1. はじめに 往復動内燃機関（以下, ピストンエンジンと呼ぶ） は空気を作動ガスとし, その空気の一部もしくは全部 を利用してシリンダ内で燃焼を行い, 燃焼生成ガスと もども作動ガスとして利用し, サイクルを描いている. このようにピストンエンジンは圧縮, 燃焼, 膨張など の各過程をすべて一つのシリンダの中で行うので, 単 純な機構で構成され, 熱効率が高く, かつコンパクト で負荷応答性の良い資質を有する原動機である. 大型舶用低速2 サイクルディーゼル機関は小型ディ ーゼル機関に比べて高い熱効率で運航経済性の面で有 利な特徴を有している. 本稿では, 舶用ディーゼル機 関の高熱効率について基本的考え方及びこれまでの熱 効率向上の取組みを概観するとともに, 今後の熱効率 向上の可能性に関して私見を述べる. ２．大型舶用ディーゼル機関の高熱効率 大型舶用の低速2 サイクルディーゼル機関は, 厳し い燃費率競争の結果, 熱効率が大幅に向上し, 図1 に 示すように単体原動機としては最高の熱効率である. この熱効率の高さは大シリンダ径, ロングストローク, 高空気過剰率, 低速回転数などの要因に支えられ, 各 種損失の減少が得られ熱力学的にもより理想に近いサ イクルの実現が図られていると考える. 図1 各種原動機の熱効率 これを作動面から改めて見れば, ピストンエンジン は静圧的でほぼ断熱的な圧縮・膨張が可能な熱機関で あり, シリンダ内でのガス流動を小さくすることがで きる. このため, 作動ガスそのものは高温・高圧であ るものの, ガス側熱伝達率を小さくすることが可能と なり, 燃焼室壁面での熱損失などの熱の授受が少ない 特性を有する. 特に低速 2 サイクルディーゼル機関で は, 非定常燃焼の時間的制約が小型高速ディーゼル機 関に比べて少なく, シリンダ内ガス流動を相対的に小 さくすることができ, 図 2 に示すように熱損失低減の 面で有利である. 図2 ディーゼル機関の熱勘定割合 また, 前述した通り一つのシリンダの中で圧縮, 燃 焼, 膨張等の各過程を繰り返す間欠非定常燃焼ゆえの 利点が作動ガス温度特性にある. すなわち, ディーゼ ル機関においては, 熱負荷面・強度面等からの温度制 約が定常燃焼の内燃機関（ガスタービン）に比べてそ れほど厳しくなく, シリンダ内作動ガスの最高温度を 高くすることができる. ディーゼル機関とガスタービ ンの基本的作動特性の比較を図3 に示す.
高熱効率機関
＊━ 舶用ディーゼル機関の熱効率向上の経緯と今後の可能性
高石 龍夫＊＊ ＊原稿受付 平成 26年12月 24日． ＊＊正会員 （株）MIJAC（東京都品川区北品川3-6-9）．高熱効率機関
＊- 舶用ディーゼル機関の熱効率向上の経緯と今後の可能性
高 石 龍 夫＊＊図3 ディーゼル, ガスタービンの作動特性比較 本図では, ディーゼル機関とガスタービンのガス温 度特性並びにトルク特性を模式的に示しており, ディ ーゼル機関においては最高ガス温度を高くできるポテ ンシャルを有することが分かる. このような間欠非定常燃焼機関としての基本的特性 が高熱効率実現を支えていると考える. ３．低速 2 サイクルディーゼル機関 の燃費率低減の基本的考え方 熱効率50%超のレベルにある低速2サイクルディー ゼル機関に対して, 今後の更なる熱効率向上の可能性 を見定める上で, これまでの燃費率低減の取組みを概 観して技術開発の方向性を探ることは重要と考える. ３．１ これまでの低燃費率化の歩み 舶用2 サイクルディーゼル機関の燃費率は 1970 年 代後半から1980 年代前半にかけて大幅に改善された. その一例として, UE 機関における燃費率低減の流れ 及びその手法を図4 に示す. 過給方式の変更及び排気 ターボ過給機効率の改善, 筒内最高圧力Pmaxの上昇, 掃気効率の改善, 燃料噴射系の改善などにより, 約 20%の燃費率改善が実現され, 熱効率 50%を超える高 いレベルに到達したことが分かる. 図4 UE 機関の低燃費率化 以下に主要な各手法の概要について述べる. ３．２ 排気ターボ過給機系の改善 ３．２．１ 排気ターボ過給機の性能向上 過給機の圧力比向上及び効率向上がディーゼル機関 の性能向上に寄与してきた. すなわち, 掃気圧力比向 上により筒内の空気量増大により空気過剰率をキープ しながら燃料噴射量増大が可能となり, 正味平均有効 圧力の向上が図られた. 一方, 過給機効率向上により 次のような論理で機関本体の熱効率向上が実現された. 排気圧力の低下に応じ, 掃気流量減少を伴うことなし で掃気ポートの高さを低くして, 排気弁の開弁時期を 遅らせて膨張行程の有効ストロークの増大が可能とな る. この結果, 機関本体の熱効率向上が得られる. 図5 に排気弁開弁時期と燃費率の関係を示すが, 開弁 時期を遅延させることにより燃費率低減が実現されて いる. 図5 排気弁開弁時期と燃費率 ３．２．２ 過給方式の変遷 初期の舶用2 サイクルディーゼル機関は過給方式と して, 動圧過給が採用されていたが, 上記の過給機性 能向上により静圧過給方式への移行がなされた. 静圧 過給方式では排気圧力変動を伴う動圧過給方式に比べ て高圧排気の期間が短いため, 掃気の流れをそこなう ことなく排気弁の開弁時期を遅延することができ, 膨 張行程の有効ストローク増大が得られる. ３．３ 筒内最高圧力 Pmax の上昇 筒内最高圧力Pmax と掃気圧力（過給圧力）Ps の 比である Pmax/Ps はディーゼル機関のサイクル熱効 率の決定因子である. 図 6 に筒内最高圧力/掃気圧力 と燃費率の関係を示す.
図6 筒内最高圧力/掃気圧力と燃費率 筒内最高圧力/掃気圧力を増大させる場合, 掃気圧力 一定で筒内最高圧力を上昇させる手法と筒内最高圧力 一定で掃気圧力を低下させる手法が考えられる. 前者 では燃費率低減効果が顕著に発揮できるが, 後者では 燃費率低減効果が頭打ち傾向にある. これは掃気圧力 低下により筒内の空気過剰率の減少を招き, 燃焼悪化 を伴うためにこのような傾向になるためと考える. ３．４ 掃気効率の向上 2 サイクルディーゼル機関では熱力学的に作動ガス の性状的な問題がある. すなわち, サイクルの圧縮及 び燃焼の行程において, 作動ガス中にCO2やH2O等 の燃焼ガスの一部が残留することが避けられない. こ のため, 作動ガスとしての物性値である比熱比の低下 が生じ, サイクル効率低下を引き起こす. また燃焼用 の空気量の減少による燃焼悪化を招き, 燃焼効率低下 を引き起こす. これらを改善するためには, 掃気効率向上による空 気量増大が必要になる. 具体的な手法として, 過給機 効率向上による掃排気の圧力比の増大, 及び掃気ポー ト高さの増大による掃気通路面積の増大が有効である. 図7 に掃気効率改善の技術経緯を示す. 掃気ポート形 状等による掃気効率向上の結果, サイクルの作動ガス の比熱比が増大し, 図示燃費率が改善される. 図7 掃気効率の改善 ３．５ 燃焼性能の向上 ディーゼル機関の燃焼性能の良否は, 空気側条件 （空気量, 筒内スワール等）, 燃料噴射側条件（噴射 圧力, 噴射期間, 噴射率モード等）, 燃焼室形状等に より大きく影響される. 熱効率向上に関して, 燃焼面 では燃焼効率, 燃焼の等容度が重要なファクターであ る. ここでは, 燃料噴射期間, 燃焼期間（受熱期間）, 受熱モードと燃費率の関係について簡単に述べる. 燃料噴射系の高圧噴射化・高噴射率化による噴射期 間短縮の結果, 燃焼期間の短縮が実現され, 燃費率低 減に寄与する. さらに, 燃焼モード制御による燃費率 低減の可能性に関するサイクル計算結果を図 8 に示 す. 図8 受熱率モード・受熱期間制御による燃費率低減 Pmax 一定となるよう受熱開始時期を変化させて, 受 熱期間短縮及び受熱モード制御により燃費率低減が可 能である. ただ, 図中の受熱モードで最も有効である 後高受熱モードにおいて, 受熱期間30deg程度で燃費 率低減効果は頭打ち状況となっている. 現状の低速 2 サイクルディーゼル機関において受熱期間はすでに 30deg レベルであり, このままでは燃費率低減はそれ ほど期待できない. 熱損失低減を含めた有効受熱量の 増大に改善の余地が残っていると考える. ３．６ 電子制御技術の導入 舶用2 サイクルディーゼル機関に対する各種ニーズ に対応するため, 各エンジンメーカとも電子制御技術 を導入したエンジンを開発している. 燃料噴射系, 排 気動弁系, 始動系, シリンダ注油系を中心に機械式か ら電子制御式への変更により機関負荷条件や周囲条件, 燃料性状等に応じた作動タイミング, 燃料噴射率の自 由な設定が可能となる. このような電子制御化の結果,
NOx 排出量と燃費率のトレードオフ関係の大幅な改 善が実現されている. 今後の更なるCO2 削減を図るためには, 機関単体 の熱効率向上のみならず, 排気損失の回収や排出ガス や冷却水からの廃熱回収なども必要となるが, 本特集 号の別稿にて解説されているので, 本稿では取り上げ ないことにする. ３．７ 熱効率の現状 これまで述べたような各種技術開発の成果を受けて, 舶用2サイクルディーゼル機関の熱効率は50%をはる かに超える高いレベルが実現されている. その一例を 簡単に紹介する. UE 機関の最新機種である UEC50LSH-Eco-C2 機 関においては, 100%負荷の P1 点で約 51%, P2 点で約 53%の熱効率, 75%負荷の P1 点で約 53%, P2 点で約 55%の高いレベルの熱効率となっている. 一方, 最近の IMO 排ガス規制強化や CO2 削減とい った地球環境適合ニーズの高まりを受けて, 舶用の分 野においてもガス焚き機関が採用されており, 当該機 関の熱効率について簡単に触れる. Dual Fuel 方式のガス機関のガスモードでの機関端 効率（機付補機無）は, シリンダボア 50cm クラスで 49～50%, シリンダボア30cm クラスで47～49%と高 い熱効率を実現している. ガス機関では電子制御技術 等によりノッキング等の異常燃焼を避けながら高負 荷運転を実現している. ガス機関のガスモード運転で は高負荷ほどディーゼル機関に比べて受熱期間が相 対的に短くなり, 等容度が高くなり, このため 50%レ ベルの高い熱効率が得られていると考える. ４． 今後の熱効率向上の可能性 これまで述べてきたように舶用2 サイクルディーゼ ル機関の熱効率は 50%をはるかに超える高いレベル が実現されており, 今後のより一層の熱効率向上の余 地は残されているのか？ 難しい課題であるが, 海外 のエンジン技術開発動向も踏まえて, 簡単に触れてみ る. ４．１ 海外での技術開発動向 将来舶用機関の研究開発をAll EU（プロジェクト参 加メンバー：エンジンメーカを主体に過給機, エンジ ン部品メーカ, EU 内の大学・研究機関, 船会社, 船 級協会）で実施しているHERCULES プロジェクトの 状況を要約すれば, 以下の通りである. 主として機関本体改良（Pmax 上昇等）及び過給機 系改良（二段過給方式によるターボ効率と掃気圧力の 向上）により燃費率低減を確認するとともに, 図9 に 示す通り 2020 年までに燃費率 5%削減を目指して実 用化研究を進めている. 図9 HERCULES プロジェクトの概要 機関性能向上に関しては, 筒内最高圧力 Pmax を 200bar まで上昇させるとともに, 二段過給方式によ り掃気圧力を 8bar, ターボ効率を 76%に向上させて, 燃費率：5～6g/kwh 低減, NOx：50%低減が得られて いる. また, 高圧ボイラ複合サイクルにて熱効率 60% を目指している. 更なる燃費率低減のため, 図10に示 すように低摩擦ピストンリングによる摩擦損失 30% 低減をシミュレーションにて検討中である. 図10 HERCULES プロジェクトでの摩擦損失低減 別のエンジン研究コンサルタントの見解によれば, 燃 費率は筒内最高圧力Pmax と平均有効圧力 Pme の比 であるPmax/Pme の関数であり, Pmax/Pme：8.0～ 8.5 のゾーンで最適燃費率が得られるとの情報である.
このためには, 筒内最高圧力を190～200barレベルま で上昇させる必要がある. また, 平均有効圧力増大の 点から過給圧力上昇が必要になり, 二段過給方式の必 要性を論じている. ４．２ 熱効率向上に関する簡易検討 熱効率向上の可能性をある程度定量的に見定めるべ く, 原点に戻って熱効率の理論式をベースにした簡易 検討を実施し, 今後の取組みの方向付けをした. ４．２．１ 簡易検討 具体的なやり方として, 熱効率を次式で算出・検討 した. ηth＝ηotto×ηgl×ηcomb×（１－ηcool）×ηm a)オットー効率 ηotto は圧縮比を 15, 作動ガスの比熱 比を1.35 とすれば, 0.6124 となる. ここで, 比熱比は 概略的に空気1.4 と高温ガス 1.3 の中間として 1.35 を 用いた. b)等容度 ηgl はこれまでのディーゼル機関の実績に基 づいて, 0.88 とする. c)燃焼効率 ηcomb は 0.98 とする. d)冷却損失 ηcool を 0 とする. 実際上, 冷却損失は 0.06 程度あると推察されるが, 上記の等容度 0.88 は 冷却損失まで考慮した値であり, 0.06 とすればダブル カウントになるので, ここでは0 とする. e)機械効率 ηm を 0.95 とする. 以上の数値を上式に代入すれば, 以下の通りとなる. ηth＝0.6124×0.88×0.98×1×0.95＝0.502 この数値は現状の舶用ディーゼル機関の熱効率に概略 相当する値であり, これをベースに熱効率向上の可能 性を探ってみる. ただし、等容度や燃焼効率の向上は 限界レベルであり, ここでは除外する。 1)サイクル作動ガスを完全空気と仮定すれば, 比熱比 が1.4 となり, オットー効率が 0.6615 となり, 熱効率 は0.542 となり, 8%の向上が期待される. これを実現 するためには, 更なる過給機効率向上及び掃気効率向 上などが必要となる. 2)機械損失を半減できれば, 機械効率が 0.975 となり, 熱効率は0.515 となり, 2.5%の向上が期待される. 実 際上, 機械損失を半減する具体的な方法論やハードの 問題があるものの今後の研究課題と考える. また, 高 出力化により相対的な機械損失の寄与度低減が有効と 思われる. 以上を纏めれば, 今後のディーゼル機関単体での熱効 率向上の可能性として, より一層の掃気効率向上や機 械損失低減などによる改善効果の余地が残されている と考えるが, そのゲインはそれほど多くはないと思わ れる. ５． まとめ 舶用ディーゼル機関の熱効率向上に関して, これま での取組みを概観し, 現状分析と今後の可能性を簡単 に述べた. 今後, より一層の過給機系の改善（過給機 単体の効率向上, 圧力比向上, 二段過給方式など）や 掃気ポートの最適化を含めた掃気効率改善による空気 過剰率の向上, 機械損失や熱損失の低減, また筒内最 高圧力Pmax/掃気圧力（過給圧力）Ps の上昇などに 取組んでいくことが必要と考える. 船舶を取り巻く環境問題, 経済問題に対応すべく, 舶用ディーゼル機関の更なる熱効率向上へ向けて, こ れまでの長い間の技術蓄積を活かすとともに, 先端技 術の導入や総合技術の高度化により時代の要請に応え ていくことが求められている. 引き続き, エンジン技 術開発に注力していく. 参考文献 1)下田邦彦, 往復動内燃機関の展望, 三菱重工技報, Vol34, No4, p255, 1997 年 2)土佐陽三, 燃費低減への挑戦, 日本機械学会講演 会予稿集, p52, 1996 年 3)立石又二, 舶用エンジンの新技術, 日本機械学会 誌, 1990 年 2 月 4)宮野, 小野, 岡部, 安枝, 板谷, 三菱重工技報, Vol24, No2, 1987 年 3 月
5)Tsuneya,Hirayama, Miyano,Tateishi,14th,CIMAC, 1981 年 6)Rinoie,Hirayama,Miyano,Tateishi,Tujimura, 16th,CIMAC,1985 年 7)NikolaosP.Kyrtatos,HERCULES A-B-C,Transport Research Arena-Europe,2012 年 著者紹介 姓 名 高石 龍夫 日本マリンエンジニアリング学会 正会員 1952 年生． ・（株）マリタイムイノベーションジャパン(MIJAC) ・最終学歴 九州大学大学院 ・専門分野 内燃機関・舶用燃料
