JP7423420B2

JP7423420B2 - ディーゼルエンジン

Info

Publication number: JP7423420B2
Application number: JP2020091473A
Authority: JP
Inventors: 孝之冬頭; 浩宮川; 森石井; 健太郎内原; 悦弘舩山
Original assignee: Hino Motors Ltd; Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Hino Motors Ltd; Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 2020-05-26
Filing date: 2020-05-26
Publication date: 2024-01-29
Anticipated expiration: 2040-05-26
Also published as: JP2021188526A

Description

本発明は、ディーゼルエンジンに関する。

ディーゼルエンジンの燃焼室の形状に関して数多くの特許が出願されているが、燃焼室の形状のみで好適なエンジンの構造を定めたものが多く、燃焼室の形状と燃料の噴霧性状との関係からエンジンの構造は十分に検討されていない。

例えば、燃料噴射弁の先端部の中心を通る中心軸からピストンヘッドのキャビティのリップ部における最も径方向内側に突出した部分までを結んだ距離をリップ半径Ｒ（ｍｍ）、噴孔の軸方向長さを噴孔長Ｌ（ｍｍ）、噴孔の直径を噴孔径Ｄ（ｍｍ）、シリンダの半径をボア半径Ｂ（ｍｍ）としたとき、これら各値が所定の関係を満たすように設定されたディーゼルエンジンが開示されている（特許文献１）。当該技術では、中・高負荷運転領域で噴霧火炎先端がキャビティの壁面の到達した時点での噴霧先端速度を５０ｍ／ｓ以上にすることで、壁面衝突後にキャビティ側壁から底面に沿ってキャビティ中心部へ縦渦を描きながら噴霧火炎を到達させることで、キャビティの中央部の空気と噴霧火炎を混合させてスートの発生量を低減させている。

特開２０１５－２３２２８８号公報

上記従来技術は、乗用車等の比較的ボア径が小さく、圧縮比が低いディーゼル機関に適する技術である。しかしながら、ボア径が１００ｍｍを超え、圧縮比が２０以上に設定されるエンジンには適用することが難しい。すなわち、ボア径が大きいエンジンで従来技術と同じ噴霧・燃焼室形状を相似的に拡大するためには燃料噴射圧を相似比の２乗で大きくすることが求められるために困難である。大径ボアのエンジンでは燃焼室を比較的浅皿にする必要があり、従来技術のような縦渦を描くようなピストンキャビティ深さを確保することは難しい。さらに、熱効率を向上するために圧縮比を２０前後まで上げると、燃焼室形状はさらに浅くする必要が生じる。

本発明の１つの態様は、直接噴射式のディーゼルエンジンであって、ピストンヘッドに設けられた凹状のキャビティが段付き部を有し、シリンダヘッドと前記ピストンヘッドとの間に形成される燃焼室の空間を前記ピストンヘッドの径方向に沿って前記段付き部より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での前記外側の燃料分配割合が３０％以上となるように前記燃焼室の形状と前記燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けられていることを特徴とするディーゼルエンジンである。

ここで、前記外側の燃料分配割合は、３０％以上４０％以下であることが好適である。

また、ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下であり、圧縮比は１９．５以上２１．５以下であり、前記噴射部のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下であり、噴孔数は８以上１４以下であり、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であり、リップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることが好適である。

また、前記噴射部から前記燃焼室へ噴射される燃料は、前記噴射部の前記ノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がるとして前記外側の燃料分配割合が計算されたものであることが好適である。

本発明によれば、ディーゼルエンジンにおける燃費が改善され、排気中のスモークを低減させることができる。

本発明の実施の形態におけるディーゼルエンジンの構成を示す断面図である。本発明の実施の形態におけるキャビティ形状の構成例を示す断面図である。本発明の実施の形態におけるキャビティの形状を説明する断面図である。本発明の実施の形態における燃料噴射弁のノズルの突出量に対する燃費の関係を示す図である。本発明の実施の形態における燃料噴射弁のノズルの突出量に対する排気中のスモークの関係を示す図である。本発明の実施の形態における燃料噴射弁のノズルの突出量に対する噴霧燃料の曲がり角の関係を示す図である。本発明の実施の形態における燃料噴射弁のノズルの突出量に対する噴霧燃料の外側燃料分配割合の関係を示す図である。本発明の実施の形態における燃料室毎の衝突位置当量比を示す図である。本発明の実施の形態における燃料分配割合の算出方法を説明する図である。本発明の実施の形態における燃料ガスの逆流及び噴霧曲がり角を説明する図である。本発明の実施の形態における噴霧曲がり角を計算するための各断面積等を説明する図である。本発明の実施の形態における燃焼室１における噴霧曲がり角を示す図である。本発明の実施の形態における燃焼室２における噴霧曲がり角を示す図である。本発明の実施の形態における燃焼室１における外側容積比及び外側燃料分配割合を示す図である。本発明の実施の形態における燃焼室２における外側容積比及び外側燃料分配割合を示す図である。本発明の実施の形態における燃焼室３の構成を示す図である。

本発明の実施の形態におけるディーゼルエンジン１００は、図１に示すように、シリンダブロック１０に形成されたシリンダボア１２、シリンダボア１２内を往復運動するピストン１４、シリンダブロック１０の上部にガスケット１６を挟んで取り付けられたシリンダヘッド１８を含んで構成される。本実施の形態では、ディーゼルエンジン１００は、直噴式ディーゼルエンジンとして説明する。

シリンダヘッド１８には、燃焼室２０に連通する吸気ポート２２及び排気ポート２４が設けられる。吸気ポート２２には吸気弁２６が設けられる。排気ポート２４には排気弁２８が設けられる。また、シリンダヘッド１８には、燃料を燃焼室２０内に噴射するための燃料噴射弁（インジェクタ）２９が設けられる。

シリンダボア１２、シリンダヘッド１８、ピストン１４とで囲まれた空間がディーゼルエンジン１００の燃焼室２０を形成する。また、ピストン１４のピストンヘッド１４ａには、凹状のキャビティ１４ｂが形成される。

ディーゼルエンジン１００では、ピストン１４が圧縮上死点（クランク角＝０°）付近に位置するタイミングで燃料噴射弁２９から燃焼室２０内に燃料が噴射される。燃焼室２０内に噴射された燃料は自着火して燃焼する。燃料の燃焼により、燃焼室２０内の圧力が上昇し、ピストン１４が押し下げられて往復運動に変換される。

図２は、２つの燃焼室２０（燃焼室１及び燃焼室２）の形状と燃料噴射弁２９の配置を示す。図２において、燃焼室１の形状は濃い実線で示し、燃焼室２の形状は薄い実線で示した。ピストンヘッド１４ａに設けられた凹状のキャビティ１４ｂの形状を変えることによって燃焼室１及び燃焼室２の２つの燃焼室２０の構成を検討した。

シリンダヘッド１８に設けられた燃料噴射弁２９において、シリンダヘッド１８の下面から燃料噴射弁２９のノズルが突き出した量をノズル突出量とした。

図３に示すように、キャビティ１４ｂの底部は、ピストンヘッド１４ａの中心から外側に向けて緩やかに凹みを構成するように傾斜した第１領域３０を有する。言い換えると、第１領域３０によって、ピストンヘッド１４ａの外側から中心に向けて凸部が構成される。また、キャビティ１４ｂは、第１領域３０から連続して外側に向かって曲線状に立ち上がった第２領域３２が設けられる。また、第２領域３２から連続して立ち上がりながら外側から内側に向かって曲線状に突出したリップ部を含む第３領域３４が設けられる。また、第３領域３４から連続して外側から内側に向かって略平坦な領域と外側に向かって曲線状に立ち上がった領域を含む第４領域３６が設けられる。第４領域３６は、キャビティ１４ｂにおける段付き部を構成する。さらに、第４領域３６に連続してピストンヘッド１４ａの外周まで略平坦な第５領域３８が設けられる。第５領域３８は、シリンダヘッド１８の下面との間の空間であるスキッシュエリアを構成する。

なお、本実施の形態では、図２及び図３に示すように、キャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）より内側の空間をキャビティ１４ｂの内側の領域とし、外側の空間をキャビティ１４ｂの外側の領域とする。

図２に示すように、燃焼室１のキャビティ１４ｂは、燃焼室２に比べて第１領域３０の傾斜が緩く、燃焼室２に比べて第２領域３２～第４領域３６は若干内側へ寄った形状とした。なお、シリンダヘッド１８の下面とピストンヘッド１４ａのキャビティ１４ｂとの間に形成される燃焼室１と燃焼室２の容積は略等しくなるようにした。

なお、ディーゼルエンジン１００は以下の構成とすることが好適である。ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下、圧縮比は１９．５以上２１．５以下とすることが好適である。また、燃料噴射弁２９のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下、噴孔数は８以上１４以下、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であることが好適である。また、キャビティ１４ｂのリップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることが好適である。なお、本実施の形態では、図３に示すように、キャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）の内径をリップ径とし、キャビティ１４ｂの第２領域３２～第４領域３６の最外点の内径をキャビティ径とする。

図２に示した２つの燃焼室２０の形状と燃料噴射弁２９の配置において、熱効率及び排気中のスモークの特性を調べた。図４及び図５は、燃料噴射弁２９のノズルの突出量（横軸）を２．４ｍｍから１．８ｍｍへ変化させたときの燃費（ＢＳＦＣ）とスモークの実測結果を示す。図４及び図５において、燃焼室１に対する結果を四角印で示し、燃焼室２に対する結果を丸印で示した。

ここで、ディーゼルエンジン１００は、ボア径１１２ｍｍの４気筒エンジンとした。また、圧縮比は２０．５、燃料噴射弁２９のノズルの諸元が直径０．１４６ｍｍ×１２孔、ノズルコーン角１５３゜とした。ディーゼルエンジン１００の回転数は２３００ｒｐｍ、８０％負荷の運転条件において燃料噴射圧は１７０ＭＰａ、噴射開始時期は上死点後（ＡＴＤＣ）の－９゜、噴射終了時期は上死点後（ＡＴＤＣ）の約１６゜とした。外部ＥＧＲ率はゼロ、空気のみ吸気した。空気と燃料の質量比Ａ／Ｆは２５．６とした。

燃料噴射弁２９のノズルの突出量は、シリンダヘッドの下面と燃料噴射弁２９のノズル先端との上下方向の距離である。燃料噴射弁２９のノズル突出量が２．４ｍｍにおける噴孔の中心位置は、シリンダ中心軸から半径方向に約１．４ｍｍ、シリンダヘッドの下面より約１．２ｍｍ下方に位置するものとした。図４及び図５において、この運転条件での目標値を破線で示した。

図４及び図５において、燃焼室１ではノズル突出量２．１ｍｍ以下で、燃焼室２ではノズル突出量を１．８ｍｍまで小さくすると目標値に到達した。

ノズル突出量によって燃費とスモークに変化が生ずる原因を検討した結果、燃料噴射弁２９からの燃料の噴霧が上下方向に曲げられることにあることが分かった。すなわち、キャビティ１４ｂの上面とシリンダヘッド１８の下面とに挟まれる状況によって、燃料噴射弁２９から噴射された燃料の流れの方向が上下方向に曲げられる角度（以下、噴霧曲がり角という。）が大きく影響されることが判明した。

例えば、上記の好適なディーゼルエンジン１００の構成において、燃料噴射弁２９から燃焼室へ噴射される燃料は、燃料噴射弁２９のノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がることが噴霧運動量理論から計算される。

図６は、噴霧運動量理論から計算した噴霧曲がり角の変化を示す。図７は、噴霧運動量理論から計算したクランク角度が上死点後の１０゜にあるときのキャビティ１４ｂの外側への燃料分配割合（以下、外側燃料配分割合という）の計算結果を示す。図７は、噴霧曲がり角が無い場合におけるクランク角度が上死点後の１０゜にあるときのキャビティ外側への燃料分配割合も示す。図６及び図７において、燃焼室１に対する結果を四角印で示し、燃焼室２に対する結果を丸印で示した。

図４及び図５に示したように、燃料噴射弁２９のノズルの突出量を変更すると、燃費及び排気中のスモークの変化の傾きは燃焼室１の構成の場合に対して燃焼室２の構成の場合の方が急になる。図６を参照すると、燃焼室２の構成において、燃料噴射弁２９のノズルの突出量による噴霧曲がり角の変化幅が大きくなることと相関があると推察される。

図７を参照すると、噴霧曲がり角が無い場合、燃焼室１及び燃焼室２の２つの間で外側燃料分配割合の差が僅かである。すなわち、噴霧曲がり角が無いと仮定すると、図４及び図５に示したエンジンの運転試験の結果の差を説明できない。これに対して、噴霧曲がり角を考慮して外側燃料分配割合を計算すると、図７に示すように、燃焼室１及び燃焼室２の２つの間で差が大きくなり、燃焼室１より燃焼室２の方が変化の傾きが大きいという結果となった。すなわち、噴霧曲がり角を考慮すると、図４及び図５に示したエンジンの運転試験の結果の差を説明できる。

燃料噴射弁２９のノズルの突出量を大きくして２．４ｍｍとすると、図４に示すように、燃焼室２より燃焼室１において燃費が向上する。その理由として、燃焼室１では燃焼室２に比べて外側燃料分配割合が高くなり、キャビティ１４ｂの段付き部の火炎の平均当量比が１よりも高い弱リッチ側となって火炎温度が低下したためと推測される。また、図５に示すように、燃焼室１で燃焼室２よりスモークが低下した。その理由として、燃焼室１では燃焼室２に比べて、キャビティ１４ｂの段付き部の弱リッチ火炎がピストン下降に伴いスキッシュエリアへ流出する際に急速に混合してスート（ｓｏｏｔ）酸化が促進され、燃焼室２と比べて浅いキャビティ１４ｂの底部に滞留する火炎が減ってスート生成が減少したものと推測される。

また、燃焼室１及び燃焼室２の両方において、燃料噴射弁２９のノズル突出量を低減するにつれて外側燃料分配割合が増加し、燃費とスモークが改善された。燃焼室１では、燃料噴射弁２９のノズル突出量を２．１ｍｍとした状態において、燃焼室２では１．８ｍｍとした状態において、燃費とスモークの目標値が満たされた。図７を参照すると、外側燃料分配割合が３０％以上となる状態が燃費とスモークが目標値を満たすような条件と考えられる。さらに、外側燃料分配割合が３０％以上４０％以下となる状態が燃費とスモークが目標値を満たすような条件としてより好適であると考えられる。

また、燃料噴射弁２９のノズル突出量が１．８ｍｍの同じ条件において燃焼室１及び燃焼室２の２つの燃焼室を比較すると、燃焼室１に対して外側燃料分配割合は約３７％となり、燃焼室２に対して約３１％と差が生じた。一方、スモークの量は燃焼室１及び燃焼室２において略同量となった。この外側燃料分配割合に差が生じたのにスモークが略同量となった理由は、キャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での噴霧の平均当量比の違いによるものと考えられる。

図８は、噴霧運動量理論式に基づいて、燃料噴射弁２９から噴射された燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での噴霧の平均当量比を非燃焼場に対して算出した値を示す。燃焼室２では、キャビティ１４ｂの径が大きくされているので、燃料噴射弁２９から噴射される燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に衝突するまでの混合が促進され、燃料が濃く当量比が高い領域でのスートの生成が抑制されたものと推察される。すなわち、燃焼室２では、燃料噴霧がキャビティ１４ｂの壁に当たる衝突点での平均当量比が燃焼室１に比べて下がっており、キャビティ１４ｂ内でのスートの生成が抑制されたと推測される。また、燃料の噴射期間が長くなり、高負荷の場合、燃焼によって生じた既燃ガスが噴霧に誘引（再エントレイン）されるため、キャビティ１４ｂの衝突点での平均当量比は１を超えると推測される。

図９は、キャビティ１４ｂの外側燃料分配割合の算出方法を示す概念図である。燃料噴射弁２９のノズルから噴射された燃料は、キャビティ１４ｂの側壁に到達した時、キャビティ１４ｂの段付き部の内側下端のリップ先端よりも上側の燃料はそのまま段付き部に流出し、リップ先端よりも下側の燃料はキャビティ１４ｂの壁面に衝突してキャビティ１４ｂの内側の領域に分配される。このような状態となっているものとして、キャビティ１４ｂの外部の領域、すなわちキャビティ１４ｂの第３領域３４の最内点（リップ先端）より外側の領域に到達する燃料の量を燃料噴射弁２９から噴射された燃料噴霧がリップ先端に到達する期間中にわたって積算してキャビティ１４ｂの外側燃料分配割合を算出した。ここで、ピストン１４の下降に伴うキャビティ１４ｂの内側と外側のガス移動量に応じて、キャビティ１４ｂの内側に分配された燃料が外側に流出することも考慮した。また、図９は燃料の噴霧曲がりが無い状態を示しているが、後述する噴霧曲がり角の計算結果を反映して外側燃料分配割合を算出した。

次ぎに、図１０を参照して、噴霧曲がり角が生じる理由を説明する。噴霧が壁に挟まれると噴霧への周囲ガスの誘引（エントレイン）が制約されるため、噴霧の周囲には燃料噴射弁２９のノズルに向かう逆流が生じる。図１０において、黒線の円弧は燃料噴射弁２９のノズルを中心とする３次元の球面の断面を示す。この球面を横切って燃料噴射弁２９のノズルの方へ逆流する周囲ガスの速度（逆流速度）の平均値は後述の噴霧運動量理論に基づいて算出することができる。図１０に示すように、周囲ガスの逆流を噴霧上側と下側に分割すると、上側から噴霧へ誘引される周囲ガスの流れは球面通過時において下向きの運動量を有し、下側から誘引される周囲ガスの流れは球面通過時において上向きの運動量を有する。この上下方向の運動量の不釣り合いによって噴霧は上下方向に曲げられる。

図１１は、ディーゼルエンジン１００の燃焼室２０内で噴霧曲がり角を計算する際に必要な投影面積を示す。Ｓ（ｘ）は１噴霧当たりの球面検査体積の表面積、Ａ_ｂ（ｘ）は逆流速度を算出するために必要なｘ方向（噴射方向）の投影面積、Ａ_ｂｕ（ｘ）は噴霧曲がり角を計算するための上側の投影面積（噴射方向に垂直方向に投影）、Ａ_ｂｄ（ｘ）は下側の投影面積を示す。図１１において、下付文字のｆは燃料、ｇはガス、Ｂは逆流ガスに関する各パラメータの値を示す。

以下、噴霧運動量理論から導出される噴霧曲がり角θｚの計算式の導出過程を示す。数式（１）～数式（３）から数式（４）のように逆流速度Ｕ_Ｂ（ｘ）が算出される。なお、数式（１）は、燃料の逆流がない状態における燃料の質量保存を示す式である。数式（２）は、噴射方向がｘ方向であるときの運動量保存を示す式である。数式（２）において、左辺は噴霧（燃料＋ガス）の運動量、右辺第一項は噴孔位置（ｘ＝０）における燃料の運動量、右辺第二項は逆流ガスの運動量を示している。なお、Ａ_Ｂ（ｘ）は球面検査体積の表面積Ｓ（ｘ）を噴射方向に投影した面積を示す。数式（３）は、ガスの質量保存を示す式である。

数式（４）の逆流速度Ｕ_Ｂ（ｘ）と数式（５）から数式（６）に示すように噴霧曲がり角θｚが算出される。なお、数式（５）は、噴霧方向がｘ方向としたときのｘ方向に垂直方向（上向きを正とする）の運動量保存を示す式である。なお、数式（５）において、左辺は検査体積から出て行く方向の噴霧運動量の垂直方向成分、右辺第一項は下側から検査体積に入る方向の逆流ガス運動量、右辺第二項は上側から検査体積に入る方向の逆流ガス運動量を示す。

図１２及び図１３は、それぞれ燃焼室１と燃焼室２の圧縮上死点での噴霧曲がり角θｚを計算した結果を示す。なお、噴霧曲がり角θｚの計算は、燃料噴射弁２９のノズル出口から噴射軸方向に１２ｍｍの距離で行った。噴霧運動量理論では、燃料とガスの速度差がゼロとなるという仮定を用いた。燃焼室内を観察すると、高温及び高密度の筒内雰囲気条件により微粒化及び蒸発が促進され、噴霧の液相長は約１０ｍｍ前後となった。そこで、燃料とガスの速度差がゼロという仮定が成立する位置として、燃料噴射弁２９のノズル出口から１２ｍｍの位置で噴霧曲がり角を１回計算した。

燃焼室１は燃焼室２に対して噴霧下側のキャビティ１４ｂの空間がより広く空いているため、上向きの噴霧曲がり角θｚは燃焼室１が燃焼室２に比べて大きい値となった。燃焼室２は燃焼室１に対して燃料噴射弁２９のノズル直下のキャビティ１４ｂの底面が高い位置にあり、噴霧下側との間のキャビティ１４ｂの空間が狭い。そのため、逆流ガスに対する噴霧上側と噴霧下側の通過面積の差が小さく、上向きの噴霧曲がり角θｚが小さい値となった。燃焼室２では、燃焼室１に比べて燃料噴射弁２９のノズル突出量によって上側と下側の逆流ガスの運動量のバランスが大きく変化するため、図６に示したように燃焼室１に比べて噴霧曲がり角θｚの変化の幅が大きくなったと推察される。

図１４及び図１５は、それぞれ燃焼室１と燃焼室２の外側燃料分配割合の計算結果を示す。図１４及び図１５において、横軸はクランク角を示し、縦軸はキャビティ１４ｂの外側の領域の容積比（濃い実線）及び外側の領域へ供給される外側燃料分配割合（薄い実線）を示す。外側燃料分配割合は、燃料噴射弁２９のノズル突出量が１．８ｍｍ、２．１ｍｍ、２．４ｍｍの場合について計算した。また、図中に、噴射期間及び噴霧がリップ先端に到達する期間を矢印で示した。外側燃料分配割合は、クランク角１゜間隔で算出し、噴霧曲がり角θｚもピストン下降に伴って変化することを考慮して計算した。図中の縦破線は、ピストン１４の下降に伴う逆スキッシュ流速が強くなる上死点後のクランク角１０゜を示す。なお、図４は、上死点後のクランク角１０゜における外側燃料分配割合を代表値として読み取ったものである。

燃焼室２は、前述のようにキャビティ１４ｂの径を大きくして壁面衝突位置までに噴霧の混合を促進することを狙った形状であったが、良品条件である“外側燃料割合≧３０％”の条件を満たすためには燃料噴射弁２９のノズル突出量を１．８ｍｍまで小さくする必要があった。しかしながら、燃料噴射弁２９のノズル突出量を小さくし過ぎるとノズルにデポジットが付着し易くなるなどの問題が生じる。したがって、燃料噴射弁２９のノズル突出量を２．４ｍｍ程度に維持することが好適である。

図１６は、燃焼室２を参照して、外側燃料割合≧３０％の条件を満たすようにキャビティ１４ｂの形状を改良した燃焼室３の形状を示す。図１６では、燃焼室３の形状を濃い実線で示し、燃焼室２の形状を薄い実線で示した。

図１６に示すように、ノズルコーン角を１５３°のままで外側燃料分配割合を３０％にするために、燃焼室３ではキャビティ１４ｂの段付き部の深さを１ｍｍ増加した。燃焼室３では、燃焼室１及び燃焼室２と同じ圧縮比にするために、キャビティ１４ｂの最深部を平坦にして浅くし、その減った容積で段付き部の深さを１ｍｍ増加させている。

また、燃焼室２でノズル突出量２．４ｍｍのままで外側燃料割合≧３０％を成立させる方法として、ノズルコーン角を１５３度から１５５度などへ増すことも有効である。

以上のように、ピストンヘッド１４ａに設けられた凹状のキャビティ１４ｂが段付き部を有し、シリンダヘッド１８とピストンヘッド１４ａとの間に形成される燃焼室の空間をピストンヘッド１４ａの径方向に沿って段付き部より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での外側の燃料分配割合が３０％以上となるように燃焼室の形状と燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けることが好適である。これによって、ディーゼルエンジンにおける燃費が改善され、排気中のスモークを低減させることができる。

１０シリンダブロック、１２シリンダボア、１４ピストン、１４ａピストンヘッド、１４ｂキャビティ、１６ガスケット、１８シリンダヘッド、２０燃焼室、２２吸気ポート、２４排気ポート、２６吸気弁、２８排気弁、２９燃料噴射弁（インジェクタ）、１００ディーゼルエンジン。

Claims

直接噴射式のディーゼルエンジンであって、
ピストンヘッドに設けられた凹状のキャビティが段付き部を有し、
シリンダヘッドと前記ピストンヘッドとの間に形成される燃焼室の空間を前記ピストンヘッドの径方向に沿って前記段付き部のリップ先端より外側と内側の２つの領域に分け、全負荷時に対して７０％の負荷以上の運転条件において上死点後のクランク角１０°での前記外側の燃料分配割合が３０％以上となるように前記燃焼室の形状と前記燃焼室に燃料を噴射する噴射部が設けられていることを特徴とするディーゼルエンジン。
請求項１に記載のディーゼルエンジンであって、
前記外側の燃料分配割合は、３０％以上４０％以下であることを特徴とするディーゼルエンジン。
請求項１又は２に記載のディーゼルエンジンであって、
ボア径は１１０ｍｍ以上１１４ｍｍ以下であり、
圧縮比は１９．５以上２１．５以下であり、
前記噴射部のノズルの噴孔径は０．１４ｍｍ以上０．１７ｍｍ以下であり、噴孔数は８以上１４以下であり、ノズルのコーン角は１５１°以上１５７゜以下であり、
リップ径は６４．５ｍｍ以上であり、キャビティ径は６５．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の外径は７９．５ｍｍ以上であり、前記段付き部の深さは３．５ｍｍ以上であることを特徴とするディーゼルエンジン。
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であって、
前記噴射部から前記燃焼室へ噴射される燃料は、前記噴射部の前記ノズルの出口から１０ｍｍ以上１５ｍｍ以下の範囲において流れが曲がるとして前記外側の燃料配分割合として計算されたことを特徴とするディーゼルエンジン。