ガソリン高圧噴射を用いた高圧縮比エンジンの燃焼技術（第
3 報
）
＊―混合気制御による熱効率改善の検討―
神長 隆史1） 養祖 隆1） 長野 高皓1) 藤川 竜也1) 山川 正尚1）
Combustion Technologies of High Compression Ratio Engine Using High Pressure Gasoline Injection (Third Report)
Study on Improvement of Thermal Efficiency by Mixture Control-Takashi Kaminaga Takashi Youso Takaaki Nagano Tatsuya Fujikawa Masahisa Yamakawa
In the previous research, it became possible to avoid abnormal combustion at high load by using gasoline high pressure injection and showed the possibility of high compression ratio. In this paper, we tried to make the concentration of the mixture in the combustion chamber homogeneous for the purpose of further improving efficiency at low speed full load. By using CAE to analyze and improve the mixture state, we achieved thermal efficiency over conventional engine.
KEY WORDS: Heat engine, Spark ignition engine, Mixture Formation, High Pressure Injection (A1) 1．ま え が き 地球温暖化への対応として CO2削減が求められる中，ガソリ ンエンジンの熱効率改善が引き続き必要である．高圧縮比化 による熱効率改善の試みはこれまでも進められてきたが（1）， 圧縮比を 17～19 まで高め，同時にリーン化により比熱比（空 気過剰率）を適正化することでさらなる熱効率改善が可能で ある（2）．しかしながら，このような高圧縮比エンジンにおい ては高負荷域における異常燃焼が課題となり，それを回避す る技術が必要である．そこで筆者らはこれまでの研究（2）(3） において，ガソリン高圧噴射による高速混合，および，乱れ 強化の機能を実際のエンジンに適用することで，圧縮比 17 の 高圧縮比エンジンにおける異常燃焼回避の実現性と，燃焼の 基本的な特性を明らかにした．しかし，圧縮比 14 の従来圧縮 比エンジンに対して，低速全負荷においてわずかながら熱効 率が未達という課題が残った．そこで，本研究では未燃損失 に着目し前報からの熱効率改善を試みた．さらに，実用化に 向けて広い運転条件についても性能を確認したので報告する． 2．ガソリン高圧噴射の効果 2.1. ガソリン高圧噴射を用いた燃焼コンセプト 高圧縮比化の課題として，火花点火前に発生するプリイグ ニッションと，火炎伝播中に未燃ガスが自着火するノッキン グの二つの異常燃焼がある．これらを同時に解決するために， 高圧噴射による燃料の高速混合と筒内ガスの乱れ強化に着目 した．これは，高速混合を活用して圧縮上死点（TDC）直前ま で燃料噴射を遅らせることで，燃料の化学反応の進行を抑制 *2018 年 5 月 24 日受理. 2018 年 5 月 24 日自動車技術会春季 学術講演会において発表． 1）マツダ(株) (730-8670 広島県安芸郡府中町新地 3-1) してプリイグニッションを回避するとともに，噴霧流動によ る乱れ強化の効果で急速燃焼を実現しノッキングを抑制する ことをねらいとした．この効果を事前に机上予測した際の P-V 線図を図 1 に示す．異常燃焼を回避した上で同一の熱効率を 達成するためには，圧縮比 17 にも関わらず TDC 後で急速燃焼 するため，圧縮比 14 とほぼ等しい P-V 線図となった． 2.2. コンセプトの初期評価 供試エンジンの仕様を表 1 に示す．圧縮比は 17，噴射圧力 は最高で 120 MPa とした．異常燃焼の発生しやすい低速 2000 rpm，全負荷，λ（空燃比）が 1.0 での実験結果を図 2 に示す (3）．TDC 直前に噴射を開始することでプリイグニッションを 回避しながら，噴射によって発生する強い乱れの効果で，圧 縮比 14 のエンジンに比べて約半分の燃焼期間となっている． 図 3 にこのときの熱勘定を示す．圧縮比 17 で急速燃焼できた にも関わらず，圧縮比 14 での熱効率に対して未達であった． 各損失を比較すると，高圧縮比化によって排気損失が改善し 0 2000 4000 6000 8000 0 100 200 300 400 500 600 Cy li nd er Pr ess ur e [k Pa ] Cylinder Volume [cc] CR=14 CR=17 2000rpmWOT λ=1 Knock limit
Fig.1 Simulation result of pressure-volume diagrams for compression ratio 14 and 17.
Table 1 Engine specifications
Concept Current
Engine Type 4 stroke, 4 valves DOHC
Cylinder Number Single In-line Four
Displacement [cc] 499 1,998
Bore × Stroke [mm] 83.5 × 91.2
Compression ratio 17.0 14.0
Fuel System (Common-Rail)Direct Injection Direct Injection
Number of Spark Plug 2 1
Tumble ratio 0.4 1.7
Aspiration NA
Fuel type Gasoline (96 RON)
0 50 100 150 200 250 300 350 400 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 A pp ar en tH ea tR el ea se R at e [J /d eg .C A ] C yl in de rP re ss ur e [k P a]
Crank Angle deg.aTDC
CR=17
CR=14
Fig.2 Pressure and heat release rates of CR=14 and CR=17 under 2000 rpm, WOT, λ=1.0.(3） 38.4 37.7 6.3 9.0 4.4 6.7 50.2 45.5 0.8 1.0 0 20 40 60 80 100 CR=14 CR=17 H ea t B al an ce % Pumping Exhaust Unburned Cooling Work
Fig.3 Heat balance analysis results.(3）
たが，冷却損失は悪化している．この両損失の和では圧縮比 14 に対して改善しており，熱効率で上回る可能性を有してい る．しかし，未燃損失が圧縮比 14 に対して悪化したことで熱 効率が下回ってしまった．この未燃損失としては，ピストン トップランドなどから排出される未燃炭化水素と，燃焼反応 を経由するものの十分な O2が供給されないため CO2に至らな い CO が考えられる．ここでは排ガス分析の結果から CO 起因 の未燃損失量が約 9 割であったため，燃焼室内の混合気分布 の不均質性が未燃損失の原因と考え，混合気分布の均質性改 善を行うことにした． 3．混合気の均質性改善の検討と効果 未燃損失の要因となった混合気の均質性改善を検討した． なお，インジェクタによる改善検討を行うために，10 噴孔， 噴孔径φ0.1mm で噴射角はインジェクタ中心軸から 45°のイ ンジェクタをベースとして以下の検討を行った．なお，以降 の図中では各噴霧に時計回りに番号を付けて識別する． 3.1. 混合気分布と燃焼性能の考察 本コンセプトでの燃焼形態を考察するために，可視化エン ジンにて燃焼の直接撮影を行った．なお，燃焼圧力の制約か ら可視化エンジンでは実機から点火時期をリタードしている． 図 4 にベースインジェクタを用いた際の火炎伝播の様子を示 す．2 本の点火プラグから火炎伝播が始まり，22 deg.aTDC に おいては点火プラグ近傍にて火炎が伝播しつつ輝炎の発生が 始まっている．それ以降では，移動しながら発光が強くなる 様子が確認され，噴霧 1 と 6 の領域がエンドガス部になって いる様子が見られた． 次に，実機と同様の運転条件でベースインジェクタを用い た際の非燃焼 CFD 計算を行い，混合気の均質性を評価した． 図 5 に燃焼室断面での混合気分布を示す．まず，図 2 で燃焼 開始となる 10 deg.aTDC において点火プラグ近傍に着目する と，図 5(a)の section 3-8 では噴霧 3 と 8 が燃焼室上面に集 まっており，過濃になっていることがわかる．次に，火炎が 伝播し熱発生率が最大になる 15 deg.aTDC 以降においては， 図 5(b)(c)の水平断面および section 1-6 から，噴霧 1 と 6 の半径方向への進行が他の噴霧に比べて遅いことがわかり， これらの噴霧の均質性を改善することで，さらなる燃焼改善 が期待できる．したがって，各領域での混合気が均質になる
Fig.4 Photographs of flame propagation using base injector under 2000 rpm, SOI = -9 deg.aTDC, spark timing = 13 deg.aTDC. SOI（CR=17） 16 deg.aTDC 18 deg.aTDC 22 deg.aTDC 26 deg.aTDC 20 deg.aTDC 24 deg.aTDC Intake Exhaust 1 6 2 3 4 5 7 8 9 10
φ:3.0 0.0
(a) 10 deg.aTDC
(b) 15 deg.aTDC
(c) 20 deg.aTDC
Fig.5 Fuel distribution in horizontal section and cross section of combustion chamber using base injector.
ように，インジェクタの噴孔径および噴射角を燃焼室形状に 応じて，個別に制御することとした． 3.2. 噴孔径と噴射角の制御による混合気分布改善 まず，噴孔径について検討した．図 5 からわかるように噴 霧 3 と 8 の領域にはスキッシュエリアがあるため燃焼室容積 は相対的に小さい．一方で，燃焼室がわずかながらペントル ーフ形状であるため噴霧 1 と 6 の領域の容積は大きくなって おり，最小容積である噴霧 3 の領域に比べて約 1.2 倍であっ た．ベースインジェクタではそれぞれの領域に同量の燃料を
Fig.6 Cross section on each spray axis of combustion chamber.
Base Type1 Type2
35 45 55 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 35 45 551 2 3 4 5 6 7 8 9 10 35 45 55 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Fig.7 Injection hole diameter in millimeter and angle in degree. 噴射しているため，希薄，過濃になっている．そこで，これ らの領域の混合気の均質化を図るために，各領域の容積に応 じて噴孔径を 0.1 mm から変更して噴射量を変化させた． 次に，噴射角について検討した．図 6 に各噴霧軸での燃焼 室断面を示す．既報(3)のように噴霧がキャビティに沿って移 流し燃焼室の上面に達するが，ペントルーフ形状の影響で噴 霧 1 と 6 ではこの距離が長くなっている．このため，噴射角 を大きくすることで燃焼室外側までの到達距離を短縮させる こととした．図 7 にベースと改善インジェクタの噴孔径と噴 射角を示す．噴孔径のみを制御し各領域への噴射燃料量の適 正化をねらった Type1 と，これに加えて噴射角を制御するこ とで半径方向への均質化をねらった Type2 を設定した．図 8 に示す CFD 結果のうち特に図 8(c)の断面図から，Type2 とす ることで噴霧 1 と 6 が燃焼室全体に分散していることがわか る．また，点火プラグ近傍である噴霧 3 と 4 および 8 と 9 の 領域を初期燃焼領域と定義し，この領域でのφ（当量比）が 2 以上の燃料量を図 9 に示す．過濃混合気が抑制されており， 均質性を向上できることが確認された． 3.3. 実験結果 ベース，Type1，Type2 のインジェクタを用いてエンジン実 験を行った．運転条件はこれまでと同様の 2000 rpm，全負荷， λ=1.0 において，スモーク排出の制約を 0.03 FSN として実験 を行った．実験結果の熱勘定を図 10 に，筒内圧と熱発生率を 図 11 に示す．Type1 と 2 インジェクタでは，ベースインジェ クタに比べて未燃損が低減しており，各領域の燃料量の適正 化の効果が得られたと考えられる．Type2 インジェクタでは， 同一点火時期でスモーク低減したことから，点火進角が可能 となり熱効率 38.3%を得たが，図 3 で示した圧縮比 14 の熱効 率に比べては 0.1%pnt.の未達となった． Section 3-8 Section 2-7 Section 1-6 Intake Exhaust 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 45° 50° 50° 53° 45° 45° Section 3-8 Section 1-6 φ0.107 φ0.096 φ0.100 φ0.096 φ0.107 φ1.000 φ0.100 φ0.097 φ1.000 φ1.000 φ0.097 Section 3-8 Section 3-8 Section 1-6 Section 1-6
φ:3.0 0.0
Base Type1 Type2
(a) 10 deg.aTDC
(b) 15 deg.aTDC
(c) 20 deg.aTDC
Fig.8 Fuel distribution in horizontal section and cross section of combustion chamber. 3 4 5 6 7 8 9 10 15 20 25 F ue l am o un t φ ≧ 2 m g
Crank Angle deg.aTDC
Fig.9 Fuel amount atφ≧2.0 in early combustion region by CFD. 3.4. さらなる改善の検討と効果 CFDを用いて燃料分布と燃焼性能の関係を検討した．なお， 噴霧 3 と 4 および 8 と 9 の初期燃焼領域以外の領域を主燃焼 領域と定義した．まず，エンジン実験において点火時期を変 化させた際の，Mb（質量燃焼割合）50% 時期に対する dQ/dθ max（熱発生率の最大値）の特性を図 12(a)に示す．Type2 イン ジェクタでは急速燃焼が実現できており，他のインジェクタ に比べて同一 Mb50% での dQ/dθmaxが大きいことがわかる．こ れは主燃焼領域での可燃範囲にある燃料量の違いが要因であ ると考え，A/F（空燃比）が 8 から 18(4)の燃料量に着目した． 次に，図 12(b)に CFD から得られた主燃焼領域での 8≦A/F≦ 18 の燃料量の変化を示す．Type2 インジェクタではこの範囲 の燃料量が多くなっており，急速燃焼のためには，主燃焼領 域での可燃範囲の燃料量を増加させることを指標とした． 37.5 37.8 38.3 8.2 9.7 9.0 6.6 5.6 6.0 46.6 45.9 45.6 1.0 1.0 1.0 0 20 40 60 80 100
Base Type1 Type2
H ea t B al an ce % Pumping Exhaust Unburned Cooling Work
Fig.10 Heat balance analysis results.
Type2 Type1
Base SOI EOI
Ignition Injection & Spark Timing
Mb50% 0 50 100 150 200 250 300 350 400 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 A pp ar en tH ea tR el ea se R at e [J /d eg .C A ] C yli nd er P re ss ur e [k P a]
Crank Angle deg.aTDC Base
Type1 Type2
Fig.11 Pressure and heat release rates of base and modified injectors under 2000 rpm, WOT, λ=1.0, injection press.=120MPa.
100 120 140 160 180 18 20 22 24 26 28 30 dQ / dθ m ax J / de g. Mb50% deg.aTDC
(a) Engine test results of maximum value of heat release rate
4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 F ue l am o u nt 8 ≦ A /F ≦ 1 8 m g
Crank Angle deg.aTDC
(b) Fuel amount at 8≦A/F≦18 in main combustion region by CFD Fig.12 Effect of main combustion region on maximum value of
heat release rate under 2000 rpm, WOT, λ=1.0. 1 6 2 3 4 5 7 8 9 10
さらなる熱効率の改善のために，主燃焼領域での可燃範囲 の燃料量の増加をねらって，Type2 インジェクタをベースとし て噴射速度を増加させた CFD 計算を行った．図 13 に Type2 イ ンジェクタと噴射速度を 15% 向上させたインジェクタでの燃 焼室断面での混合気分布を示す．噴射速度の向上によってキ ャビティ内の噴霧流動による縦渦が強化され，混合気が均質 になっていることがわかる．図 14 に主燃焼領域での可燃範囲 にある燃料量を示す．ねらい通り 8≦A/F≦18 の燃料量が増加 しており，急速燃焼による熱効率の改善が期待される．この 効果を検証するために，噴孔形状の変更により同一噴射圧力 での噴射速度を増加させた Type2A インジェクタを新たに試作 し実験を行った．スモーク性能が悪化したため，わずかに点 火リタードしながらも，図 15 および図 16 に示すように Type2A において熱効率が 38.5%を達成し，圧縮比 14 での 38.4%を上 回った．なお，図 16 には噴射圧力を変更した結果も示した． φ:3.0 0.0
Type2 Type2 +15%up
(a) 10 deg.aTDC
(b) 15 deg.aTDC
(c) 20 deg.aTDC
Fig.13 Fuel distribution in horizontal section and cross section of combustion chamber. 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 F ue l am o un t 8 ≦ A / F ≦ 18 m g
Crank Angle deg.aTDC
Fig.14 Fuel amount at 8≦A/F≦18 in main combustion region by CFD using increasing fuel injection speed.
Type2A
Type2 SOI EOI
Ignition
Injection & Spark Timing
Mb50% 0 50 100 150 200 250 300 350 400 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 A pp ar en tH ea tR el ea se R at e [J /d eg .C A ] C yli nd er P re ss ur e [k P a]
Crank Angle deg.aTDC Base
Type2 Type2A
Fig.15 Pressure and heat release rates of base and new injectors under 2000 rpm, WOT, λ=1.0, injection press.=120MPa.
0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 32 33 34 35 36 37 38 39 40 S m ok e [F S N ] ηth % 60 MPa 120 MPa 80 MPa 120 MPa 80 MPa CR=14 Current First Concept (2nd Report)
Base Type2 Type2A
Fig.16 Comparison of thermal efficiency and smoke emission among each injector under 2000 rpm, WOT, λ=1.0.
4．運転範囲を拡大した性能評価 低速全負荷以外の運転条件について実機の性能を確認した． 4.1. 冷間始動時のリタード燃焼 冷間始動時には触媒早期暖気の必要性から，点火リタード での燃焼を安定して運転する必要がある(5)．この性能を確認 するために，1200 rpm，充填効率 70%の条件で点火リタード した際の燃焼安定性を評価した．図 17 に示すように，圧縮比 17 では圧縮比 14 よりも Mb 50% 時期を 6 deg.遅角した条件に おいても同等の燃焼安定性となっており，この Mb 50% 時期か ら排気までの有効膨張比は圧縮比 17 の方が低いことから，触 媒早期暖気について同等以上の性能を有することがわかった． 4.2. 中負荷での多量 EGR 燃焼 運転頻度の高い中負荷においては，ポンプ損失低減，およ び，比熱比の増加による熱効率の改善をねらって，多量 EGR での運転が要求されるが，燃焼安定性から導入できる EGR 量 が制限されている．噴霧流動による乱れ強化を活用する本燃 焼方式では，EGR 導入時の燃焼安定性の向上が期待されるため， 2000 rpm，λ=1.0 にて全負荷から外部 EGR を導入し，多量 EGR 条件での燃焼安定性を評価した．その結果，図 18 に示すよう に EGR 率 30%まで熱効率を改善しつつ安定した運転が可能で あった．
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 70 80 90 100 110 120 C oV [% ] Mb50% [deg.aTDC] CR=17 Concept Pinj= 80 MPa SOI = 25 deg.aTDC CR=14
Fig.17 Comparison of CoV in ignition retard condition under 1200 rpm, ηc=0.7, λ=1.0. 0 2 4 6 8 C oV [% ] 37 38 39 40 41 42 0 5 10 15 20 25 30 35 40 ηt h [% ] EGR Ratio [%]
Fig.18 CoV and thermal efficiency in heavy EGR condition under 2000 rpm, WOT, λ=1.0. 0 50 100 150 200 -30 -15 0 15 30 45 60 75 90 Crank Angle deg.aTDC
Ap pa re nt He at Re le as e Ra te J/ de g. CA CR=14 2 Point ignition Pinj=120MPa 1 Point ignition Pinj=120MPa
Fig.19 Comparison of heat release rates of 1 and 2 point ignition under 4000 rpm, WOT, λ=1.0. 4.3. 高速全負荷燃焼 前述のように本燃焼方式では，急速燃焼に必要な筒内乱れ を高圧噴射により生成することから，吸気ポートはタンブル 流れを抑制した高流量係数ポートとして設計(3)している．一 方で，高速回転域においても燃料噴射圧力が固定の場合，噴 霧誘起の流動に変化はないため，クランク角速度に対する相 対的な燃焼速度は低下する．このため，このような運転条件 では点火プラグを 2 本用いることの効果が大きくなる．4000 rpm における 1 点点火と 2 点点火の熱発生率を図 19 に示す．1 点点火では，現行型エンジンと比較して燃焼速度が劣る結果 となっている．吸気流動の代わりに噴霧流動を主体にした本 方式のような火炎伝播燃焼においては，高速回転域まで性能 を確保するために複数点点火による補助が必要となる． 5．ま と め 本研究では，圧縮比 17 のガソリンエンジンの高負荷域にお ける熱効率改善を目的として，未燃損失に着目し改善を試み た．さらに，実用化に向けて広い運転条件についても性能を 確認した結果，以下の結論を得た． (1) CFD による混合気分布，および，可視化エンジンによる燃 焼の直接撮影より，筒内混合気の均質性を改善すること で，さらなる燃焼改善が期待できることがわかった．こ のため，インジェクタの噴孔径および噴射角を燃焼室形 状に応じて，個別に制御することとした．その結果，熱 効率 38.3%を得たが圧縮比 14 の熱効率に比べては 0.1%pnt.の未達となった． (2) CFD 結果と実機での実験結果を比較することで，CFD での 主燃焼領域の 8≦A/F≦18 の燃料量を，実機での急速燃焼 の指標とした．これを用いた CFD 検討より，噴射速度を 増加させた際の改善効果が示され，インジェクタを新た に試作し実験を行った．その結果，熱効率が 38.5%を達成 し，圧縮比 14 での 38.4%を上回った． (3) 燃焼を大きくリタードさせた条件にて圧縮比 14 よりも安 定した運転が可能であったことから，触媒早期暖気につ いて同等以上の性能を有することがわかった．また，中 負荷において，EGR 率 30%まで熱効率を改善しつつ安定し た運転が可能であった．吸気流動の代わりに噴霧流動を 主体にした本方式のような火炎伝播燃焼においては，高 速回転域まで性能を確保するために複数点点火による補 助が必要となることが示された． 謝 辞 本研究を実施するにあたり，インジェクタの試作に多大な るご協力を頂いた株式会社デンソー殿に深く感謝致します． 参 考 文 献 (1) 山川 正尚 ほか: 高圧縮比ガソリンエンジンの燃焼技術 の開発, 自動車技術会論文集, Vol.43, No.1, p.81-87 (2012） (2) 神長 隆史 ほか: ガソリン高圧噴射を用いた高圧縮比エ ンジンの燃焼技術（第 1 報）, 自動車技術会論文集, Vol.49, No.4, p.745-750 (2018） (3) 神長 隆史 ほか: ガソリン高圧噴射を用いた高圧縮比エ ンジンの燃焼技術（第 2 報）, 自動車技術会論文集, Vol.49, No.4, p.751-757 (2018） (4) 長尾 不二夫：内燃機関講義 上巻. 養賢堂, 1981. (5) 藤川 竜也 ほか: 高圧縮比ガソリンエンジンの掃気性改 善と触媒早期暖機のための燃焼技術開発, 自動車技術会論文 集, Vol.43, No.2, p.351-356 (2012)
