(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
過給機(1)を備えて外気(A1)を吸気し加圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシリンダ入口までの過給機路内に熱交換器を備えて過給機出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエンジンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過給機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器(2a)と、第１熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を受けて第１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２熱交換器(2b)とを備えたハイブリッド式熱交換器(2)であることを特徴とする過給機付きディーゼルエンジン。
【請求項２】
使用する燃料は水エマルジョン燃料である請求項１記載の過給機付きディーゼルエンジン。
【請求項３】
エンジンは冷却水を用いた水冷式エンジンであり、第１熱交換媒体は外気であり、かつ第２熱交換媒体はエンジンの冷却水である請求項１又は２記載の過給機付きディーゼルエンジン。
【請求項４】
エンジンの負荷を検出する負荷検出手段(10)と、前記負荷検出手段(10)からの検出信号を受けて第２熱交換器(2b)における第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段(6,7,10)とを有する請求項１〜３のいずれかに記載の過給機付きディーゼルエンジン。
【請求項５】
ほぼ一定回転速度で使用する過給機付きディーゼルエンジンにおいて、過給機(1)のコンプレッサ(1b)出口とシリンダ入り口との間に設けた過給気圧力を検出する圧力センサ(11)と、圧力センサ(11)からの検出信号を受けて第２熱交換器(2b)における第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段(6,7,10)とを有する請求項１〜３のいずれかに記載の過給機付きディーゼルエンジン。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、過給機付きディーゼルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
過給機付きディーゼルエンジンは、過給機出口からシリンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備え、過給機によって高められた圧力と温度とでなる過給気を冷却するのが普通である。
【０００３】
熱交換器としては、外気を熱交換媒体とする空冷式熱交換器、又は水冷式エンジンではその冷却水を熱交換媒体とする水冷式熱交換器が一般的である。
【０００４】
尚、特開昭５７−３５１１６号公報、特公平３−４７３１号公報には「過給機出口からシリンダ入口へ向けて順に、上流側の水冷式熱交換器と、開閉自在弁付きバイパス過給気路を備えた下流側の空冷式熱交換器とを備えたハイブリッド式熱交換器」が開示されている。尚、後者は前者の改良であり、上流側の水冷式熱交換器を開閉自在弁と共に下流側の空冷式熱交換器のアッパータンク内に格納し(構成)  、アッパータンクをバイパス過給気路と兼用させ（作用）、もってコンパクトな過給機付きディーゼルエンジンを提供している（効果）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが上記従来の構造では次の不都合があり、期待するほどエンジンのコンパクト化を図れない。
【０００６】
（１）シリンダの吸気温度は、運転条件（大気温度、エンジン負荷）によって大幅に変化する。寒冷地、極寒地、冬季では、低温大気によってシリンダの吸気温度が過冷となり、例えば、中高負荷時では空気過剰率が増加し、燃焼効率が良くなり、意に反して出力が過大となる。また、低負荷時ではシリンダ内の温度が低いため、着火不良を生じ易く、安定したエンジン運転を行い難い。一方、熱帯地、夏季では、高負荷時には高温大気によって排気温度が上昇し、エンジン構造部品の耐久性が損なわれる。そしてこれら不都合に加え，エンジン負荷変化に対するエンジン本体のヒートバランス問題がある。従って、空冷式熱交換器だけでは、当該熱交換器自体が大形化すると共に熱交換器に大掛かりなシャッター等の風量調節機構を設ける等の必要が生じて熱交換器系自体が大形化する。一方、水冷式熱交換器だけでは，多量の冷却水が必要となり、冷却用ラジエータ等の冷却系が大形化する。即ち、水冷式熱交換器又は空冷式熱交換器だけではエンジンのコンパクト化に不利である。
【０００７】
（２）また、エンジン定常回転時(これは，「エンジン始動後であり、かつ暖気運転完了後のエンジン回転時であって、ローアイドル、ハイアイドル、負荷の大小に無関係なエンシン回転時」とする、以下同じ)おける外気温度，冷却水温度，過給機出口過給気温度は、「外気温度＜冷却水温度＜過給機出口過給気温度」の順に高い。即ち、上記従来のハイブリッド式熱交換器では、水冷式熱交換器を上流側に設けてあるため，エンジン冷却水が高温の過給気によって加熱されてしまう。従って，エンジン負荷変化によるエンジン本体のヒートバランス確保に多量の冷却水が必要となり、冷却水用ラジエータ等が大形化し，冷却系が大形化する。つまり、上記従来のハイブリッド式熱交換器でも，期待するほどのエンジンのコンパクト化は得られない。
【０００８】
（３）ところでディーゼル燃料は、普通は、軽油だが、通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣る、例えば、Ａ重油、廃プラスチック油燃料、水エマルジョン燃料（燃料と水とを混合し乳化させたもの）等を用いることがある。そして水エマルジョン燃料で例示すれば、図１０に示す３種のエンジンの実測結果に示すように、燃料中の水含有率を増加させることによりディーゼルエンジンから排出される窒素酸化物、黒鉛等の有害物質を低減する効果がある。しかしながら、同燃料中の水の量を増やしてゆくと、シリンダの吸気温度が低いとき（寒冷地、極寒地、冬季、さらには軽負荷時等）、前記不都合（「シリンダ内で異常燃焼が生じ易く、安定したエンジン運転を行い難い」）が促進される。そして、水含有率が５０％に達すると常温でも運転は不安定状態になる。これは、エンジン圧縮工程中に噴射される水エマルジョン燃料中の水が蒸発し、その潜熱によってシリンダ内の温度が低下し、これにより水エマルジョン燃料の着火、燃焼(つまり、エンジン性能)が阻害されるからである。
【０００９】
本発明は、上記不都合に鑑み、エンジンのコンパクト化に寄与でき、また、通常の圧縮比で軽油よりも着火性の劣る燃料を用いてもエンジン性能に悪影響を与え難い過給機付きディーゼルエンジンを提供することを目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段、作用及び効果】
上記の目的を達成するため本発明に係わる過給機付きディーゼルエンジンは、第１に、過給機を備えて外気を吸気し加圧してシリンダ内に過給すると共に、過給機出口からシリンダ入口までの過給気路内に熱交換器を備えて過給機出口からの過給気を冷却する過給機付きディーゼルエンジンにおいて、熱交換器は、第１熱交換媒体を受けて過給機出口からの過給気と熱交換する第１熱交換器と、第１熱交換媒体よりも高い温度の第２熱交換媒体を受けて第１熱交換器出口からの過給気と熱交換する第２熱交換器とを備えたハイブリッド式熱交換器であることを特徴とする。
第２に、上記第１の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、使用する燃料は水エマルジョン燃料でもよい。
第３に、第１又は第２の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、エンジンは冷却水を用いた水冷式エンジンであり、第１熱交換媒体は外気であり、かつ第２熱交換媒体は冷却水であるとしてもよい。
第４に、上記第１、第２又は第３の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、エンジンの負荷を検出する負荷検出手段と、前記負荷検出手段からの検出信号を受けて第２熱交換器における第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段とを有することを特徴とする。
第５に、上記第１、第２又は第３の過給機付きディーゼルエンジンにおいて、ほぼ一定回転で使用するエンジンにおいて、過給機のコンプレッサ出口とシリンダ入り口との間に設けた過給気圧力を検出する圧力センサと、圧力センサからの検出信号を受けて第２熱交換器における第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段とを有することを特徴とする。
【００１１】
上記第１〜第６の各構成の作用効果を説明する。
（１）熱交換媒体候補としては、外気、水道水（例えば、定置式ディーゼル発電機用エンジンの場合）、クーリングタワー冷却水(例えば、定置式ディーゼル発電機用エンジンの場合)、海水（例えば、船舶用エンジンの場合）、エンジン潤滑油、エンジン冷却水（水冷式エンジンの場合）等を例示できる。そこで、エンジン定常回転時での各候補を各温度の高低で２分すると、低温側の外気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水と、高温側の潤滑油、冷却水となる。即ち、第１構成では、外気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水が第１熱交換媒体に対応し、一方、潤滑油、冷却水が第２熱交換媒体に対応する。そこで第１構成に基づき、ともかく第１熱交換媒体の候補である外気、水道水、クーリングタワー冷却水、海水によって高温の過給気を冷却すると、通常の設計によれば、冷却後の過給気温度は第２熱交換媒体の候補である潤滑油、冷却水よりも低温となる。即ち、第１熱交換器において冷却された過給気は、そののち第２熱交換器において第２熱交換媒体の候補である潤滑油、冷却水によって加熱されることになる。そしてこの冷却水温度は大きく変動しない。それ故、シリンダの吸気温度は外気温度及びエンジン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又はその近傍温度の狭い領域内に収束するようになる。しかもこのとき、第２熱交換器は潤滑油、冷却水に対するクーラとして作用している。従って、エンジン負荷変化に対するヒートバランス資源である潤滑油系、冷却水系がコンパクト化する。即ち、エンジン自体のコンパクト化に大きく寄与する。
尚、仮に、第１熱交換器による冷却後の過給気温度が潤滑油、冷却水よりも高くなることがあるとしても、第２熱交換媒体の候補である潤滑油、冷却水が過給気を再度冷却する。このとき、第２熱交換器は潤滑油、冷却水に対するヒータとして作用するものの、その熱交換量は僅かであるのが普通である。
即ち、このときも、エンジン負荷変化へのエンジン本体の基本的ヒートバランスに大きな悪影響を与えることがなく、従って、潤滑油系、冷却水系のコンパクト化、即ち、エンジン自体のコンパクト化に支障を来たさない。即ち、第１構成によれば、高効率の過給気冷却機構を備えた過給機付きディーゼルエンジンとなる。勿論、従来のハイブリッド式熱交換器のような「開閉自在弁付きバイパス過給気路」を備える必要もなく、その分も、過給気冷却機構は勿論のこと、エンジン自体のコンパクト化に寄与する。
（２）第２構成は第１構成を引用するため、第１構成の上記作用効果「シリンダの吸気温度が、外気温度及びエンジン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又はその近傍温度の狭い領域内に収束する」を有する。従って使用する燃料として水エマルジョン燃料を用いても、従って同燃料中の水の量が多くても、シリンダ内で異常燃焼が生じ難く、安定したエンジン運転を行える。実験の結果、燃料中の水含有率が５０％を越えても安定して運転できることが確認されている。即ち、エンジン性能に悪影響を与えることなく、エンジンから排出される窒素酸化物、黒鉛等の有害物質を低減させることができる。
（３）第３構成における第１熱交換媒体なる外気と、第２熱交換媒体なる冷却水とは、第１構成の作用効果の説明中で述べた熱交換媒体候補中の選択例である。従って第３構成によれば、第１構成に基づく作用効果がそのまま得られる。
（４）第１〜第３構成によれば、第１構成の作用効果で述べた通り「シリンダの吸気温度は外気温度及びエンジン負荷に係わらず、潤滑油、冷却水の温度以下又はその近傍温度の狭い領域内に収束するようになる」が、この第４構成では、エンジンの負荷に応じて第２熱交換器に供給される第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段を設けた。そのため、負荷が大きい時には第２熱交換器の第２熱交換媒体の流量を停止するか、少なくして十分に冷却された過給気をエンジンに供給して出力を確保する。負荷が小さいときには第２熱交換器の第２熱交換媒体の流量を全開か、増量し、過給気を暖めてエンジンの着火を確実にして白煙の排出や、回転変動の低減を図ることができる。
（５）エンジンの回転速度がほぼ一定であれば、エンジンの負荷と過給気圧力との間には正の相関関係がある。第５構成では、第１〜第３構成に基づき、エンジンの過給気圧力に応じて第２熱交換器に供給される第２熱交換媒体の流量を制御する制御手段を設けた。そのため、エンジンの過給気圧力（エンジンの負荷）に応じて第２熱交換器に供給される第２熱交換媒体の流量を制御することにより第４構成のものと同様の作用、効果が得られる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好適な実施例を図面を参照し説明する。図１〜図４は第１実施例を示す。
【００１３】
エンジンは水冷式ディーゼルエンジンであり、第１実施例は、図１のブロック図に示す通り、過給機１で外気Ａ１を吸気し加圧した過給気Ａ２を、直列配決した第１熱交換器２ａと第２熱交換器２ｂとを経てシリンダ内（図示せず）に過給する過給機１付き、かつハイブリッド式熱交換器（以下、単に「ハイブリッド式熱交２」とする）付きエンジン３である。
【００１４】
ハイブリッド式熱交喚器２を構成する上流側の第１熱交喚器２ａは、外気Ａ１を熱交換媒体とする空冷式熱交換器である(以下、単に「空冷式熱交換器２ａ」とする)。一方、下流側の第２熱交換器２ｂは、エンジン３本体の冷却水（図示せず）を熱交間媒体とする水冷式熱交換器である（以下、単に「水冷式熱交換器２ｂ」とする）。
【００１５】
第１実施例の作用効果を図２〜図４を参照し説明する。図２〜図４は、過給機１の入口吸気温度（０、１０、２０、３０、４０℃  ）をパラメータとした、過給機圧力比（横軸）と、各熱交換器２ａ、２ｂ、２の出口過給気温度との関係グラフである。尚、図２の空冷式熱交換器２ａの温度効率は約８０％、図３の水冷式熱交換器２ｂの温度効率は約８５％である。詳しくは次の通り。
【００１６】
過給機１の使用域（圧力比で約１．１〜２．３）での過給機入口温度が０、１０、２０、３０又は４０℃であるときの各熱交換器２ａ、２ｂの単体性能は、空冷式熱交換器２ａではその出口過給気温度で、図２に示す通り、約６〜６６℃ である（尚、熱交換媒体なる外気温度は、空冷式熱交換器２Ａがエンジン３近傍に位置するために過給機１への各入口吸気温度に５℃を加算した値に補正してある）。一方、水冷式熱交換器２ｂではその出口過給気温度で、図３に示す通り、約６５〜９９℃である。(尚、熱交換媒体なる冷却水温度は約７５〜９０℃ である)。ところが上記ハイブリッド式熱交換器２では、その出口過給気温度は、図４に示す通り、約５８〜８４℃と狭い領域内に収束している。即ち、シリンダの吸気温度が、外気温度及びエンジン負荷に係わらず、狭い領域内に収束している。しかも、過給気は、空冷式熱交換器２ａ（第１熱交換器２ａ）において外気(第１熱交換媒体) で冷却されるものの、水冷式熱交換器２ｂ（第２熱交換器２ｂ）において冷却水（第２熱交換媒体）で加熱される。言い換えれば、冷却水は水冷式熱交換器２ｂにおいて冷却されるので、エンジン本体に対する冷却水によるヒートバランスを少ない冷却水で適切に行え、その分、エンジン自体がコンパクト化する。勿論、第１実施例は、従来のハイブリッド式熱交換器のような「開閉自在弁付きバイパス過給気路」を備えておらずその分、過給気冷却機構の本体は勿論のこと、エンジン自体がコンパクト化する。
【００１７】
尚、上記において、水エマルジョン燃料を用いた場合、以下のような効果が得られる。即ち、前述のように、シリンダの吸気温度は約５８〜８４℃  という適切な温度範囲内に収束されるため、図６に示す水含有率５０％の水エマルジョン燃料でも安定して運転できることが実験によって確認されている。したがって、水冷式デイーゼルエンジン３から排出される窒素酸化物、黒鉛等の有害物質を低減することができる。
【００１８】
図５は第２実施例を示すブロック図であり、第１実施例と同一部材には同一符号を付して説明は省略し、異なる部分についてのみ説明する。過給機１は排気により駆動されるタービン１ａと、外気Ａ１を過給するコンプレッサ１ｂとを有する。水冷式ディーゼルエンジン３は例えば発電機等を駆動する場合にはほぼ一定回転で運転される。このような場合、水冷式熱交換器２ｂとシリンダ入口との間に過給気圧力を検出する圧力センサ１１を設け、エンジンの負荷検出手段１０を構成する。尚、圧力センサ１１を設ける位置は過給機１のコンプレッサ１ｂの出口からシリンダ入口までの間なら何処でも良い。また、水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の出側通路（又は、入側通路でもよい）にソレノイド式流量制御弁６を設ける。圧力センサ１１とソレノイド式流量制御弁６とはマイコン等でなる制御器７と接続してある。即ち、制御器７は、圧力センサ１１からの検出圧力が予め設定した圧力である場合、ソレノイド式流量制御弁６に対して駆動電流を流し、冷却水の流量を制御して過給気の第２熱交換器２ｂの出口温度が所定の温度範囲内になるようにする。
【００１９】
以下に第２実施例の作用効果を説明する。図６はエンジン出力と過給気圧力との関係を示すマップ図である。即ち、縦軸は軸平均有効圧力Ｐme（kg/cm2）であり、横軸はエンジン回転数（rpm）であり、グラフ中の曲線ａはトルク曲線である。又，右下がりの曲線群は過給気圧力Ｐ（mmＨg）の等圧力曲線で、右斜め上方に行くほど高圧になる。したがって、破線に示す一定回転数Ｎ上においては、エンジンの出力（エンジンの負荷）は過給気圧力Ｐに比例する。第２実施例では圧力センサ１１により過給気圧力Ｐを検出し、制御器７はこの検出値からエンジンの出力(負荷)を演算し、これに基づいて水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。これにより、過給気の第２熱交換器２ｂの出口温度を所定の温度範囲になるように制御することができ、シリンダの吸気温度を第１実施例のものよりさらに狭い範囲に収束させることができる。
【００２０】
図７は第３実施例を示すブロック図である。第２実施例と同一部材には同一符号を付して説明は省略し、異なる部分についてのみ説明する。水冷式ディーゼルエンジン３の燃料噴射ポンプ１２に、噴射量センサ１３を設け、制御器７と接続して負荷検出手段１０を構成する。エンジン一定回転においてはエンジン負荷は燃料噴射量に比例する。したがって、制御器７は噴射量センサ１３からの検出値を入力し、エンジン負荷を演算して水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる効果は第２実施例と同一である。
【００２１】
図８は第４実施例を示すブロック図である。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明する。水冷式ディーゼルエンジン３は発電機１４と連結しており、発電機１４には出力検出用のワットメータ１５が設けられている。ワットメータ１５は制御器７に接続されて負荷検出手段１０を構成している、制御器７はワットメータ１５から直接エンジン負荷を入力し、水冷式熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる効果は第２実施例と同一である。
【００２２】
図９は第５実施例を示すブロック図である。第２実施例に基づき、異なる部分についてのみ説明する。水冷式ディーゼルエンジン３は油圧ポンプ１６と連結しており、連結部には回転センサ１７が設けられ、油圧ポンプ１６には吐出圧センサ１８が設けられている。回転センサ１７と吐出圧センサ１８とは制御器７に接続され、負荷検出手段１０を構成している。制御器７は回転センサ１７からの回転数情報と、吐出圧センサ１８からの吐出圧情報とからエンジン負荷を演算し、第２熱交換器２ｂへの冷却水の流量を制御する。得られる効果は第２実施例と同一である。
【００２３】
第５実施例において、エンジンにより駆動される油圧ポンプ１０は、エアコンプレッサであっても良い。
【００２４】
上述の実施例では第１熱交換器２ａの熱交換媒体を外気Ａ１としたが、例えば第４、第５実施例のように、発電機あるいは油圧ポンプを駆動する定置式デイーゼルエンジンでは水道水、クーリングタワー冷却水でもかまわない。一方，第２熱交換器２ｂの熱交換媒体は上記実施例のようなエンジン冷却水ではなく、エンジン潤滑油でも構わない。要するに、エンジン定常回転時において、過給機を冷却する第１熱交換媒体と、第１熱交換器からの過給気を加熱する第２熱交換媒体とであることが望ましい。このようにすると、上記において繰り返した通り、シリンダの吸気温度が外気温度及びエンジン負荷に係わらず第２熱交換媒体の温度以下又はその近傍温度の狭い範囲内に収束する。
【００２５】
第１実施例の作用効果については、軽油より着火性の劣る燃料の例として水エマルジョン燃料について述べたが、第２〜第５実施例においてはシリンダの吸気温度を第１実施例よりさらに狭い範囲に収束できる。そのため、たとえばＡ重油、廃プラスチック油燃料等を用いてもシリンダ内で異常燃焼が生じ難く、安定した運転を行える過給機付きディーゼルエンジンが得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例のブロック図である。
【図２】第１熱交換器の単体性能グラフである。
【図３】第２熱交換器の単体性能グラフである。
【図４】第１実施例のハイブリッド式熱交換器の性能グラフである。
【図５】第２実施例のブロック図である。
【図６】過給気圧力のマップ図である。
【図７】第３実施例のブロック図である。
【図８】第４実施例のブロック図である。
【図９】第５実施例のブロック図である。
【図１０】水エマルジョン燃料の特性グラフである。
【符号の説明】
１…過給機、１ｂ…コンプレッサ、２…熱交換器、２ａ…第１熱交換器（空冷式熱交換器）、２ｂ…第２熱交換器（水冷式熱交換器）、４…インテークマニホールド、６…ソレノイド式流量制御弁、７…制御器、１０…負荷検出手段、１１…圧力センサ、１２…燃料噴射ポンプ、１３…噴射量センサ、１４…発電機、１５…ワットメータ、１６…油圧ポンプ、１７…回転数センサ、１８…吐出圧センサ、Ａ１…外気。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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