性指標Ｚは、筒内の圧力、温度、酸素濃度が高いほど小さくなり（つまり着火遅れが短くなり）、エンジン回転数が高いほど大きくなる（つまり着火遅れが長くなる）。

本願の出願人は、既に、圧縮比をかなり低めに設定したディーゼルエンジンを市販化しており、このディーゼルエンジン（以下、先行エンジンという）では、上述の（ｉ）〜（ｖ）に示したような厳しい環境でも着火性が確保されることが既に確認されている。そこで、本願発明者は、この先行エンジンを出発点に、同様の着火性を確保するための条件を検討した。

具体的に、出願人が市販化した上記の先行エンジンは、総排気量が２．２Ｌ（２１８８ｃｃ）で、かつ有効圧縮比が１３．２８に設定された４気筒ディーゼルエンジンであり、２ステージターボチャージャを備えている。また、上記先行エンジンは、吸気行程中に排気弁を再開弁するか否かを切り替えるためのリフト可変機構を備えており、無負荷を含むエンジンの低負荷域では、筒内に排気ガスを残留させる内部ＥＧＲを実現するために、上記リフト可変機構によって排気弁が吸気行程中に再開弁され、それによって筒内温度の上昇（着火性の向上）が図られるようになっている。

図１１のグラフでは、このような先行エンジンをプロットｐとして図示している。先行エンジンでは、上記のように低負荷域で内部ＥＧＲが行われるため、その内部ＥＧＲによる着火性の改善代がある分、有効圧縮比ε_eをさらに低くすることができる。このため、先行エンジンを表すプロットｐは、上述した領域Ｘよりも有効圧縮比ε_eが低い側に位置している。

本願発明者は、まず、プロットｐで表される上記先行エンジンを対象に、上述した（ｉ）〜（ｖ）の厳しい環境条件の下で、上記着火性指標Ｚを演算した。その値をＺ１とする）。総排気量が２．２Ｌのエンジンで着火性指標Ｚが同じＺ１であれば、上記先行エンジンと同じ着火性を確保できることになる。そのような前提の下、本願発明者は、２．２Ｌエンジンにおいて、内部ＥＧＲを行うための上記リフト可変機構を省略することを想定し、リフト可変機構を省略しても上記先行エンジンと同様の着火性指標Ｚ１が得られる条件を検討した。その結果、先行エンジンに対し有効圧縮比ε_eを１３．２８から１３．５６まで高めれば、着火性指標Ｚが同様の値（Ｚ１）になるという知見を得た。すなわち、図１２の（ｑ１）の棒グラフに示すように、有効圧縮比ε_eを１３．５６まで高めた場合には、そのことによる着火性の改善代が、リフト可変機構が省略されたことによる着火性の悪化代と釣り合う（着火性指標Ｚの上昇幅と減少幅がともにα１になる）結果、着火性指標Ｚが先行エンジンと同じ値（Ｚ１）に維持されるようになる。

上記の結果を表したものが図１１のプロットｑ１である。つまり、このプロットｑ１が示すエンジンは、有効圧縮比ε_eが１３．５６で、２ステージターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量２．２Ｌのディーゼルエンジンである。上述した第２実施例は、このプロットｑ１のディーゼルエンジンを具体化したものである。

また、本願発明者は、上記先行エンジンに対し、リフト可変機構を省略するだけでなく、２ステージターボチャージャを単一の可変ジオメトリターボチャージャ（シングルＶＧＴ）に代替えすることを想定し、そのために必要な有効圧縮比ε_eの条件を検討した。そして、先行エンジンに対し有効圧縮比ε_eを１３．２８から１３．７０まで高めるとともに、可変ベーン機構のベーン開度を７％まで絞れば、着火性指標Ｚが同様の値（Ｚ１）になるという知見を得た。すなわち、図１２の（ｑ２）の棒グラフに示すように、有効圧縮比を１３．７０まで高めるとともに可変ジオメトリターボチャージャのベーン開度を７％まで絞り制御可能にした場合には、そのことによる着火性の改善代が、リフト可変機構の省略と２ステージターボチャージャの省略による着火性の悪化代と釣り合う（着火性指標Ｚの上昇幅と減少幅がともにα２になる）結果、着火性指標Ｚが先行エンジンと同じ値（Ｚ１）に維持されるようになる。

上記の結果を表したものが図１１のプロットｑ２である。つまり、このプロットｑ２が示すエンジンは、有効圧縮比ε_eが１３．７０で、ベーン開度を７％まで絞ることが可能な単一の可変ジオメトリターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量２．２Ｌのディーゼルエンジンである。

ここで、ベーン開度を７％まで絞り制御するには、ノズルベーンを駆動する駆動系の性能をかなり高いものにする必要がある。このため、本願発明者は、ベーン開度の最小値をもう少し高く設定することを想定し、そのために必要な有効圧縮比ε_eの条件を検討した。そして、有効圧縮比ε_eを１４．６０まで高めれば、ベーン開度の最小値が１５％であっても同様の着火性が得られるという知見を得た。すなわち、図１２の（ｑ３）の棒グラフに示すように、有効圧縮比ε_eが１４．６０まで高められたことで、ベーン開度の最小値が１５％であっても、トータルの着火性の改善代が上記プロットｑ２のときと同じ（α２）になり、その結果、着火性指標Ｚが先行エンジンと同じ値（Ｚ１）に維持されるようになる。

上記の結果を表したものが図１１のプロットｑ３である。つまり、このプロットｑ３が示すエンジンは、有効圧縮比ε_eが１４．６０で、ベーン開度を１５％まで絞ることが可能な単一の可変ジオメトリターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量２．２Ｌのディーゼルエンジンである。

次に、本願発明者は、上記プロットｑ１〜ｑ３のエンジンとは異なる総排気量を有するディーゼルエンジンにおいて、同様の着火性を実現することを目指して検討を行った。具体的には、総排気量を１．５Ｌにすることを想定して、その場合に必要な着火性指標Ｚを演算した。総排気量が２．２Ｌから１．５Ｌまで減少すると、これに伴って燃料の噴射量が少なくなるため、気筒内の局所当量比が低下する。このことは、筒内をより着火に有利な環境にしなければ着火遅れが長くなることを意味する。本願発明者は、この観点から種々の検討を行い、１．５Ｌエンジンにおいて２．２Ｌエンジンと同等の着火遅れにするための着火性指標Ｚを割り出した。その値をＺ２とする。図１３に示すように、この１．５Ｌエンジンにおける目標の着火性指標Ｚ２は、２．２Ｌエンジンの着火性指標Ｚ１よりも小さい値となる。

まず、本願発明者は、プロットｑ１のエンジンと同様の２ステージターボチャージャを備えた１．５Ｌディーゼルエンジンにおいて、着火性指標Ｚ＝Ｚ２にするための有効圧縮比ε_eの条件を検討した。その結果、有効圧縮比ε_eを１４．０３に設定すれば、着火性指標Ｚ＝Ｚ２が得られるという知見を得た。

上記の結果を表したものが図１１のプロットｒ１である。つまり、このプロットｒ１が示すエンジンは、有効圧縮比ε_eが１４．０３で、２ステージターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量１．５Ｌのディーゼルエンジンである。

また、本願発明者は、上記プロットｒ１のエンジンに対し、２ステージターボチャージャを単一の可変ジオメトリターボチャージャ（シングルＶＧＴ）に代替えすることを想定し、そのために必要な有効圧縮比ε_eの条件を検討した。そして、プロットｒ１のエンジンに対し有効圧縮比ε_eを１４．０３から１４．１８まで高めるとともに、可変ベーン機構のベーン開度を７％まで絞れば、着火性指標Ｚが同様の値（Ｚ２）になるという知見を得た。すなわち、図１３の（ｒ２）の棒グラフに示すように、有効圧縮比を１４．１８まで高めるとともに可変ジオメトリターボチャージャのベーン開度を７％まで絞り制御可能にした場合には、そのことによる着火性の改善代が、２ステージターボチャージャの省略による着火性の悪化代と釣り合う（着火性指標Ｚの上昇幅と減少幅がともにβ１になる）結果、着火性指標Ｚが同じ値（Ｚ２）に維持されるようになる。

上記の結果を表したものが図１１のプロットｒ２である。つまり、このプロットｒ２が示すエンジンは、有効圧縮比ε_eが１４．１８で、ベーン開度を７％まで絞ることが可能な単一の可変ジオメトリターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量１．５Ｌのディーゼルエンジンである。

さらに、図１１のプロットｒ２よりも上側に位置するプロットｒ３は、着火性をより改善するために、有効圧縮比ε_eをプロットｒ２のものよりもさらに高めたエンジンを示している。

具体的に、このプロットｒ３のエンジンは、有効圧縮比ε_eが１４．４５で、ベーン開度を７％まで絞ることが可能な単一の可変ジオメトリターボチャージャを備え、かつリフト可変機構を備えない、総排気量１．５Ｌのディーゼルエンジンである。上述した第１実施例は、このプロットｒ３のディーゼルエンジンを具体化したものである。

このエンジンでは、有効圧縮比ε_eが１４．４５まで高められることにより、図１３に示すように、着火性の改善代がβ１からβ２まで増大し、その結果、プロットｒ２のエンジンよりも着火性指標がさらに（β２−β１）だけ改善されている。

なお、本願発明者は、１．５Ｌエンジンの場合でも、上記プロットｑ３のときと同様に、可変ジオメトリターボチャージャにおけるベーン開度最小値を１５％まで引き上げる検討を行い、その場合に必要な有効圧縮比ε_eを検討した。その結果、必要な有効圧縮比ε_eは１５．０７ということが分かったが、この１５．０７という値は、ＮＯｘを考慮した場合の有効圧縮比ε_eの上限である１４．８（直線Ｌ３）を超えるので、採用することはできない。

以上のように、本願発明者は、既に開発した先行ディーゼルエンジンと同様の着火性（冷間かつ無負荷でも着火可能な燃焼安定性）を有した複数の排気量のディーゼルエンジンを、内部ＥＧＲ量を増やすためのバルブ可変機構を省略したより簡単な構成で実現するための検討を行い、図１１にプロットｑ１〜ｑ３およびｒ１〜ｒ３として示した６つの候補を得た。そして、２ステージターボチャージャを備えることを前提にしたプロットｑ１とｒ１とを結ぶことにより、上述した直線Ｌ１（ε_e＝０．６７×Ｖ＋１５．０）を得、また、ベーン開度を７％まで絞ることが可能な可変ジオメトリターボチャージャを備えることを前提としたプロットｑ２とｒ２とを結ぶことにより、上述した直線Ｌ２（ε_e＝−０．６７×Ｖ＋１５．２）を得た。さらに、これに加えて、燃焼によるＮＯｘ生成量をＮＯｘ触媒を省略できるレベルまで低減できる有効圧縮比ε_eの上限値を確定し、これによって直線Ｌ３（ε_e＝１４．８）を得た。

そして、上記の結果から、次のような結論を得た。

２ステージターボチャージャを備えたディーゼルエンジンでは、有効圧縮比ε_eを、総排気量Ｖの関数を用いた不等式（２）「−０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε_e≦１４．８」の範囲、つまり図１１の領域Ｘに収めることで、燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立することができる。

また、ベーン開度を７％まで絞り制御可能な可変ジオメトリターボチャージャを備えたディーゼルエンジンでは、有効圧縮比ε_eを、総排気量Ｖの関数を用いた不等式（１）「−０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε_e≦１４．８」の範囲、つまり図１１の領域Ｙに収めることで、燃焼安定性の確保とＮＯｘ触媒の省略とを両立することができる。

ここで、有効圧縮比ε_eは、上述した第１・第２実施例のように吸気閉弁時期を変更できないエンジンでは常に一定になるが、例えば吸気ＶＶＴ（吸気弁の開閉タイミングを変更する機構）等の可変機構を備えたエンジンでは、有効圧縮比ε_eが一定でなくなる。この場合でも、少なくとも無負荷運転時の有効圧縮比を図１１の条件（上記不等式（１）または（２））に適合させれば、必要な燃焼安定性を確保することができる。言い換えると、吸気閉弁時期を変更可能なエンジンでは、無負荷運転時の有効圧縮比が図１１の条件に適合していれば、それ以外の運転条件での有効圧縮比は図１１の条件よりも低い値とされていてもよい。

また、上記第１・第２実施例では、いずれも４気筒のディーゼルエンジンを例示したが、上述した検討内容から明らかなように、４気筒以外のディーゼルエンジンにおいても、図１１の条件に適合するような有効圧縮比を総排気量に基づいて特定すれば、同様の特性（効果）をもったディーゼルエンジンをつくり出すことができる。

また、上記の説明では、図１１の領域Ｙの下限である直線Ｌ２（ε_e＝−０．６７×Ｖ＋１５．２）上の有効圧縮比ε_eを採用する条件として、ベーン開度を７％まで絞り制御可能な可変ジオメトリターボチャージャを搭載することとしたが、少なくともベーン開度が１０％未満まで絞り制御可能であれば、７％に至らない分のわずかな着火性の悪化代は例えば他の着火性改善手段で補完することができるので、実用に耐え得る十分な着火安定性を確保することができる。

１ エンジン本体
２ 気筒
４ ピストン
４ａ 冠面
１０ キャビティ
１８ 吸気弁
１９ 排気弁
２０ インジェクタ（噴射装置）
３０ 吸気通路
４０ 排気通路
６０ ターボ過給機
６１ コンプレッサ
６２ タービン
６７ ノズルベーン
８０ 小型ターボ過給機
８１ コンプレッサ
８２ タービン
９０ 大型ターボ過給機
９１ コンプレッサ
９２ タービン

Claims (7)

1. 噴射装置から気筒内に噴射された燃料を自己着火により燃焼させるディーゼルエンジンであって、
   排気通路に回転可能に設けられたタービンと、タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサと、タービンに衝突する排気ガスの流速を制御するためにタービンの周囲に角度変更可能に設けられた複数のノズルベーンとを含む単一のターボ過給機と、
   吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構とを備え、
   前記ノズルベーンは、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なようにベーン開度が制御され、
   吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε_ｅ、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、有効圧縮比ε_ｅが下式（１）を満足するように設定された、ことを特徴とするディーゼルエンジン。
   −０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε_ｅ≦１４．８ ‥‥（１）
2. 請求項１記載のディーゼルエンジンにおいて、
   上記ターボ過給機は、隣接する上記ノズルベーンどうしが接触するまでノズルベーンを閉じたときの開度を０％とした場合のベーン開度を、エンジンの運転中に最小で１０％未満まで低減することが可能なターボ過給機である、ことを特徴とするディーゼルエンジン。
3. 噴射装置から気筒内に噴射された燃料を自己着火により燃焼させるディーゼルエンジンであって、
   排気通路に回転可能に設けられたタービンと当該タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサとを含む小型ターボ過給機と、
   当該小型ターボ過給機よりも大型のタービンおよびコンプレッサを含む大型ターボ過給機と、
   吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構とを備え、
   前記小型ターボ過給機は、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なように構成され、
   吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε_ｅ、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、有効圧縮比ε_ｅが下式（２）を満足するように設定された、ことを特徴とするディーゼルエンジン。
   −０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε_ｅ≦１４．８ ‥‥（２）
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載のディーゼルエンジンにおいて、
   上記噴射装置と対向するピストンの冠面に凹状のキャビティが形成され、
   上記噴射装置は、少なくとも無負荷を含む低負荷側の運転領域において、燃料の噴霧の少なくとも一部が上記キャビティに収容されるようなタイミングで複数回に分けて燃料を噴射する、ことを特徴とするディーゼルエンジン。
5. 請求項１〜４のいずれか１項に記載のディーゼルエンジンにおいて、
   排気弁の閉タイミングが上死点後１０°ＣＡより進角側に設定されている、ことを特徴とするディーゼルエンジン。
6. 気筒内に燃料を噴射して自己着火させる噴射装置と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構と、単一のターボ過給機とを備え、総排気量の異なる複数種のディーゼルエンジンを製造する方法であって、
   前記ターボ過給機として、排気通路に回転可能に設けられたタービンと、タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサと、タービンに衝突する排気ガスの流速を制御するためにタービンの周囲に角度変更可能に設けられた複数のノズルベーンとを含み、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なように前記ノズルベーンのベーン開度が制御されるターボ過給機を設け、
   吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε _ｅ 、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、下式（１）を満足するように有効圧縮比ε _ｅ を設定する、ことを特徴とするディーゼルエンジンの製造方法。
   −０．６７×Ｖ＋１５．２≦ε _ｅ ≦１４．８ ‥‥（１）
7. 気筒内に燃料を噴射して自己着火させる噴射装置と、吸気弁および排気弁の開閉特性を内部ＥＧＲが実現されるような特性に変更する機能をもたない動弁機構と、小型ターボ過給機および大型ターボ過給機とを備え、総排気量の異なる複数種のディーゼルエンジンを製造する方法であって、
   前記小型ターボ過給機として、排気通路に回転可能に設けられたタービンと当該タービンと連動して回転可能なように吸気通路に設けられたコンプレッサとを含み、冷間条件下でのアイドリング時でも過給を行うことが可能なターボ過給機を設け、
   前記大型ターボ過給機として、前記小型ターボ過給機よりも大型のタービンおよびコンプレッサを含むターボ過給機を設け、
   吸気弁が閉じられたときの燃焼室容積とピストンが上死点にあるときの燃焼室容積との比を有効圧縮比ε _ｅ 、エンジンの総排気量をＶ（Ｌ）としたとき、下式（２）を満足するように有効圧縮比ε _ｅ を設定する、ことを特徴とするディーゼルエンジンの製造方法。
   −０．６７×Ｖ＋１５．０≦ε _ｅ ≦１４．８ ‥‥（２）

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