まとめ

大型ディーゼルエンジンの実用燃費改善を目的として，幾何学的圧縮比の増大とIVC の遅延を組み合わせ，膨張比はそのままに，有効圧縮比の低減を行った．また排出ガス レベルの増加抑制を目的として，燃焼室形状の変更を行った．得られた知見を以下に示 す．

(1) 幾何学的圧縮比の増加とIVCを遅延し，有効圧縮比の低減を行った．高負荷におい

94

ては，燃焼時期を早期化することができ，燃料消費率の改善効果が得られた．しかしな がら，幾何学的圧縮比を増加すると，IVC遅延の有無によらず，CO，Smokeが増加した．

(2) 幾何学的圧縮比を増加した燃焼室内でのCO，Smoke排出量の増大の要因解析のため 数値シミュレーションを用いて，燃焼室内の当量比の高い領域の変化を調査した．燃焼 初期の燃焼室隅部での燃焼によって，燃焼室底部と隅部に，当量比の高い領域ができや すくなる．また既燃ガスと噴霧の干渉によって流動が抑制され，燃焼室内の高い当量比 の領域が燃焼室外へ流出しにくくなる．

(3) 噴霧中に既燃ガスを取り込みにくい浅皿大径燃焼室では，当量比の高い領域が早期 に減少する．しかし口径を広げたことで燃焼室隅部での流動が低下し，燃焼後期に当量 比の高い領域が滞留しやすい．これに対して燃焼室壁面をテーパー状に広げ既燃ガスを 燃焼室外へ導くことで，燃焼室内の当量比の高い領域は早期に減少し，Smokeの低減が 可能と考えられる．

(4) 検討したピストンを用いた試験から，中・高負荷領域では燃料消費率とSmokeの改 善効果が得られた．しかし，負荷の低い領域ではSmoke排出量が増加した．これは燃焼 室口径を広げることで衝突噴霧による混合が抑制されたためと考えられる．このため 低・中負荷では高過給による希薄化や燃料噴射圧の増加などの他，噴射系諸元と筒内流 動との最適化が必要と考えられる．

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表5.1 エンジン諸元

Engine type DI Inline 6 Bore & Stroke mm φ122×150 Displacement cm³ 10.5×10³ Compression ratio 18.0 Injection Nozzle mm φ0.173×8-155°

Target

Max.

Output

Engine

Speed rpm 1600 Output kW

{PS} 298 {405}

BMEP MPa 2.1

Max.

Torque

Engine

Speed rpm 1000 - 1400 Torque Nm

{kgm} 1842 {188}

BMEP MPa 2.2

図5.1 エンジンシステム

96

図5.2 シミュレーションモデルの検証(Ne=1000 rpm)

Fuel Flow Rate kg/h

97

図5.3 シミュレーションによる圧縮比違いの燃料消費率の比較 (Ne=1000 rpm)

98

図5.4 圧縮比の違いの運転による燃料消費率の比較 (Ne=1200 rpm)

99

図5.5 図示熱効率の熱力学計算値と実測値との比較^[5]

（参考文献[5]より引用）

0 5 10 15

0.2 0.3 0.4 0.5 0.6

ε

_c

η

i

Simulation εe=10 εe=15 εe=20 εe=25 I nput parameters (Corresponding to

the conditions of experiment)

Calculation condition I nput energy:2.22M J A/F:14.5

I nitial temprature:300K

ηi=50%

ε_eI .V.C.

10 LC0 10 LC60 10 LC90 10 LC110 15 LC60 15 LC90 15 LC110 20 LC90 20 LC110 25 LC110

100

図5.6 有効圧縮比；C/Reff とIVC時期の関係

図5.7 シミュレーションによるIVC時期と体積効率の関係

C /R

eff.

8 10 12 14 16 18 20

IVC deg

540 560 580 600 620

C/R=15.3 C/R=17.0 C/R=18.0

IVC563deg →

IVC590deg C/Reff.: -1.72

η v %

75 80 85 90 95 100

IVC deg

540 560 580 600 620

Ne=800rpm q=74mg/st Ne=1200rpm q=81mg/st Ne=1600rpm q=82mg/st Ne=2000rpm q=73mg/st

101

図5.8 IVC時期を変更した運転による燃料消費率の比較 (Ne=1200 rpm)

102

図5.9 IVC時期を変更した運転による排出ガス性能の比較 (Ne=1200 rpm)

103

表5.2 シミュレーション条件

Ne 1200 rpm

q (Load)

211 mm³/st (75%)

IVC / EVO 563 deg / 121 deg

Swirl Ratio Rs 1.58 (PWA)

Initial Condition

Pcyl 240 kPa

Tcyl 391 K

O2 20.495 wt%

CO2 2.514 wt%

H2O 0.806 wt%

N2 76.185 wt%

SOI -3 degATDC

Nozzle 8-φ0.173 mm-155°

表5.3 シミュレーションに使用したサブコード Star-CD Ver.4.16 Sub model

Combustion

Combustion LATCT

(Laminar and Turbulent Characteristic Time)

Ignition Shell

Splay

Break-up KH-RT

(Kelvin-Helmholtz RayleighTaylor)

Atomization Huh

(Huh and Gosman’s model) Turbulence

RANS RNG K-ε

Swirl Constant Omega

Wall Heat

Transfer Wall function Angelberger

Emission

NO formation Extended Zel’dowich

Soot formation Magnussen

104

C/R=17.0 C/R=18.0 図5.10 燃焼室形状

20.43mm

22.04mm

Ø75mm

105

CA C/R=17.0 C/R=18.0 TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.11 シミュレーションによる流速分布変化の比較

0 14 28 Velocity m/s

106

CA C/R=17.0 C/R=18.0 TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.12 シミュレーションによる当量比分布変化の比較

3 2 1 0

Equivalence Ratio

107

Re-entrant Shallow

図5.13 リエントラント燃焼室と浅皿燃焼室の燃焼室形状 Ø90mm

21.78mm

Ø63.6mm

15.03mm

108

CA Re-entrant Shallow

TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.14 シミュレーションによる流速分布変化の比較

0 14 28 Velocity m/s

109

CA Re-entrant Shallow

TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.15 シミュレーションによる当量比分布変化の比較

3 2 1 0

Equivalence Ratio

110

計算領域

図5.16 シミュレーションによる燃焼室内の高当量比領域の計算格子の体積変化

111

Shallow (φ90mm) Shallow (φ100mm) 図5.17 考案した燃焼室形状

15.31mm

Ø90mm

Ø100mm

17.34mm

112

CA Shallow (φ90 mm)

Shallow (φ100 mm)

TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.18 シミュレーションによる燃焼室内の当量比分布変化の比較

3 2 1 0

Equivalence Ratio

113

計算領域

図5.19 シミュレーションによる燃焼室内の高当量比領域の計算格子の体積変化

114

CA Toroidal (φ75mm)

Shallow (φ100mm) TDC

6 deg ATDC

12 deg ATDC

18 deg ATDC

24 deg ATDC

30 deg ATDC

図5.20 シミュレーションによる燃焼室内のCO質量分率分布変化の比較

0.12 0.08 0.04 0 CO Mass Fraction

115

図5.21 燃焼室形状違いの運転による燃料消費率と排出ガス性能の比較 Ne=1200 rpm, BMEP=1.65 MPa, BSNOx=1.0 g/kWh

116

図5.22 燃焼室形状違いの運転による熱発生率の形状の比較 Ne=1200 rpm, BMEP=1.65 MPa,

BSNOx=1.0 g/kWh, SOI=4.5 deg BTDC

P c y l M P a

0 5 10 15 20

Troidal ( φ 75mm) Shallow ( φ 100mm)

R O H R J /d e g

0 200 400 600

Crank Angle deg

-30 -15 0 15 30 45 60

117

図5.23 燃焼室形状違いの運転による燃料消費率と排出ガス性能の比較 Ne=1200rpm, BMEP=0.88 MPa,

BSNOx=1.0g/kWh, SOI=7.7degBTDC

118

図5.24 燃焼室形状違いの運転による燃料消費率の比較 (Ne=1200 rpm)

119

図5.25 燃焼室形状違いの運転による排出ガス性能の比較 (Ne=1200 rpm)

120

第5章の参考文献

[1] 橋本宗昌ほか, “燃料消費率と排出ガスの同時低減を目指した二段過給システムの 検討”, 自動車技術会論文集, Vol.44, No.2，p.319-325 (2013)．

[2] 足立隆幸ほか, “高過給・広域多量EGRの多気筒ディーゼルエンジンにおけるハ イプレッシャループおよびロープレッシャループEGRの効果”, 自動車技術会論 文集, Vol.40, No.4, p.1047-1052 (2009)．

[3] 足立隆幸ほか, “高応答型過給機とHP-EGRおよびLP-EGRの効果的利用による高 過給・広域多量EGRディーゼルエンジンの過渡性能の向上”，自動車技術会論文 集，Vol.42，No.1，p.195-200 (2011)．

[4] 足立隆幸ほか, “燃料噴射系の改良および幾何圧縮比アップによる高過給・広域多 量EGRディーゼルエンジンの熱効率向上”, 自動車技術会論文集, Vol.42, No.5, p.1099-1104 (2011)．

[5] 山名康介ほか：“吸気弁遅閉じ超過膨張サイクルガソリン機関の性能に及ぼす吸気 乱れ増大と希薄燃焼適用の効果”，自動車技術会論文集，Vol.36, No.6, p.19-24 (2005)．

[6] 稲垣和久ほか, “高分散噴霧と筒内低流動を利用した低エミッション高効率ディー ゼル燃焼―燃焼コンセプトの提案と単気筒エンジンによる基本性能の検証”, 自動 車技術会論文集, Vol.42, No.1, p.219-224 (2011)．

[7] 江原拓未ほか, “壁面に沿うディーゼル噴霧の挙動”, 日本液体微粒化学会, 微粒 化vol.6, NO.13, p.2-8 (1997)．

[8] 常本秀幸ほか, “ホールノズルにおける壁面衝突噴霧の発達過程”, 自動車技術会 論文集, Vol.27, No.2, p.39-45 (1996)．

[9] 金尚奎ほか, “ディーゼル機関における燃焼室形状の改良による排気低減”, 第21 回内燃機関シンポジウム講演論文集, p.135～140 (2010)．

[10] 吉冨正幸ほか, “Tier3エンジンecot3の開発(2)”, コマツ技報，Vol.52，NO.158，

p.20-26 (2006)．

121

ドキュメント内 自動車用大型ディーゼル機関の (ページ 102-130)