自動車用大型ディーゼル機関の高過給化と高圧縮比化による...

自動車用大型ディーゼル機関の

高過給化と高圧縮比化による熱効率向上

学籍番号： 12802205

氏名：橋本宗昌

目次

第 1章序論

1.1 背景 ......................................................................................................... 1

1.2 排出ガス規制動向.................................................................................. 2

1.3 燃費規制動向.......................................................................................... 3

1.4 ディーゼル機関の技術動向................................................................. 4

1.4.1 ダウンスピーディング................................................................... 4

1.4.2 過給システム動向........................................................................... 5

1.4.3 可変動弁システム........................................................................... 5

1.4.4 燃料噴射システム動向................................................................... 6

1.4.5 燃焼技術動向................................................................................... 7

1.4.6 後処理動向....................................................................................... 8

1.4.7 燃料の低硫黄化............................................................................... 8

1.5 本論文の位置づけ............................................................................... 9

1.6 本論文の目的....................................................................................... 9

1.7 本論文の構成....................................................................................... 10

第 2章二段過給による低速域の高トルク化と燃料消費率の同時改善

2.1 まえがき.................................................................................................. 30

2.2 エンジンの構成 .................................................................................... 30

2.3 過給システムの変更による効果の検討............................................. 31

2.3.1 低速域の状態量変化....................................................................... 32

2.3.2 低速トルクの向上........................................................................... 33

2.3.3 中・高速域の過給........................................................................... 34

2.3.4 過給機の組合せによる過渡特性の変化...................................... 35

2.4 低速域の定常試験結果 ......................................................................... 36

2.5 まとめ...................................................................................................... 36

i

第 3章二段過給システムにおける低圧ループ EGRの効果

3.1 まえがき.................................................................................................... 48

3.2 エンジンの構成........................................................................................ 48

3.3 シミュレーション.................................................................................... 49

3.3.1 シミュレーションとモデルの構成................................................. 49

3.3.2 HP-EGR と LP-EGR の役割と HP-EGR 比率................................. 49

3.3.3 低速域の場合...................................................................................... 50

3.3.4 中速域の場合...................................................................................... 51

3.4 実験............................................................................................................. 51

3.4.1 計測設備.............................................................................................. 51

3.4.2 供試燃料と潤滑油............................................................................. 52

3.4.3 LP-EGR の効果................................................................................... 52

3.5 まとめ........................................................................................................ 54

第 4章広い機関速度域の高過給化と高圧縮比化の組合せ効果

4.1 まえがき.................................................................................................... 66

4.2 エンジンの構成........................................................................................ 66

4.3 実用走行燃費の改善の方策................................................................... 67

4.4 シミュレーション................................................................................... 67

4.4.1 シミュレーションとモデルの構成................................................ 67

4.4.2 過給ストラテジの比較..................................................................... 67

4.4.3 過給機の組合せによる過渡特性の変化........................................ 69

4.4.4 二段過給における HP-EGR と LP-EGR の効果........................... 70

4.4.5 高圧縮比化......................................................................................... 72

4.5 実験............................................................................................................ 72

4.6 まとめ........................................................................................................ 73

ii

第 5章さらなる高圧縮比化と吸気弁遅閉じの適用と燃焼室形状の検討

5.1 まえがき.................................................................................................... 87

5.2 エンジンの構成........................................................................................ 87

5.3 幾何学的圧縮比の増大と有効圧縮比低減の効果.............................. 87

5.3.1 幾何学的圧縮比の増大効果............................................................. 87

5.3.2 有効圧縮比の低減効果..................................................................... 88

5.4 熱効率と排出ガスを改善する燃焼室形状の検討.............................. 90

5.4.1 現状の問題点抽出............................................................................. 90

5.4.2 燃焼室形状の予備検討..................................................................... 91

5.4.3 供試エンジンへの適用・詳細検討................................................ 92

5.5 燃焼室の確認実験................................................................................... 93

5.6 まとめ........................................................................................................ 94

第 6章結論

6.1 本研究の概要............................................................................................ 122

6.2 二段過給による低速域の高トルク化と燃料消費率の同時改善..... 122

6.3 二段過給システムの低圧ループ EGR の効果.................................... 123

6.4 広い機関速度域の高過給化と高圧縮比の組合せ効果...................... 124

6.5 さらなる高圧縮比化と吸気弁遅閉じの適用と燃焼室形状の検討. 124

6.6 結言............................................................................................................ 125

iii

記号・略語の説明

λ ：空気過剰率

πt ：タービン圧力比

ηv ：体積効率 (%)

A/F ：空燃比（空気質量流量／燃料質量流量）

BMEP ：正味平均有効圧 (MPa)

BSCO ：正味 CO 排出率 (g/kWh)

BSFC ：正味燃料消費率 (g/kWh)

BSNOx ：正味 NOx 排出率 (g/kWh)

BSTHC ：正味 HC 排出率 (g/kWh)

C/R ：幾何学的圧縮比

C/Reff ：有効圧縮比

CA ：クランク角度

CBPV ：高圧段コンプレッサバイパスバルブ

DOC ：ディーゼル酸化触媒

DPF ：ディーゼルパティキュレートフィルタ

EGR ：排気ガス再循環

EVO ：排気弁開弁時期 (degCA)

FMEP ：摩擦損失平均有効圧 (MPa)

HP-EGR ：高圧ループ EGR

HP-T/C ：高圧段過給機

HP-VGT ：高圧段 VGT

HP/(HP+LP) ：HP-EGR 比率

HPC ：高圧段コンプレッサ

HPT ：高圧段タービン

I/C ：インタクーラ

IMEP ：図示平均有効圧 (MPa)

IVC ：吸気弁閉弁時期 (degCA)

LNT ：リーン NOx トラップ

iv

LP-EGR ：低圧ループ EGR

LP-T/C ：低圧段過給機

LP-VGT ：低圧段 VGT

LPC ：低圧段コンプレッサ

LPT ：低圧段タービン

Ne ：機関速度 (rpm)

Nhpt ：高圧段過給機回転速度 (rpm)

Nlpt ：低圧段過給機回転速度 (rpm)

Nt ：過給機回転速度 (rpm)

O2in ：吸気酸素濃度 (mol%)

Pb ：過給圧 (kPa)

Pcyl ：筒内圧 (MPa)

Pexm ：排気マニホールド圧 (kPa)

Pmax ：最高筒内圧 (MPa)

PMEP ：ポンプ損失平均有効圧 (MPa)

q ：噴射量 (mm3/st)

Regr ：EGR 率 (%)

Rfc ：燃料消費割合

ROHR ：熱発生率 (J/deg)

Rwhpc ：高圧段過給仕事割合

SOC ：燃焼開始時期 (degCA)

SOI ：噴射開始時期 (degCA)

TBPV ：高圧段タービンバイパスバルブ

Tcyl ：筒内温度 (K)

TDC ：上死点

VGT ：可変容量式タービン

Whpc ：高圧段過給仕事 (W)

Wlpc ：低圧段過給仕事 (W)

v

第 1 章序論

1.1 背景

ディーゼル機関は，ガソリン機関に比べて熱効率に優れ，二酸化炭素(CO2；Carbon

di-Oxidant)の排出は少ないことから高く評価がなされ，現在自動車用機関として多

く使用されている．

国内においては，1950 年代の高度経済成長期から 1970 年代にかけて，急激に道

路整備と自動車普及がすすみ，輸送機関も自動車の分担率が高まってきた．図 1.1

はトンキロベースのシェアである．トンキロベースとは，輸送量の指標で，輸送重

量・人数に輸送距離を乗じたものである．現在では，貨物輸送のうち，半分以上を

自動車が支えている．距離別でみても図 1.2 に示すように 750 km 未満に示す自動

車のシェアは高く，特に 100 km 未満については，90 %超のシェアを占める．これ

は自動車以外の鉄道などの公共交通機関にはない小口多頻度の輸送や 24 時間対応

のニーズに対応可能であることが一因とされている [1]．これらの貨物自動車には，

図 1.3 のようにディーゼル機関が多く用いられている [2]．これは，前述のガソリン

機関に比べて，熱効率の面で優れるという理由だけでなく，1973 年のオイルショ

ック以降に，ガソリンと軽油の価格差が広がり，輸送にかかる経費節減のために，

ガソリン機関から軽油のディーゼル機関へと移行したと考えられている．

CO2排出が少ないとされるディーゼル機関であるが，酸性雨や光化学オキシダン

トの原因とされる窒素酸化物（NOx；Nitrogen Oxides）と，ディーゼル車の排出ガ

ス中に含まれる浮遊粒子状物質の発がん危険性は，ガソリン車の排出ガスよりも高

いことが指摘されている．この粒子状物質（PM；Particulate Matter）についても，

車両からの排出量の約 90 %がトラックからの排出であるとされている．このよう

にディーゼル機関は，CO2排出を抑制しつつ NOx や PM の低減が必要である．

また，有限資源である石油の有効利用という側面では，現在のところ，図 1.4 に

示すように石油の生産量の減少は認められず安定供給がなされている [4]．しかしな

がら，石油の消費量は石油の生産量の増加に比べて年々増加していて，図 1.5 に消

費量の内訳を示す．先進国(OECD)の石油消費量はほぼ横ばいであるが，新興国

(non-OECD)の消費量が年々増加している [4]．将来的には枯渇すると考えられてい

1

るため，燃料の確保とエンジンの燃料消費率の低減が必要である．

特に積載状態の車両重量が重く，1 台当たりの石油消費が多い大型商用車におい

ては，温暖化ガスである CO2の低減，即ち燃料消費率の低減が特に望まれる．

このように現在の商用車に多く使用されているディーゼル機関の課題は，健康被

害をもたらす排出ガスの低減と，高効率化により，いかに少ない燃料で長距離を走

り，地球温暖化ガス CO2の排出量を低減させるかということである．

この章では，まず，排出ガス規制の動向と燃費規制と世界各国のディーゼル機関

の技術動向について述べる．

1.2 排出ガス規制動向

まず先進国においては，大きく日本，ヨーロッパ，アメリカで異なる排出ガス規

制を用いている．開発途上国や新興国においては，ヨーロッパの従来規制を用いて

いる国が多い．このため，ここでは日欧米の 3.5 t 超の商用車の NOx と PM 規制値

を図 1.6，図 1.7 に示す．

まず，ヨーロッパにおいては，2000 年から EURO III，2006 年から EURO IV，2008

年から EURO V，2014 年から EURO VI と，徐々に NOx，PM の排出率の規制を強

化している．

アメリカにおいても，車両総重量 8500 lbs（約 3.855 t）超の車両については，2004

年，2007 年，2010 年に，PM，NOx とも規制を強化している．

国内においても 3.5 t 超のトラックは 1993 年「自動車 NOx 法」とし大都市圏で車

種規制が導入され，1994 年短期規制，1998 年長期規制，2003 年新短期規制，2005

年新長期規制，2009 年ポスト新長期規制と，短期間で次々と厳しい規制が導入さ

れてきた．

国内のNOx規制に関しては，ヨーロッパ圏よりも厳しい規制がなされてきたが，

PM に関しては新長期規制以前はヨーロッパより規制値が高かった．現行規制では

世界でもっとも厳しい規制値となっている．今後 2016 年に予定されているポスト

ポスト新長期規制では，NOx =0.4 g/kWh，PM =0.01 g/kWh となり，一層の NOx と

PM の低減が必要である．

現在は，日米欧それぞれ試験モードが異なるが，世界統一基準 GTR（Global

2

Technical Regulation）に排出ガス基準も含まれており， 2016 年以降は重量車排出

ガス規制でも，世界統一の試験サイクルが採用される．

これらの厳しさを増す排出ガス規制に対して，過給システムや高圧燃料噴射シス

テム，後処理システムなどの技術開発が進められている．

1.3 燃費規制動向

地球温暖化の原因となっている温室効果ガスの一つである CO2の排出量に関し

ては，国際社会全体で取り組む必要がある．

1997 年の京都議定書の目標達成計画では，経済産業省の資料によれば，日本にお

ける運輸部門の CO2削減対策目標値 5490 万 t のうち 4040 万 t が自動車であり，そ

のうちの 63 %にあたる 2540 万 t が自動車単体の対策である．クリーン自動車の普

及を含むが，ほとんどは自動車単体の燃費改善によるところとなっている．

乗用車の燃費規制は，米国では，乗用車および，ライトトラック（車両総重量 8500

lbs＝約 3.9 t）を対象に企業平均燃費（Corporate Average Fuel Economy）の基準値；

CAFÉ 基準値を規定している．CAFÉ 基準値は，運輸省道路交通安全局（National

Highway Traffic Safety Administration；NHTSA）により毎年見直される．

欧州では，自動車製造業界団体が乗用車燃費の自主規制を行っている．欧州自工

会（ACEA）の発表によると，表のようになっている．

日本国内では，シャシダイナモ上で，排出ガス計測を実施し，その時の CO2，CO,

THC の排出量から燃料消費量を算出する「カーボンバランス法」を用いて算出す

る．評価モードは，従来図 1.8 の 10・15 モードが採用されていたが，2015 年度燃

費基準値の測定方法は，図 1.9 の JC08 モードに変更される [4]．

一方，重量車については，海外において燃費規制を導入している事例がない．国

内の燃費規制動向としては，2007 年 7 月に 2015 年度における燃費の目標値が設定

された（表 1.1～表 1.4）[4]．日本においては段階的に規制が強化されると考えられ

る．重量車は架装により車両バリエーションが多岐にわたるため、それぞれの燃料

消費量を計測することは，困難で燃費基準の設定が困難とされてきた．このため，

各運転条件での燃料消費量を計測し，車両種類と車両総重量によって区分けされた

代表車両諸元を用いたシミュレーションにより算出する方法により燃費基準の設

3

定が可能とした [5][6]．

燃費シミュレーションの走行モードとしては，渋滞路と高速走行路を模した都市

内走行モードと，重量車の走行量の多い高速道路である東名高速の往復を模した都

市間走行モードの 2 モードをシミュレーションする．都市内走行モードは，従来排

出ガス計測にも用いられてきた JE05 モードであり，図 1.10 のような 1830 sec のモ

ードである．また都市間走行モードは，3100 sec の間，80 km/h 一定で勾配の変化

が与えられる．

車両の区分によって，表 1.5 のようにそれぞれ 2 つの走行モードの比率が異なっ

ており，それを用いて，複合走行モードの燃費を算出する．

燃費シミュレーションは，機関速度とトルクにおける燃料消費量を示す燃費マッ

プと代表車両諸元，変速機の諸元（段数，各段の減速比，最終減速比），タイヤ諸

元などを用いて，走行燃費（km/L）を求める．

環境省の資料によれば，「これにより，自動車メーカは 2015 年度以降の各年度

に国内出荷するディーゼル重量車について，各区分の出荷車両の加重調和平均燃費

が目標値を達成することが求められている．この 2015 年度の目標値を達成した場

合，ディーゼル重量車は 2002 年度比で約 12 ％の燃費改善になる」[7]．

1.4 ディーゼル機関の技術動向

このように世界的に厳しさを増す排出ガス規制と燃費規制に対して，自動車各社

で様々な取り組みが行われている．ここでは，学会などで報告されている過給シス

テム技術，噴射システム技術，燃焼技術などの技術動向についてまとめる．

1.4.1 ダウンスピーディング

エンジン単体での CO2の低減手法としては，摩擦損失の低減が手法として取り入

れられる．摩擦損失は，機関速度が高くなると増加する傾向があり，より摩擦損失

の少ない低速域での運転とすることで，高効率な運転となる．更に，多段変速機な

どを用いて低速で相対的に摩擦損失が小さくなる高負荷域で高効率な運転を行っ

ている [8]．

4

1.4.2 過給システム動向

過給システムは従来の固定翼を用いたコンベンショナルターボや，高い流量域の

排気ガスの一部をバイパスするウェストゲートを用いたターボなどが用いられて

きた．

広い機関速度域で使用する場合，広い排気ガス流量範囲が必要となるため，図1.11

のようなタービン欲の出口面積を変化させて広い流量域での使用が可能な可変容

量式のターボ(VGT；Variable Geometry Turbine) が用いられている [9]．VGT は可変

機構を採用するために，ノズルとハウジング部の空隙を確保する必要があり，低流

量域では，空隙から排気ガスが漏れ，従来の固定翼のターボに比べてタービンの効

率が低いという問題がある [10]．

広い流量域をカバーするために図1.12のような2つの過給機を用いたシーケンシ

ャルツインターボ [8]に代表される，シーケンシャル過給システムがある．

シーケンシャル過給システムは，ターボを排気経路中に並列に配置していたが，

過給器の切り替えが困難であった [11]．この問題を解決するために，図 1.13 のよう

な高圧力比のターボチャージャ [12]や図1.14のような2つの過給機を同軸上に配置

したもの [13]などが提案されているが採用例が少なく，過給機容量の選定の自由度

が高い 2 つの過給機を用いたものが多く見受けられる．

また，切り替えの制御の問題を容易にするために，図 1.15 のように過給機を排気

経路中に直列に配置し，大容量の過給機を常に回転させるものが近年増加している．

さらに，過給機容量の選定によって，運転範囲の全域で 2 つの過給機を同時に使

用して，高い過給圧を得ることができるシリーズ過給システムがある [14]．

国内においては，単気筒エンジンとシミュレーションを用いて高過給運転の必要

性が主張されており [15]，さらに高過給を狙った図 1.16 のような 3 段過給システム

についての試みもなされている [16]．比較的小型高速のディーゼル機関のような機

関速度範囲の広いものには，シーケンシャル過給の採用が多く，機関速度域の狭い

大型期間には，シリーズ過給システムの採用が多い．

1.4.3 可変動弁システム

VGT や多段過給によって過給圧の自由度が増したことにより，吸気弁の操作によ

5

る吸入ガス量の積極的な制御も提案されており，吸気弁の遅閉じ（LIVC；Late Intake

Valve Closure）や，早閉じ（EIVC：Early Intake Valve Closure）を行うことで，有効

圧縮比を操作する方法である．2 段過給により容易に高過給が得られるが，最高筒

内圧が上昇するため，高過給を実現しながら EIVC を用いて最高筒内圧を抑制しな

がら高トルク運転が可能という試算もある [17]．

ディーゼルエンジンでは，ガソリンエンジンと異なり，基本的に空気が燃料より

も多いリーンな燃焼であり，低負荷域では噴射量が少ないことから，きわめてリ

ーンである．これらの低負荷域では排気温度が低くなることから，活性化温度の高

い後処理装置を十分に昇温させることが難しい．このため吸気弁の操作により吸入

空気量を低減し，筒内温度，排気温度を上昇させ，後処理装置を昇温させる試みも

みられる [18]．現在，乗用車用のガソリンエンジンで普及している可変動弁システ

ム（VVA；Variable Valve Actuation）は，今後大型ディーゼルへも転用されること

が想像できる．

1.4.4 燃料噴射システム動向

燃料噴射系は従来の列型噴射方式は高圧噴射が困難であった．このため，図1.17，

図 1.18 のようなインジェクタ内部でさらに圧力を高めるユニットインジェクタな

ども一部で採用されている [19]．インジェクタ内部で燃料を高圧化することから，

高圧の燃料配管が必要ないことが特徴である．

しかしながら，カムにより高圧化する構造のため，燃料噴射時期の自由度が高く

ない．従来の噴射ポンプに替わり，サプライポンプにより高圧化した燃料を，高圧

配管を用いて，蓄圧部（コモンレール）へ蓄え，そこから各シリンダのインジェク

タへ均一に供給し，インジェクタのニードルバルブ（針弁）を操作することだけで

噴射するコモンレールシステムが主流になっている [20]．ニードルバルブの操作だ

けで噴射が可能なことから，噴射量の制御が容易なこと，複数回の噴射が可能であ

り，噴射の形態を容易に変更が可能で，乗用車用の小型~大型まで採用が広く進ん

でいる．噴射圧は徐々に高圧化し，現在では 200 MPa より高圧での燃料噴射が可能

になっている [21][22][23]．

図 1.18 はユニットインジェクタを用いた場合の構成図と，図 1.19 はコモンレー

6

ル噴射システムの構成図である．

また図 1.20 は，ユニットインジェクタの噴射率の波形である．ユニットインジェ

クタは，列型ポンプを用いた噴射システムと同じくカム駆動方式であるので，噴射

率の波形は初期から後期にかけて徐々に増大しており，一方コモンレール噴射シス

テムは，コモンレールで蓄圧されて，ニードルの動作だけで噴射を行うため，図

1.21 のように噴射波型は矩形に近い台形になっている．

図 1.22 のように，コモンレールは機関速度や，噴射量に依存せずに圧力設定が可

能であり，ユニットインジェクタや，列型ポンプを用いた噴射システムは，カム速

度に依存した噴射特性となるため機関速度の増加に伴い噴射圧が増加する [24]．

1.4.5 燃焼技術動向

燃料消費率と排出ガスの低減・改善を狙った場合，過給システムや，噴射システ

ムの改良に加えて，近年の計算機の能力向上により，燃焼室内の流動，燃料と空気

の分布に着目し，燃焼室内の限られた空間の有効利用を行っている．

図 23，図 24 に従来の高いスワールとリエントラント型燃焼室の組み合わせ

（SSCS；Swirl Supported Combustion System）と，極めて低いスワール流とトロイ

ダル型燃焼室の組み合わせ（QCS；Quiescent Combustion System）をシミュレーシ

ョンによる比較を行っている．SSCS は燃焼室領域に当量比の高い領域が燃焼室内

に残留し，燃焼室の中で燃焼が継続され，QCS は燃焼室の壁面で高当量比領域が

形成されたのち，ピストの下降によって発生する逆スキッシュ流によって，燃焼領

域は燃焼室の上部とスキッシュ領域へと広がり，広い空間を利用した燃焼になって

いる．これらの燃焼の違いによって，図 24 に示されるように低スワールとトロイ

ダル型燃焼室を組み合わせた QCS は，従来型の CCSC に比べて，NOx の生成に寄

与する火炎温度 2600 K±50 K の領域の体積（図 24 の中段）は CCSC より低く推移

し，NOx の生成速度（図 24 の上段）は低く抑えられている．また，ピストンが下

降している領域，たとえばクランク角度 30 deg でも火炎温度 2400 K±50 K の領域

の体積変化（図 24 の下段）は，高くなっていて，図 23 と併せて考えると燃焼室の

外側で燃焼が継続していることがわかる．燃焼期間は長期化するが，NOx の生成

抑制の手段として有効である [25]．

7

近年では，一方で，図 25 のようにリエントラント型の燃焼室でありながら，噴

霧の衝突部と燃焼室の曲率を工夫することで強い流れを形成する燃焼室（EGG

shape）によって当量比の高い領域を燃焼室の外へと導き，燃焼室内だけでなくシ

リンダ内全体の空気をより効率よく使用する手法 [26]も報告されている．

1.4.6 後処理動向

排気ガス中に含まれる NOx，PM，CO，HC の成分を低減するために，後処理装

置を組み合わせている．一般にディーゼル機関は HC，CO の排出が少ないとされ

ているが，ディーゼル酸化触媒（DOC；Diesel Oxidation Catalyst）により軽油を燃

焼させ PM 構成成分の HC，CO を低減する．

PM については，サブミクロンの粒子であるがフィルタで捕集することが可能で，

ディーゼルパティキュレートフィルタ（DPF；Diesel Particulate Filter）を装着する

のが一般的となってきた．

NOx は，直接分解する選択還元触媒（SCR；Selective Catalytic Reduction)と NOx

を吸蔵する吸蔵還元触媒（LNT； Lean NOx Trap）が存在する [27]．SCR は還元剤

として尿素を用いる尿素 SCR と炭化水素を用いる HC-SCR がある．尿素 SCR は定

置用機関で採用されていたものであるが，大型商用車へ転用されている．尿素水を

別途必要とするため，タンクが必要であり，還元時は NO と NO2のモル数が 1:1 に

なる時が好ましく制御が難しい．一方 HC-SCR は還元剤の炭化水素は軽油を用いる

ことができる．LNT では通常運転時の燃料に対して空気が多い状態（リーン）で

は NOx を触媒中に吸着させ，吸蔵量が増加するとリッチ状態で NO を放出させ過

濃状態中の CO，HC を還元剤として還元を行うものである [27]．

今後規制される粒子数に関しては，DPF を採用し微粒子を捕集することで回避す

る．DPF や，吸蔵還元触媒は，軽油中の硫黄分により被毒し，十分な機能を果たさ

ないため，これらの後処理装置の利用には，低硫黄軽油を用いる必要がある．

1.4.7 燃料の低硫黄化

燃料中の硫黄分については，長期規制対応エンジンの EGR 採用時の腐食問題解

決のため，従来硫黄分2000 ppmから 500 ppmに低減させている．また2003年には，

8

石油連盟加入の石油精製事業者の自主的な硫黄分低減により，軽油の硫黄分は 50

ppm 以下になり，2005年から軽油の硫黄分は 10 ppm 以下で流通するようになった．

このため，新長期規制に対応するエンジンは DPF などの後処理装置の使用が可能

になっており，ディーゼルエンジンの後処理装置の装着には，燃料の低硫黄化が不

可欠となっている．

1.5 本論文の位置づけ

ガソリン機関に比べて熱効率の高いディーゼルエンジンは CO2排出が少ないが，

将来的に枯渇すると考えられる石油の消費量低減と，酸性雨や光化学オキシダント

の原因とされる窒素酸化物や，健康被害があるとされる浮遊粒子状物質の排出量抑

制というような，排出ガスと燃料消費の同時低減が必要である．

1.6 本論文の目的

技術動向からも，排出ガスの低減においては高過給システムと高圧噴射システム

の採用が必要である．また，摩擦損失の少ない機関速度の低い領域を多く利用する

ことが CO2低減に有利である．

ここでは，低い機関速度で高負荷運転を可能にするために，小型の過給機と大型

の過給機を追加した 2 段過給システムを採用し，過給条件を変更させるために大型

過給機の容量を変更し，その時の排出ガスの低減と燃料消費率の低減についてシミ

ュレーションによる検討と実験による検証を行い，大型ディーゼルエンジンの過給

システムの在り方について考察する．

さらに燃料消費率の低減を目的として，高過給が実現可能なエンジンに可変動弁

機構の組み合わせを想定した，吸気弁の閉弁時期変更をおこない，積極的な有効圧

縮比と有効膨張比の操作を行った場合についても同様に考察する．

この際，幾何学的な圧縮比は高めておく必要があり，燃焼室の容積が低下する．

このような幾何学的な圧縮比を高めた際の問題点の抽出を行い，さらなる高効率化

の手法を検討する．

9

1.7 本論文の構成

第 1 章では本研究に関わるディーゼル機関の従来から行われてきた研究・技術動

向をまとめた．

第2章では多段変速機の使用を前提とした大型商用車向け単段過給機付きエンジ

ンの実用域，主に低速域での燃料消費率の改善と高トルク化を目的とし，小型の過

給機を追加した二段過給システムを用いて低速域の高トルク化と燃料消費率の同

時改善についてシミュレーションによる検討と実験による検証を行った．

第 3 章では，二段過給に加え，高圧ループ EGR(HP-EGR；High Pressure Loop EGR)

と低圧ループ(LP-EGR；Low Pressure Loop EGR)の 2 系統ある EGR の使用による燃

料消費率の改善について，シミュレーションによる検討と実験による検証を行った．

第 4 章では，将来の二段過給機付き高 BMEPエンジンにおいて，低排出ガスと低

燃費の両立を狙うために必要な過給機特性の選定の考え方と，燃費改善領域を拡大

するため高圧縮比化との組み合わせ効果を数値シミュレーションによる検討と実

験を用いた検証を行い明らかにした．

第 5 章では，さらなる燃料消費率の改善のために，幾何学的圧縮比の増大と，吸気

弁閉弁時期（IVC；Intake Valve Closure）を遅延することによる，有効圧縮比の低

減効果を実験により明らかにする．また，幾何圧縮比の増加により燃焼室容積が減

少するため，熱効率と排出ガスが改善可能な燃焼室形状について，数値シミュレー

ションによる検討と実験による検証を行った．

第 6 章では，各章での結果をまとめる．

10

図 1.1 貨物輸送の輸送機関別トンキロベースの分担率推移

（参考文献[1]をもとに作成）

11

図 1.2 貨物旅客地域距離帯別輸送機関分担率（平成 18 年度）

（参考文献[1]をもとに作成）

図 1.3 国内普通トラックの生産台数に占めるディーゼル車の割合

（参考文献[2]をもとにグラフ作成）

97.0

80.2

58.5

50.4

31.0

22.6

2.9

18.4

39.7

46.6

64.6

71.7

0.1

1.3

1.8

3.0

4.5

5.8

0 20 40 60 80 100

100㎞未満

100km以上

～300㎞未満

300㎞以上

～500㎞未満

500㎞以上

～750㎞未満

750㎞以上

～1000㎞未満

1000㎞以上

距離帯別分担率％

距離

帯

自動車

海運

鉄道

0

20

40

60

80

100

1985 1990 1995 2000 2005 2010

普通

トラックの

生産

台数

に占

める

ディーゼル

車の

割合

％

暦年

12

図 1.4 石油の生産量の推移

（参考文献[3]をもとにグラフを作成）

図 1.5 石油の消費量の推移

（参考文献[3]をもとにグラフを作成）

Oil

Pr o

duc t

ion

mill

ion

tonn

es

0

1000

2000

3000

4000

5000

year

19701970 1980 1990 2000 2010

Oil:

Con

sum

ptio

nm

illio

nto

nnes

0

1000

2000

3000

4000

5000

year

19701970 1980 1990 2000 2010

non-OECD

OECD

13

図 1.6 NOx の規制値の推移

図 1.7 PM の規制値の推移

NO

xg/

kWh

0

2

4

6

8

Year1996 2000 2004 2008 2012

JAPANUSEU

PM

g/kW

h

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

Year1996 2000 2004 2008 2012

JAPANUSEU

EUROII

EUROIII

EUROIV EUROV

短期

長期

新短期

新長期ポスト新長期

EUROII

EUROIII

EUROIV

EUROV

新短期

長期

新短期

新長期ポスト新長期

14

表 1.1 ディーゼルトラック（トラクタ以外）重量車の 2015 年度の燃費目標値

（参考文献[4]より引用）区分車両総重量最大積載量範囲燃費目標値（km/リットル）

1 3.5t超～7.5t以下～1.5 t以下 10.83

2 1.5 t超～2 t以下 10.35

3 2 t超～ 3t以下 9.51

4 3 t超～ 8.12

5 7.5 t超～8 t以下 7.24

6 8 t超～10 t以下 6.52

7 10 t超～12 t以下 6.00

8 12 t超～14 t以下 5.69

9 14 t超～16 t以下 4.97

10 16 t超～20 t以下 4.15

11 20 t超～ 4.04

表 1.2 ディーゼルトラック（トラクタ以外）重量車の 2015 年度の燃費目標値

（参考文献[4]より引用）区分車両総重量燃費目標値（km/リットル）

1 20 t以下 3.09

2 20 t超～ 2.01

表 1.3 路線バス重量車の 2015 年度の燃費目標値


1 6 t超～8 t以下 6.97

2 8 t超～10 t以下 6.30

3 10 t超～12 t以下 5.77

4 12 t超～14 t以下 5.14

5 14 t超～ 4.23

表 1.4 一般バス重量車の 2015 年度の燃費目標値


1 3.5 t超～6 t以下 9.04

2 6 t超～8 t以下 6.52

3 8 t超～10 t以下 6.37

4 10 t超～12 t以下 5.70

5 12 t超～14 t以下 5.21

6 14 t超～16 t以下 4.06

7 16 t超～ 3.57

15

表 1.5 モード走行比率（参考文献[4]より引用）貨物自動車乗用自動車

種別トラクタ以外

トラクタ一般バス路線バ

ス車両総重量

20 t 以下 20 t 超 20 t 以下 20 t 超 14 t 以下 14 t 超－

都市内 0.9 0.7 0.8 0.9 0.9 0.7 1.0 都市間 0.1 0.3 0.2 0.1 0.1 0.3 0.0

図 1.8 10・15 モード（参考文献[4]をもとにグラフ作成）

図 1.9 JC08 モード（参考文献[4]をもとにグラフ作成）

01020304050607080

0 100 200 300 400 500 600 700

Velo

city

km

/h

Time s

Velo

c it y

km/h

0

20

40

60

80

100

Time s0 500 1000 1500

16

Velo

c it y

km/h

0

20

40

60

80

100

Time s0 500 1000 1500 2000

図 1.10 都市内走行パターン（参考文献[4]をもとにグラフ作成）

17

図 1.11 可変容量タービン（VGT）の構造

（参考文献[9]より引用）

図 1.12 シーケンシャルターボシステムの一例


18

図 1.13 高圧比ターボチャージャの一例


図 1.14 2 つの過給機を同軸に配置したターボチャージャの例


19

図 1.15 二段過給システムの一例


図 16 三段過給システム（参考文献[16]より引用）

20

図 1.17 ユニットインジェクタの例（参考文献[19]より引用）

21

図 1.18 ユニットインジェクタシステムの例（参考文献[24]より引用）

図 1.19 コモンレールシステムの例（参考文献[24] より引用）

22

図 1.20 ユニットインジェクタの噴射率波形（参考文献[24]より引用）

図 1.21 コモンレール噴射システムの噴射率波形（参考文献[24]より引用）

23

図 1.22 噴射システムの最大噴射圧比較（参考文献[24]より引用）

24

図 23 SSCS（右）と QCS（左）の当量比分布と速度分布（参考文献[25]より引用）

図 24 SSCS と QCS の燃焼過程の比較（参考文献[25]より引用）

25

図 25 従来型燃焼室（左）と新形状燃焼室（右，EGG shape）の当量比分布の比

較


26

第 1章の参考文献

[1] 貨物・旅客地域流動調査貨物地域流動調査（平成 18 年分），国土交通省．

URL: http://www.mlit.go.jp/k-toukei/17/flow/ka1-10.xls

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world-energy.html

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重量車燃費基準検討会「総合資源エネルギー調査会小エネルギー規準部会重

量車判断基準小委員会・重量車燃費基準検討会最終とりまとめ」，2005．

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Variable Geometry Turbocharger for Diesel Engine Applications”,

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27

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第１報二段過給システムの吸排気シミュレーション”，自動車技術会論文

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Heavy Duty Diesel Engine”, SAE Paper, 2011-01-0374 (2011)．

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and Miller Cycle for Heavy Duty Diesel Engine”, SAE Paper, 2005-01-0221 (2005)．

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Combustion and Emission in a Heavy Duty Diesel Engine”, SAE paper

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Future Emission Regulations”, SAE paper 980812 (1998)．

[22] Mamory Oki, “180MPa Piezo Common Rail System”, SAE paper 2006-01-0274

(2006)．

[23] Hitoshi Tomisita, “The Advanced Diesel Common Rail System for Achieving a

Good Balance Between Ecology and Economy”, SAE2008-28-0017 (2008)．

28

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の排ガス性能に及ぼす影響”，自動車技術会学術講演会前刷集，No.981，p.41-44，

(1998)．

[25] Kazutoshi Mori, “New Quiescent Combustion System for Heavy-Duty Diesel

Engines to Overcome Exhaust Emissions and Fuel Consumption Trade-off”, SAE

paper 2000-01-1811 (2000)．

[26] 金尚奎，福田大介，志茂大輔，片岡一司，「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 回内燃シンポジウム講演論文集，

p.135-140(2010)．

[27] 高木信之，田中俊明，“NOx 吸蔵還元触媒のディーゼルエンジンへの応用”，

自動車技術会誌，Vol.55，No.9，September，p.59-62(2001)．

29

第 2 章二段過給による低速域の高トルク化と燃料消費率の同時改善

2.1 まえがき

積載状態の車両重量が重くまた長距離輸送が多い大型商用車では，発進時に高いトル

クと燃料消費率の低減が望まれている．これまでの大型商用車ディーゼルエンジンは，6

段前後の変速機と組み合わせ，主に中速域での高いトルクと，高速域での高い出力を狙

って，過給機の適合を行ってきた．この場合，低速域ではタービン効率の低い領域を使

わざるを得ず，その結果低速域では十分な過給が得られず，高トルクでの運転は困難で

あり，さらには燃料消費率の増加も伴うこととなった．

一般には低速域では摩擦損失が低いため [1]高トルク運転を行うことで，摩擦損失をさ

らに相対的に低減でき，高熱効率を得ることが可能であるため，従来の 6，7 段変速機か

ら 12 段変速機などの多段変速機の採用し，低速域の使用頻度を高めることで走行燃費の

改善が得られる [2]．

このため低速トルク増大を狙い，従来の HP-EGR に加え LP-EGR を併用し，タービン

を通過するガス量を増加させ，低速域においてもタービン効率のより高い領域での使用

や，高過給化が報告されている [3][4]．しかしながら LP-EGR を多量に用いる場合には，

過渡時の EGR の応答遅れも問題視されている [5][6][7]．

ここでは多段変速機の使用を前提とした大型商用車向け単段過給機付きエンジンの実

用域，主に低速域での燃料消費率の改善と高トルク化を目的とし，小型の過給機を追加

した二段過給システムを用いて低速域の高トルク化と燃料消費率の同時改善についてシ

ミュレーションによる検討と実験による検証を実施した．

2.2 エンジンの構成

今回採用した過給システムでは，排気上流には低速域での使用を考慮した容量の小さ

い過給機；高圧段過給機（HP-T/C；High Pressure Turbocharger）と，その下流には容量の

大きな過給機；低圧段過給機（LP-T/C；Low Pressure Turbocharger）を直列に搭載した．

過給されたガスが高温になることが予想されるため，各コンプレッサの下流にインタク

ーラを装着している．また HP-T/C のコンプレッサ側とタービン側にそれぞれバイパス

経路を持ち，バルブ開閉制御により HP-T/C のコンプレッサおよびタービンをバイパス

30

させ，LP-T/C のみでの運転も可能なシステムとした．これにより，2 つの過給機を同時

に用いて過給を行う「シリーズ過給モード」と，HP-T/C をバイパスさせて LP-T/C のみ

で過給する「シーケンシャル過給モード」の両方が可能な二段過給システムとした．

NOx 排出低減を目的とした EGR システムについては，排気マニホールドから直接吸

気マニホールド上流に排気ガスの一部を還流する HP-EGR システムでは，低速高負荷で

EGR を導入する際にはタービン通過ガス量が低下し，十分な過給圧；Pb が得にくく，エ

ンジンのトルク不足を招く結果となった．

このため低速域ではタービン通過ガス量を増加させ，高過給化を行い，さらにタービ

ン膨張後の冷却による低温高密度の EGR ガスを導入することで，高い空気過剰率と高い

EGR 率；Regr の両立を可能とする LP-EGR システムを追加した．LP-EGR は EGR ガス

を LP-T/C のターボ下流，後処理システムの上流から LP-T/C のコンプレッサの上流に還

流し排気側の圧力を EGR ガスの還流に有効利用するレイアウトである．LP-EGR の経路

にはコンプレッサの保護を目的とする酸化触媒付 DPF と，EGR クーラを配置している．

後処理システムは上流から LNT，DOC，DPF を配置している．

実験，およびシミュレーションに用いたエンジン諸元を表 2.1 に示す．またエンジン

に装着する主な装置を図 2.1 に示す．エンジンは最高噴射圧 220MPa 仕様のコモンレー

ル式燃料噴射装置を搭載した直列 6 気筒，排気量 10.5 L のターボインタクーラディーゼ

ルエンジンである．

国内での使用を想定し，目標排ガスレベルをポスト新長期規制（NOx=0.7 g/kWh，

PM=0.010 g/kwh）とした．採用した後処理装置の効率的な使用範囲で，前述の規制値レ

ベルを満足させるため，エンジンアウトの NOx 排出率，PM の排出率の目標値はそれぞ

れ，（NOx=1.0 g/kWh，PM=0.10 g/kwh）とした．

2.3 過給システムの変更による効果の検討

大型ディーゼルエンジンに求められる低速トルクの増大，燃料消費率の低減，高トル

ク領域までの過渡応答性の改善について，シミュレーションを用いて検討した．

検討では，従来の単段過給システムとの比較により，低速域での優位性を確認した．

過給システムの比較を行うため，比較条件として，幾何学的圧縮比は同一とした．また

シミュレーションでは，NOx 排出率を同一とするため，吸気マニホールド内ガス温度と

31

吸気酸素濃度，すなわち Regr を制御した．

さらに中・高速域でシリーズ過給モードとシーケンシャル過給モードの比較検討を行

い，小型過給機を追加した二段過給システムの Pb と正味燃料消費率；BSFC の制御につ

いても，検討を行った．

シミュレーションには一次元エンジンシミュレーションソフトRicardo 社WAVE を用

いた．

まず単段過給システムのモデルを作成し，実機による性能試験データを基に単段過給

システムのモデル適合を行った．熱発生モデルは Wiebe 関数を用い，フリクションモデ

ルには WAVE に既設の機関速度と筒内圧の関数で表現された Chen-Flynn モデルを用い

た．図 2.2 はモデルの妥当性について検証した結果を示す．

燃料流量の高い領域では，熱損失の評価が過少となり，Pb が高めとなっているが，最

高筒内圧；Pmax については，良い一致が得られた．

この単段過給システムのモデルに，HP-T/C，インタクーラ，バイパスなどを追加し，

二段過給システムのモデルとした．これにより，二段過給システムの性能予測について

も精度を得られると考える．

2.3.1 低速域の状態量変化

低速域については高負荷と中負荷の 2 つの条件で検討した．まず高負荷代表条件とし

て機関速度；Ne=800 rpm，噴射量；q=119 mm3/st を選択した．この条件は単段過給シス

テムの 80%負荷相当である．

図 2.3 は単段過給システムとシリーズ過給モードの圧力比；πtを変化させた時の状態

量変化の比較である．ここでπtは単段過給システムではタービン入口圧とタービン出口

圧の比で示され， VGT の開度を変化させた時の様子である．シリーズ過給モードでは

HP-T/C のタービン入口圧と LP-T/C のタービン出口圧の比で表し，LP-T/C は代表 VGT

開度として 20%，60%，100%に対して，HP-T/C の VGT 開度を変化させた時のπtに対す

る状態量の変化を示している．まず単段過給システムではπtを高めると Pb と A/F の増

加を得ることができる．ここで A/F は吸入空気質量流量と燃料質量流量の比である．一

方シリーズ過給モードでは，πtを単段過給システムよりも高くすることができ，単段過

給システムよりもさらに高い Pb と A/F を得ることができ，BSFC についても単段過給シ

32

ステムよりも良好な状態を得られる．FMEP は単段過給システム，シリーズ過給モード

ともに，πtの増加により増大するが，PMEP は単段過給システムに比べてシリーズ過給

モードでは増大が少ない．このようにシリーズ過給モードでは，PMEP を大幅に増大さ

せずにPbとA/Fを高くできるために，BSFCの改善と噴射量を高めた運転も可能である．

次いで単段過給システムの 40%負荷，低速中負荷に相当する Ne=800 rpm，q=63 mm3/st

での比較を示す．

図 2.4 は単段過給システムとシリーズ過給モードのπtを変化させた時の状態量変化で

ある．まず単段過給システムでは高負荷同様にπtの増加に伴って Pb と A/F の増加が得

られる．しかし高負荷と異なり，既に A/F が高いため，πtを高めても BSFC の改善効果

は限定的で，むしろ PMEP の増大により BSFC が増加する．中負荷以下の様な，既に A/F

の高い領域については，PMEP の低減により BSFC の改善が得られると考えられる．シ

リーズ過給モードでは，単段過給システムと異なり，2 台のタービンでπtを分割させる．

このため，高い過給圧が必要でない運転状態では，どちらか効率の良い方のタービンの

πtを高めて必要な Pb を維持することで PMEP の増大が抑制できる．低速低負荷のよう

な低流量域では，低流量域でタービン効率の低い LP-T/C の過給仕事を抑制し，低流量域

でタービン効率の高い HP-T/C の過給仕事を高めた運転，ここでは LP-T/C の VGT 開度

を 60%や 100%としたシリーズ過給モード（図中○，△）でも， 2 台のタービンでπt

を分割する LP-T/C の VGT 開度 20%（図中□）と同様に良好な BSFC が得られる可能性

がある．

2.3.2 低速トルクの向上

前述のように，低速高負荷域では，シリーズ過給モードで高過給化が可能である．こ

のため従来の単段過給システムに比べて，高い噴射量での運転が可能と考えられる．こ

こでは，機関の制約条件である Pmax=20 MPa に到達するまで，噴射量を増大させ，高ト

ルク（BMEP）化の実施について検討を行った．

図 2.5 に二段過給システムによる BSFC 改善と高 BMEP 化の検討結果を示す．単段過

給システムではA/Fの低下による燃焼悪化によりBMEP=1.24 MPa までの運転であるが，

シリーズ過給モードを用いることで，高いPb とA/Fを得ることができ， BMEP=1.88 MPa

までの運転が可能と推定できる．

33

このように低速域は，シリーズ過給モードを用いることで，低負荷から高負荷まで

BSFC の改善が得られ，さらに単段過給システムよりも高い BMEP での運転が可能であ

る．

2.3.3 中・高速域の過給

低速域での使用を考慮した小型のHP-T/Cを採用した場合，シリーズ過給モードでは，

HP-T/C のタービン通過ガス量が過剰となる中・高速域では高圧力比化により PMEP が増

大しやすい．中・高速域では低速域の低・中負荷同様に，Pb と PMEP の制御により BSFC

増加が抑制できると考えられる．ここで PMEP の制御には次の 3 通りが考えられる．

(a) HP-T/C のタービン容量の増加 [8]

(b) HP-T/C のタービン通過ガス量の抑制

(c) HP-EGR 流量の増加

まず，(a) HP-T/C のタービン容量の増加については，低速域で過給不足を起こす可能

性や，タービンホイールの大型化に伴い慣性モーメントが増加し過給応答性が損なわれ

る可能性がある．

次いで，(b) HP-T/C のタービン通過ガス量の抑制については，HP-T/C のタービン通過

ガス量をバイパスの回路を開閉することで制御し，HP-T/C のタービンで消費する排気エ

ンタルピを抑制し，LP-T/C のタービンへ流入する排気エンタルピを増加させ，LP-T/C

の過給仕事の増加が期待できる．

最後に，(c) HP-EGR 流量の増量については，高速高負荷域においても，高 EGR 化に

よる NOx の低減効果が得られる可能性があるが，タービン通過ガス量の低下，および高

EGR 化による燃焼温度の低下・排気温度の低下により排気エンタルピが低減し，十分な

過給仕事が得られない可能性が懸念される．これを実施する場合には，LP-T/C のタービ

ンの小容量化，LP-EGR の利用なども検討する必要がある．(a)HP-T/C の容量，(c)は LP-T/C

容量を変更することも考慮する必要があるため，ここでは (b)の HP-T/C のタービン通過

ガス量の抑制を採用し，NOx の排出率を一定の条件の下，PMEP の低減と BSFC の改善

効果を調査した．

図 2.6 に単段過給システムの 40%負荷相当，中速中負荷に相当する Ne=1200 rpm，q=99

mm3/st でのπtと状態量変化の比較を示す．また，図 2.7 には，さらに機関速度を高めた，

34

高速中負荷に相当する Ne=1600 rpm，q=100 mm3/st でのπtと状態量変化の比較である．

図 2.6，図 2.7 ともに，シリーズ過給モードでは，高圧力比運転を実施することで Pb と

A/F を高くできるが，PMEP の増大を招く．一方シーケンシャル過給モードは，HP-T/C

を用いずに LP-T/C のみで過給するため，Pb と A/F は低いが PMEP の増大を抑制でき，

良好な BSFC を得られる．このように，中・高速域では，NOx と Smoke の低減のために

高い Pb と A/F が必要な場合には，シリーズ過給モードを選択し，必要十分な Pb と A/F

を得ながら BSFC の改善を狙う場合には，PMEP を抑制したシーケンシャル過給モード

を選択することが望ましい．今後，中・高速域でも NOx と Smoke の低減を実現しなが

らBSFCの低減を図る場合には，高EGRによる排気エンタルピの低減を考慮して，LP-T/C

を小容量化することで，高過給・希薄化を狙うことが必要である．

2.3.4 過給機の組み合わせによる過渡特性の変化

定常運転では低速域で高トルク運転が実施可能な見込であるが，応答性が低い場合に

は，過渡時に高トルクを発生することができない．ここでは Ne を一定として，負荷の

ランプ応答について検討した．Ricardo 社リアルタイムシミュレーションソフト

WAVE-RT を用い，前述の性能シミュレーションを実施したモデルのリアルタイム化と，

制御モデルには MathWorks 社 MATLAB/Simulink を用いた．図 2.8 のように Ne を一定と

し，BMEP を 0.2 MPa から 2.0 MPa まで，20 秒間で変化させた時の状態量変化について

調査した．実機同様に，黒煙抑制を考慮して，瞬時の吸入空気質量流量と燃料質量流量

と理論空燃比から算出される空気過剰率を基に燃料噴射量；q を制御している．なお，

ここでは HP-EGR のみを用いた定常マップを作成し，オープンループ制御（マップ参照

運転）において過渡時を模擬した．HP-T/C の慣性モーメントは LP-T/C の約 20%程度で

ある．

図 2.9 にランプ応答のシミュレーション結果を示す．単段過給システムでは，慣性モ

ーメントの大きな過給機であるため，過給機回転速度；Nt が十分に高まらず，Pb が低い

ため，q が制限される．特に高負荷域では，応答が緩慢になる．これに対して小型の過

給機を追加した今回の過給システムでは，HP-T/C の慣性モーメントが小さいため，Nt

の上昇が早く，Pb が高くでき，q も増加させることができる．このため単段過給システ

ムと比べて目標トルクまで到達する時間が短くなっているのがわかる．このように Pb

35

の応答が慣性モーメントの小さい HP-T/C に依存するため，負荷変動にも比較的容易に

追随できると考えられる．

2.4 低速域の定常運転結果

図 2.10 に検討した過給システムを用いて低速域；Ne=800 rpm での部分負荷試験を示す．

検討結果から，低負荷域での PMEP の低減を目的とした LP-T/C の VGT 開度を 100%

としたシリーズ過給モードと，中負荷より高い負荷域での高過給化を狙った HP-T/C と

LP-T/C の両方を用いて高過給を行うシリーズ過給モード，およびこれまで評価を実施し

てきた単段過給システムの結果を比較した．ここでは，過給システムによる BSFC の改

善効果を確認するため，試験は単段過給システムと同一のピストン，噴射系を用いてい

る．単段過給システムの運転結果より得られたNOx排出率に合わせてRegrを制御した．

BMEP=0.5 MPa 以下の低負荷域では従来の単段過給システムに対して LP-T/C の VGT

開度を 100%としたシリーズ過給モードで，BSFC は 2%改善した．BMEP=1.2 MPa 以上

の高負荷域ではHP-T/C と LP-T/C の両方を用いて高過給を行うシリーズ過給モードによ

り 3%の BSFC の改善を得られた．このような良好な BSFC を得られる過給機の使い方に

ついてはシミュレーションと同じ傾向にある．またトルクアップについては，従来の単

段過給システムでは燃焼悪化を抑制するため，BMEP=1.24 MPa を上限としていたが，シ

リーズ過給モードを採用することで高過給化により高負荷まで燃焼悪化を抑制すること

ができ，BMEP=1.86 MPa まで高められた．

2.5 まとめ

大型ディーゼルエンジンの実用運転条件下で，使用頻度の高い低速域を主体とした燃

料消費率の改善を目的として，小型の過給機を追加した二段過給システムの効果的な空

気と EGR ガスのマネジメントについてシミュレーションと実験による検討を実施した．

得られた知見を以下に示す．

(1) 低速高負荷領域においては，2 つの過給機を用いて高圧力比運転するシリーズ過給モ

ードで，従来の単段過給システムより高い過給圧，A/F を得ることができ，希薄化の効

果により BSFC の改善が得られる．また更なる燃料噴射量の増加による高 BMEP 化も可

36

能である．

(2) 低速域での使用を考慮した慣性モーメントの小さい小型の過給機を用いると，過給

圧の応答が高く，噴射量の増加率も高くできるため，負荷変動に対する応答性が改善す

る．

(3) 低速低負荷域では高圧力比化しても既に A/F が十分高く，NOx 排出率一定の条件下

での希薄化による BSFC の改善効果は限定的である．このため低流量域でタービン効率

の高い HP-T/C で主に過給することで，PMEP が低減され，BSFC の改善が得られる．

(4) 中・高速域ではシリーズ過給モードによる高圧力比運転を実施することで，過給圧，

A/F を高くできるが，PMEP の著しい増大を招く．これらの領域では高過給による低排

出ガスと低燃費の同時改善は得られなかった．しかしながら PMEP の制御方法の一つと

してシーケンシャル過給モードで BSFC の改善が得られる．

37

図 2.1 エンジンシステム

表 2.1 エンジン諸元

Engine type DI Inline 6

Bore & Stroke mm φ122×150

Displacement cm3 10.5×103

Compression ratio 15.3

Injection Nozzle mm φ0.173×8-155°

Target

Max. Output

Engine Speed rpm 2000

Output kW {PS} 298 {405}

BMEP MPa 1.7

Max. Torque

Engine Speed rpm 1000 - 1400

Torque Nm {kgm} 1842 {188}

BMEP MPa 2.2

38

図 2.2 シミュレーションモデルの検証

（Ne=1000 rpm)

Fuel Flow Rate kg/h

39

図 2.3 シミュレーションによるタービン圧力比が平均有効圧に与える影響調査

（低速高負荷： Ne=800 rpm, q=119 mm3/st）

40


（低速低負荷： Ne=800rpm, q=63 mm3/st）

41

図 2.5 シミュレーションによる性能の予測結果

（低速：Ne=800 rpm）

42


（中速中負荷：Ne=1200 rpm, q=99 mm3/st）

43


（高速中負荷：Ne=1600 rpm, q=100 mm3/st）

44

図 2.8 ランプ応答シミュレーションの目標 BMEP 遷移(Ne=1000 rpm)

図 2.9 ランプ応答シミュレーションの結果 (Ne=1000 rpm)

45

図 2.10 低速域での運転結果（Ne=1000 rpm）

46


[1] 青柳友三ほか，“単気筒エンジンによる超高過給ディーゼル燃焼の研究(第 4 報)”

自動車技術会学術講演会前刷集， No.127-05，p.1-5(2005)．

[2] Hiroshi Horiuchi et al,“The Hino E13C:A Heavy-Duty Diesel Engine Developed for

Extremely Low Emissions and Superior Fuel Economy”, SAE paper, No.2004-01-1312．

[3] 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)．

[4] 小林雅行ほか,“低圧 LoopEGR を搭載した大型多気筒ディーゼルエンジンにおけ

る高過給，広域多量 EGR の効果”, 自動車技術会論文集，vol.40，No.4，

p.1053-1058(2009)．

[5] 足立隆幸ほか, “高過給・広域多量 EGR ディーゼルエンジンにおける過渡の排出

ガスと性能“, 自動車技術会学術講演会前刷集, No.58-10，p.11-16(2010)．

[6] Akira Yamashita et al.,“ Development of Low Pressure Loop EGR System for Diesel

Engines”, SAE paper, No.2011-01-1413．

[7] Kihoon Nam et al.,“Improvement of Fuel Economy and Transient Control in a Passenger

Diesel Engine Using LP(Low Pressure)-EGR”, SAE paper，No.2011-01-0400．

[8] 石井森ほか, “商用車用大型ディーゼルエンジンの燃費低減”, 自動車技術会学術

講演会前刷集, No.143-12, p.9-12(2012)．

47

第 3 章二段過給システムにおける低圧ループ EGR の効果

3.1 まえがき

大型ディーゼルエンジンは排出ガスの低減と CO2の低減が望まれている．高過給エン

ジンの場合，低速のトルクが最大トルクに対して小さいという問題がある [1]．このため，

従来の単段過給システムに小型の過給機を追加した二段シーケンシャル過給システムを

採用し，前章では，低速域でのトルクアップと，低速域の燃料消費率の改善の可能性に

ついて，シミュレーションによる性能予測を行い，実験結果について報告した [4][5]．こ

の章では，二段過給システムでの高圧ループ EGR(HP-EGR)と低圧ループ(LP-EGR)の 2

系統ある EGR の使用 [2][3]による燃料消費率の改善について，シミュレーションによる検

討と実験による検証を実施した．


エンジン諸元を表 3.1 に示す．また図 3.1 にエンジンに装着する主な装置を示す．エン

ジンは最高噴射圧 220 MPa 仕様のコモンレール式燃料噴射装置を搭載した直列 6 気筒，

排気量 10.5 L のターボインタクーラディーゼルエンジンである．

EGR は高圧ループ EGR (HP-EGR)と低圧ループ EGR (LP-EGR)を組み合わせた方式で

ある．HP-EGR は EGR ガスを排気マニホールドから吸気マニホールドの上流へ還流す

る．LP-EGR は EGR ガスをターボ下流，後処理システムの上流から過給機のコンプレッ

サ上流に還流し排気側の圧力を EGR ガスの還流に有効利用するレイアウトである．

LP-EGR の経路には過給機のコンプレッサ保護を目的とする酸化触媒付 DPF と EGR ク

ーラを配置している．後処理システムは上流から LNT，DOC，DPF を配置している．

今回採用した二段シーケンシャル過給システムは 2 つの過給機を直列に搭載する．排

気上流には低速域での使用を考慮した容量の小さい過給機（高圧段過給機；HP-T/C），

その下流には高圧力比の過給機（低圧段過給機；LP-T/C）を搭載した．HP-T/C と LP-T/C

は，ともに無段階式可変容量式タービン（VGT）仕様である．過給されたガスが高温に

なることが予想されるため，各コンプレッサの下流にインタクーラを装着している．

HP-T/C のコンプレッサ側とタービン側にそれぞれバイパス経路を持ち，バルブにより高

圧段コンプレッサおよび高圧段タービンをバイパスさせ，LP-T/C のみでの運転を実施す

48

ることが可能なシステムとした．

3.3 シミュレーション

今回採用した二段シーケンシャル過給システムは，HP-T/C，LP-T/C ともに無段階式の

VGT を採用している．また，EGR については HP-EGR と LP-EGR を併用しており，制

御パラメータが多い．これらの制御値の最適な組み合わせを実験において求めるのは，

膨大な時間を要する．過給機と HP-EGR と LP-EGR の組み合わせによる燃料消費率；

BSFC の改善について，シミュレーションを用いて検討した．

3.3.1 シミュレーションとモデルの構成

二段シーケンシャル過給システムのシミュレーションには前の章と同様に Ricardo 社

製 WAVE を用いた．熱発生モデルは Wiebe 関数を用い，フリクションの予測には WAVE

既設の Chen-Flynn モデルを用いている．

3.3.2 HP-EGRと LP-EGRの役割と HP-EGR比率

HP-EGR が排気マニホールドから吸気マニホールドへ還流するのに対して，LP-EGR

はタービンを通過して排気エネルギーをタービン仕事として回収し，温度の下がった排

気ガスをさらに冷却し，十分冷えた密度の高い EGR ガスをコンプレッサ前へ戻すもので

ある．このため，吸気マニホールド内の EGR と新気の混合気体は HP-EGR のみのシス

テムに比べて過給圧，空気過剰率を高められる．これにより低い NOx レベルを保ちつつ，

BSFC を改善できる．LP-EGR はタービンを通過してから吸気へ還流するため，タービン

の容量が小さい場合には，タービン入口圧の上昇を招く．これにより PMEP が増大し，

BSFC の改善が得られない．タービン入口圧の上昇と過給圧の上昇のバランスを取りな

がら LP-EGR を使用し，残りの排気ガスは HP-EGR を使用するのが望ましい．

今回採用した二段過給においては，HP-T/C の容量は LP-T/C よりも小さく，通路面積

は狭い．そのため，HP-T/C と LP-EGR を組み合わせて使用できる領域は，従来の単段過

給システムに比べて，流量範囲が小流量側，主に低速側に限定される．二段過給と

LP-EGR の組み合わせについてシミュレーションを実施し，BSFC の改善効果が得られる

か調査した．

49

3.3.3 低速域の場合

低速域については，前章で報告の通り，低負荷域では HP-T/C のみによる運転，高負

荷域については二段過給を実施することで単段過給システムより BSFC が改善する．こ

れに加えて LP-EGR を用いることでさらに BSFC の改善効果を狙う．

まず二段過給で BSFC の改善がある低速高負荷条件の代表として，機関速度 Ne=800

rpm，噴射量 q=150 mm3/st（BMEP=1.3 MPa 程度）の運転条件において，LP-EGR の効果

について計算を実施した．ここでは，EGR 流量の比率を示す指標として，HP-EGR 比率；

HP/(HP＋LP)を用いた．HP/(HP＋LP)は HP-EGR と LP-EGR を合わせた総 EGR 流量に対

する HP-EGR の比率であり，下記の式で求めた．ここで HP/(HP＋LP)=1 の状態は，

HP-EGRのみを使用している状態，HP/(HP＋LP)=0はLP-EGRのみを用いた状態を表す．

流量流量

流量

EGR-LPEGR-HPEGR-HPLP)HP/(HP+

=+

図 3.2 に Ne=800 rpm，q=150 mm3/st の運転において，LP-EGR を使用した時の吸排気

の状態量を示す．□印は二段過給運転を示し，▽印は高圧段のみを用いた単段過給運転

を示す．ここで吸気マニホールド圧；Pb，排気マニホールド圧；Pexm と表記している．

空気過剰率；λについては吸入空気質量流量と燃料質量流量を用いた空燃比と理論空燃

比の比で表し，EGR 率については以下の式を用いて求めている．

100COCOCOCO% Rate EGR

2air2ex

2air2in ×−−

=

2airCO ：空気中の CO2濃度，vol%

2inCO ：吸気中の CO2濃度，vol%

2exCO ：排気中の CO2濃度，vol% 2 つの VGT の開度は固定とした．また吸気酸素濃度(vol%)を一定とし，EGR バルブは

制御している．HP/(HP＋LP)=1 から徐々に LP-EGR を導入し HP/(HP＋LP)が低下すると

タービン通過ガス量が増加する．このため過給仕事が増加し，Pb が上昇する．吸気酸素

濃度を合わせるために EGR 率と空気流量を調整するが，燃料流量一定の条件では高過給

化によって，空気過剰率も増加する．一例として，HP/(HP+LP)=0.4 の時，吸排気差圧；

Pexm - Pb = 35 kPa 程度である． □印の二段過給運転は，△印の高圧段のみを用いた単

段過給運転よりも高い空気過剰率と，低い BSFC を得ることが可能である．

50

図 3.3 に平均有効圧の変化を示す．□印は二段過給運転を示し，▽印は高圧段のみを

用いた単段過給運転を示す．LP-EGR を使用して HP/(HP+LP)を下げていくと， IMEP が

増加する． PMEP も増加するが IMEP の増加よりも緩やかである．FMEP はほぼ一定で

あり，結果としてBMEPが増加し，燃料消費率が改善する．二段過給化に加えて，LP-EGR

を使用した高過給により，低速域については BSFC の改善効果があることが確認できた．

3.3.4 中速域の場合

図 3.4 と図 3.5 に Ne=1000 rpm，q=190 mm3/st (BMEP=1.7 MPa 程度)の運転において

LP-EGR を使用した時の吸排気の状態量と，平均有効圧を示す．ここでは二段過給運転

のみ示す．図 3.4 から，この領域では HP/(HP+LP)を低下させると，Pb の増加に対して

Pexm の増加が著しく HP/(HP+LP)=0.4 の時，Pexm - Pb = 85 kPa 程度に上昇する．図 3.5

の平均有効圧を見ると IMEP は Pb の上昇に合わせて高められているものの，Pexm - Pb

も増加しているため PMEP が著しく増大し，BMEP の改善効果は得られない．これは，

低速域に重点を置いた小型の過給機を HP-T/C として選定したため，通路面積が狭く，

絞り効果が大きくなっているためである．

以上より今回採用した二段シーケンシャル過給システムでは，低速域では二段過給と

LP-EGR を組み合わせることで BSFC の改善効果が得られるものの，中速域では二段過

給による BSFC の改善効果にとどまり LP-EGR による更なる BSFC の改善効果は小さい

ことが明らかとなった．

3.4 実験

3.4.1 計測設備

エンジンの動力性能は東洋電機製の低慣性ダイナモメータを使用して計測した．排出

ガス濃度および吸入ガス濃度の計測は堀場製作所 MEXA-7100EGR を使用した．スモー

クの計測は司測研 GSM-10 を使用し，AVL オパシメータも使用した．圧力線図などの燃

焼解析データは小野測器 DS-2000 を使用して取得した．データの収集は小野測器

FAMS-8000 を使用した．

51

3.4.2 供試燃料と潤滑油

供試燃料は JIS 2 号軽油(S ≦ 10 ppm)である．潤滑油は硫黄分と硫酸灰分の少ない低

アッシュ油(JASO DH-2)である．

3.4.3 LP-EGRの効果

図 3.6 は Ne=800 rpm，BMEP=1.24 MPa の時の HP/(HP+LP)を変化させた時の運転結果

を示す．□印は二段過給運転を示し，▽印は高圧段のみを用いた単段過給運転を示す．

また，●印は単段過給システムの参考データを示す．噴射圧と燃焼開始時期は同一とし

た．タービン通過ガス量が増加し，Pb，Pexm が上昇しているが HP/(HP+LP)=0.4 におい

ても Pexm - Pb=30 kPa 程度と低く抑えられ，PMEP の増加も少ない．過給圧の上昇にと

もないλも上昇し，結果的に BSFC が改善している．この傾向は，▽印の高圧段のみを

用いた単段過給運転でも同様であるが，□印の二段過給運転では，さらに過給圧を高め

られるため BSFC の改善効果が大きい．

図 3.7 に Ne=1000 rpm，BMEP=1.64 MPa の運転結果を示す．ここでは二段過給運転の

み示す．HP/(HP+LP)を低下させることで，Pb，Pexm，λが増加する． Pb の増加に対し

て Pexm の増加幅が大きく，HP/(HP+LP)=0.4 では Pexm - Pb=70 kPa になり PMEP が増加

する．このため，二段過給を実施し，LP-EGR を使用した場合，HP-EGR のみの場合と

比べて BSFC の改善効果は得にくい．このように LP-EGR を使用することで Pexm-Pb が

増加する傾向は，絶対値は異なるものの，シミュレーションと同様である．

図 3.8 に Ne=1600 rpm，BMEP=1.20 MPa での運転結果を示す．ここでは低圧段のみで

の運転を示す．HP/(HP+LP)を低下させ，LP-EGR を増加させても，図 3.6，図 3.7 のよう

な明白な空気過剰率の増加は見られずに Pexm のみ増加し，BSFC の改善には至らなかっ

た．

図 3.9 に Ne=600 ~ 2000 rpm まで運転を実施し，得られた BSFC マップを示す．高負

荷域の BSFC の低い領域について，単段過給を点線で示し，二段シーケンシャル過給を

実線で示す．二段シーケンシャル過給では単段過給に比べて低速域のトルクが高く，ま

た BSFC の低い領域は，低速域に移動している．排出ガスレベルは単段過給システムと

同等としながら，BSFC を改善した運転は次のような状態で得られた．まず 2 台の過給

機の使用区分については，図 3.10 に総過給仕事に対する高圧段過給仕事の比率；Rwhpc

52

のマップを示す．Rwhpc は総過給仕事に対する高圧段過給仕事の比率と定めて以下の式

により求めた．

WlpcWhpcWhpcRwhpc+

=

Whpc：高圧段過給機の過給仕事 Wlpc：低圧段過給機の過給仕事

これは 2 台の過給機の運転方法の目安であり，Rwhpc = 1.0 の時 HP-T/C が過給を実施

し，Rwhpc = 0 の時 LP-T/C によって過給が行われている．低速低負荷域の Rwhpc > 0.8

の領域では LP-T/C を全開とした HP-T/C のみの運転，低速高負荷域の 0.2 <Rwhpc < 0.8

の領域は LP-T/C と HP-T/C を制御した二段過給運転である．中速域から高速域にかけて

の Rwhpc < 0.2 の領域は， HP-T/C をバイパスし，LP-T/C のみでの運転である．低速低

負荷域でシーケンシャル化での効果を出すために採用した低圧段タービンは従来の単段

過給システムのものよりも容量が大きく，結果として中速中負荷域で十分な過給圧が得

られず LP-T/C のみでの運転ではスモークレベルが増大した．このため， HP-T/C と

LP-T/C を用いて運転した．

図 3.11 に実験により得られた HP/(HP+LP)マップを示す．このように小型の過給機を

搭載した二段過給システムにおいては，二段過給と LP-EGR の組み合わせは，図 3.6 の

ように低速域の排気ガス流量の低い領域では有効であり，高速域においては，低圧段タ

ービン容量を大きくしたため，図 3.8 のように LP-EGR を導入し HP/(HP+LP)=0.4 程度ま

で低下させても， BSFC の優位性は得られなかった．

53

3.5 まとめ

高過給・広域多量 EGR の大型ディーゼルエンジンにおいて，低速域のトルクアップと

燃料消費率の改善を目的として，二段シーケンシャル過給システムのシミュレーション

を行い，実験で検証した．得られた知見を以下にまとめる．

(1) シミュレーションによると，機関速度Ne=800 rpm では，二段過給による高過給化で，

燃料消費率が改善するだけでなく，LP-EGR を使用することでさらに高過給化し，燃料

消費率の改善効果が得られる．

(2) シミュレーションによると，機関速度 Ne=1000 rpm で，二段過給運転時には，高圧

段のタービン容量が小さいために LP-EGR を使用すると PMEP が増大する．このため，

LP-EGR を使用しても， HP-EGR のみの場合に比べ燃料消費率の改善効果が得にくい．

(3) 実験により，機関速度 Ne=800 rpm では，二段過給に加え，LP-EGR を使用すること

により，さらに燃料消費率の改善効果が得られることが検証できた．

54

表 3.1 エンジン諸元 Engine type DI Inline 6

Bore & Stroke mm φ122×150 Displacement cm3 10.5×103 Compression ratio 15.3


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


55

図 3.2 シミュレーションによる HP/(HP+LP)が吸排気条件に与える影響調査

(低速域：Ne=800 rpm，q=150 mm3/st )

Pb k

Pa

Pexm

kPa

56

図 3.3 シミュレーションによる HP/(HP+LP)が平均有効圧に与える影響調査

（低速：Ne=800 rpm，q=150 mm3/st ）

IMEP=BMEP+FMEP-PMEP

57

図 3.4 シミュレーションによる HP/(HP+LP)が吸排気条件に与える影響調査

（Ne=1000 rpm，q=190 mm3/st ）

Pb k

Pa

Pexm

kPa

58

図 3.5 シミュレーションによる HP/(HP+LP)が平均有効圧に与える影響調査

（Ne= 1000 rpm，q=190 mm3/st）

59

図 3.6 HP/(HP+LP)が吸排気条件に与える影響の運転結果

（Ne=800 rpm，BMEP=1.24 MPa）

Pb k

Pa

Pexm

kPa

60



Pb k

Pa

Pexm

kPa

61



Pb k

Pa

Pexm

kPa

62

図 3.9 シーケンシャル二段過給システムと単段過給システムの

運転結果による燃料消費率の比較

図 3.10 シーケンシャル二段過給システムの運転結果による高圧段過給仕事割合マップ

63

図 3.11 シーケンシャル二段過給システムの運転結果による HP-EGR 比率マップ

64


[1] Aoyagi et al.,“Diesel Emission Reduction using High Boost and High EGR Rate in Single

Cylinder Engine”, Review of Automotive Engineering 26(2005), p.391-397．

[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, 20094481(2009)．

[3] 小林雅行ほか, “低圧 LoopEGR を搭載した大型多気筒ディーゼルエンジンにおけ

る高過給，広域多量 EGR の効果”, 自動車技術会論文集，vol.40, No.4,

p.1053-1058(2009)．

[4] 新田淳一郎ほか, “高過給 EGR 運転を可能とする 3 段過給ディーゼル機関の性能

評価”, 自動車技術会学術講演会前刷集, 20085809, No.84-08, p.9-14(2008)．

[5] 橋本宗昌ほか, “高過給・多量 EGR の 2 段シーケンシャル過給ディーゼル機関の

シミュレーション”, 自動車技術会学術講演会前刷集, 20115214, No.50-11,

p.1-5(2011)．

65

第 4 章広い機関速度域の高過給化と高圧縮比化の組み合わせ効果

4.1 まえがき

大型ディーゼルエンジンの実用走行燃費の改善と排出ガスの低減を狙い，これまで高

過給・広域多量 EGR を可能とする高圧力比の単段過給システムを用いた研究を行ってき

た [1]．しかしながら単段過給システムでは，更なる燃費改善を狙った機械損失の少ない

低速域での高 BMEP 運転は吸入新気量が不足するため困難である．このため，第 2 章で

は小型の過給機を追加した二段過給システムへ変更し，低速トルクの増大を行った．第

3 章ではさらに LP-EGR による効果を確認した．しかしながら，中・高速域では低排出

ガスと低燃費の両立には至らなかった．本章では，将来の二段過給機付き高 BMEP エン

ジンにおいて，広い機関速度域での低排出ガスと低燃費の両立を狙うために必要な過給

機特性の選定の考え方と，燃費改善領域を拡大するため高圧縮比化との組み合わせ効果

を数値シミュレーションによる検討と実験による検証を実施した．


図 4.1 にエンジンに装着する主な装置を示す．エンジンは最高噴射圧 220 MPa 仕様の

コモンレール式燃料噴射装置を搭載した排気量 10.5 L の直列 6 気筒エンジンである．

EGR は高圧ループ EGR(HP-EGR)と低圧ループ EGR（LP-EGR）を組み合わせたデュア

ルループ EGR を採用している [2][3]．過給システムは 2 つの過給機を直列に搭載した二段

過給システムである．排気上流に設置された容量の小さい過給機（高圧段過給機；HP-T/C）

と，HP-T/C の下流に容量の大きい過給機（低圧段過給機；LP-T/C）を設置した [4][5]．HP-T/C

と LP-T/C は，ともに無段階式可変容量式タービン（VGT）仕様である．また過給され

たガスが高温になることが予想されるため，各コンプレッサの下流にインタクーラを装

着している．加えて HP-T/C のコンプレッサ側とタービン側にそれぞれバイパス経路を

持ち，バルブにより高圧段コンプレッサおよび高圧段タービンをバイパスさせ，LP-T/C

のみでの運転を実施することが可能なシステムとした．表 4.1 にエンジン諸元を示す．

66

4.3 実用走行燃費改善の方策

まず図 4.2 のように大型ディーゼルの実用走行において，燃料消費割合の高い運転条件

の解析を実施した．ここでは燃料消費の割合を示す指標として燃料消費割合；Rfc を用

いた．Rfc は全体の燃料消費量に対する各運転条件の燃料消費量の割合を示す．

100Rfc ×=総燃料消費量

燃料消費量

なお，対象としている車両は車両総重量 20 t 超の 12 段変速機を用いた車両を想定して

いる．多段変速機と低速トルクの増大により運転頻度の高い領域は，低速中負荷域に集

中し，機関速度 Ne=1000 rpm，BMEP=1.3 MPa あたりで最も燃料消費割合が多くなる．

これらの低速中負荷域において，高圧縮比ピストンを用いて膨張比を高めた運転を実施

し，熱効率の改善を実施する．加えて高過給による希薄化を実施し，燃費改善と排出ガ

スの同時低減を実施する．

4.4 シミュレーション

今回採用した二段過給システムは，HP-T/C，LP-T/C ともに無段階式の VGT を採用し

ている．また，EGR については HP-EGR と LP-EGR を併用し，さらに高圧段のタービン

バイパスおよび，コンプレッサバイパスバルブが設けられており，制御パラメータが多

い．これらの制御値の最適な組み合わせを実験において求めるのは，膨大な時間を要す

る．

そこでまず下記の項目について，仕様の選定と燃料消費率の改善効果を確認するため，

シミュレーションを実施した．

・2 つの過給ストラテジの定常・過渡特性の比較

・LP-EGR の効果

・幾何学的圧縮比を変化させた時の状態量変化の比較

4.4.1 シミュレーションとモデルの構成

2 つの過給ストラテジの実機との比較評価には，Ricardo 社製 WAVE を使用した．モデ

ルは前報告において使用したモデルを使用しており，計算結果と運転結果で良い一致が

67

得られている [6]．熱発生モデルは Wiebe 関数を用い，熱発生開始時期は上死点とし，熱

発生期間は当量比により変化するものを用いた．フリクションの予測には WAVE 標準の

Chen-Flynn モデルを用いている．また過渡運転時の状態量変化の予測については，上記

WAVE 詳細モデルに基づくリアルタイムエンジンモデルを構築するために Ricardo 社製

WAVE-RT と，バルブ類の開度制御を行うための MathWorks 社製 MATLAB/Simulink と

を組み合わせて使用した．

4.4.2 過給ストラテジの比較

HP-T/C 仕様を共通とした 2 つの過給ストラテジの比較を実施した．一つは機関速度に

応じて使用する過給機を切り替えるシーケンシャル過給を前提としている．過給機が直

列に配置されているため，低速低負荷域では小型の HP-T/C のみを使用し，大型の LP-T/C

は仕事をさせないように排気圧力損失が小さくなるようなタービン容量の大きいものを

選定する．低速重視の HP-T/C と，高速重視の LP-T/C を選択しているため，中速域で過

給機の切替を実施する必要がある．

もう一つは低速域より積極的に二段過給を実施できるように前述の LP-T/C よりもタ

ービン容量の小さい LP-T/C を選定した．こちらはタービン容量が小さいために，低速軽

負荷域から過給圧，排気圧ともに高くなる．以下，主に低速域での過給方法の違いから，

シーケンシャル過給用の大容量の LP-T/C と HP-T/C を組み合わせた仕様を「シーケンシ

ャル二段過給」と，タービン容量の小さい LP-T/C と HP-T/C を組み合わせた仕様を「シ

リーズ二段過給」と呼ぶことにする．図 4.3 に使用したタービンの最大効率マップのイ

メージを示す．

図 4.4 はシミュレーションによる全負荷相当の各過給機の回転速度の推定値である．

シーケンシャル二段過給は機関速度Ne=1200 rpm 前後でHP-T/C と LP-T/C を用いた二段

過給から LP-T/C のみを用いた単段過給へと移行するため，HP-T/C の回転速度が急激に

変化する．また加速時に LP-T/C の回転速度が確保できない場合は過給不足を生じること

になる．一方シリーズ二段過給では高速域において HP-T/C の回転速度を抑制する必要

があるが，シーケンシャル二段過給と比べてHP-T/Cの回転速度は高く維持されている．

ここで，過給機の運転状態の指標として，コンプレッサの動力をもとに高圧段過給機仕

事割合は総過給仕事に対する高圧段過給仕事の比率と定めて以下の式により求めた．

68

WlpcWhpcWhpcRwhpc+

=

Whpc ：HP-T/C の過給仕事 Wlpc：LP-T/C の過給仕事

Rwhpc が 1 に近い時，HP-T/C が主に過給仕事をした状態であり，Rwhpc が 0 に近い

時,LP-T/C が主に過給を行っていることを示す．求めたものを図 4.5(a)にシーケンシャル

二段過給，図 4.5(b)にシリーズ二段過給を示す．Rwhpc を見た場合，シーケンシャル二

段過給は Rwhpc が 0.2 や 0.8 といったどちらか一方の過給機の仕事割合が高い領域が比

較的広く存在するが，シリーズ二段過給は，0.5 前後の領域が広がっている．また図 4.6

は，頻度の高い機関速度 Ne=1000 rpm において吸気酸素濃度 18 mol%においてシーケン

シャル二段過給とシリーズ二段過給で，同等BSFC となる低圧段VGT 開度とし，HP-EGR

のみを用いて吸気酸素濃度を変化させた時の状態量の変化である．吸気酸素濃度を 18

mol%から 17 mol%まで減少させても大きな燃料消費率の差は見られない．しかし吸気酸

素濃度を 17 mol%より低下させた時，シリーズ二段過給はシーケンシャル過給に比べて

BSFC の増加が少ない．

4.4.3 過給機の組み合わせによる過渡特性の変化

2 つの過給機を切り替えて使用するような場合については，定常での運転のみならず，

過渡運転に関しても考慮する必要がある．図 4.5(a)のシーケンシャル二段過給では低速

域から高速域，あるいは高速域の低負荷から高負荷にかけて過給方法が切り替わる．機

関速度；Ne=1600 rpm においては低負荷から高負荷にかけて Rwhpc が減少しており，低

負荷域では二段過給運転，高負荷域においては LP-T/C のみの単段過給運転である．図

4.7 は代表機関速度；Ne=1600 rpm でのシーケンシャル二段過給の状態量を示している．

タービンとコンプレッサのバイパスバルブを閉じた状態の二段過給；HPT+LPT1 (Bypass

Close)と LP-T/C のみの単段過給；LPT1，これらの中間となるような運転状態；HPT+LPT1

(Bypass Open)を設け，中負荷から高負荷にかけて，高圧段のタービンとコンプレッサの

バイパスバルブ（TBPV, CBPV）を制御することで，過給方法の切替が可能と考えられ

る．この機関速度において，負荷を図4.8のように20秒間でBMEPを0.2 MPaから2.1 MPa

（10%負荷から全負荷）まで変化させた時の状態量変化についてシミュレーションを用

69

いて調査した．

なお，ここでは HP-EGR のみを用いた定常マップを作成し，オープンループ制御（マ

ップ参照運転）において過渡時を模擬した．今回用いたシーケンシャル二段過給の過給

機の運転方法は，軽負荷域（BMEP<0.4 MPa）では TBPV，CBPV を閉じた二段過給運転，

中負荷域（BMEP=0.4 ～1.64 MPa）では，TBPV をわずかに開いて運転し，過給機を切

り替える移行領域としている．高負荷域（BMEP＞1.64 MPa）では，CBPV を完全に開き

LPT1 のみで運転を行っている．

一方シリーズ二段過給では BMEP＞1.64 MPa の領域で，排気マニホールド圧が過大と

ならないように，わずかに TBPV を開くが，これ以下では TBPV，CBPV を閉じた二段

過給運転である．図 4.9 にシーケンシャル二段過給の結果，図 4.10 にシリーズ二段過給

の結果を示す．図 4.9 のシーケンシャル二段過給では負荷増加初期には慣性モーメント

の小さな HP-T/C を併用して過給圧を高めているため，HP-T/C の回転速度が上昇してい

るが，中負荷領域の LP-T/C への移行領域に入ると，TBPV を開いて，HP-T/C を通過す

るガス量を減らしているため，HP-T/C の回転速度の上昇率が低下する．HP-T/C をバイ

パスした排気ガスは LP-T/C へ導入されるため，LP-T/C の回転が徐々に上昇する．高負

荷領域に達するとHP-T/C での過給から慣性モーメントの大きな LP-T/C のみでの過給に

切り替わり，HP-T/C の回転速度はスタート時と同じレベルまで下降し過給に寄与しなく

なる．このため負荷変動が早い場合は特に慣性モーメントの大きな LP-T/C の回転速度が

追随できず，過給不足に起因するトルク不足を起こしかねない．一方，図 4.10 のシリー

ズ二段過給では 2 つの過給機で過給を実施しており慣性モーメントの小さい HP-T/C の

回転が上昇しやすく，高い過給圧の応答が得られている．高負荷領域では，HP-T/C の過

回転防止，排気マニホールド圧の上昇を抑制するため TBPV をわずかに開けている．こ

のため HP-T/C の回転速度がわずかに低下するが，高い回転速度を維持し，高過給運転

を実現している．このように過給圧の応答が慣性モーメントの小さい HP-T/C に依存す

るため，負荷変動にも比較的容易に追随できると考えられる．

4.4.4 二段過給における HP-EGRと LP-EGRの効果

LP-EGR はターボ出口から LP-EGR クーラ，I/C を通過させた低温で高密度な EGR ガ

スを用いることができ，排出ガス低減と BSFC の改善に有効とされている (7)(8)．特に単

70

段過給システムでは，作動ガスを増やすことで低速の吸気量確保を狙うものであるが，

今回採用した，低速域での過給効率改善を狙った小型の過給機を追加した二段過給シス

テムでの効果をシミュレーションにおいて調査した．

ここでは，EGR 流量の比率を示す指標として，HP-EGR 比率；HP/(HP＋LP)を用いた．

HP/(HP＋LP)はHP-EGRと LP-EGRを合わせた総EGR流量に対するHP-EGRの比率であ

り，下記の式で求めた．ここで HP/(HP＋LP)=1 の状態は，HP-EGR のみを使用している

状態，HP/(HP＋LP)=0 は LP-EGR のみを用いた状態を表す．

流量流量

流量

EGR-LPEGR-HPEGR-HPLP)HP/(HP+

=+

図 4.11 は VGT 開度と q=120 mm3/st 一定とし，各機関速度において HP-EGR 比率を変

化させた時の様子である．LP-EGR を用いて HP/(HP+LP)を減少させると過給機の仕事量

が増加し，空燃比；A/F，過給圧；Pb の増加が確認できる．これによりスモーク濃度の

改善効果が期待できる．

今回採用した二段過給システムでは，Ne=800 rpm 以下の低速域ではわずかに燃費改善

の効果が得られるものの，それ以上の機関速度域では，高圧段タービン容量が小さいた

めに，吸気量が増加するとタービン前後の差圧が大きくなり，ポンピング損失の増大を

招く．今回採用した過給機の組合せでは，二段過給による低速域の吸気量増加の効果が

相対的に大きく，LP-EGR による実用走行燃費の改善は僅かである．LP-EGR のもう一つ

の特徴な効果である排出ガスの低減，主に NOx の低減については今回採用した二段過給

システムには HP-EGR クーラの冷却能力の増強が有効と考えられる．

一方，中速域での空気量の増加を狙った二段過給システムでは，高圧段タービン容量

が比較的大きいために空気量増加によるタービン前後差圧の上昇が起こりにくく，低速

から中速にかけて LP-EGR による排出ガスと燃料消費率改善の効果が得やすい [9]．しか

しながら，低速域で多量の LP-EGR を使用すると，還流遅れによる EGR 応答性の低下を

招くことが確認されており，様々な手法を用いて応答性を高める試みがなされてい

る [10][11][12]．

このように LP-EGR の効果については HP-T/C の容量に依存するため，LP-EGR による

燃料消費率の改善効果が僅かな小型の過給機を用いた二段過給システムでは EGR の制

御性においては優位性があると考えられる．

71

図 4.6 で示した様に高過給で狙いとする高 EGR 率での燃料消費率の増加が比較的穏や

かな点と，過渡運転の制御性で，シリーズ二段過給は優位性がある．このため過給スト

ラテジはシリーズ二段過給を選択した．

4.4.5 高圧縮比化

先に示した様にシリーズ二段過給では過給機の制御が容易になる反面，最も改善すべ

き燃料消費率では，シーケンシャル二段過給に対して吸気酸素濃度の低い領域で効果は

あるものの十分ではない．このため，さらに燃料消費率の改善を目的とした幾何学的高

圧縮比化について，シリーズ二段過給を用いた場合について，図 4.12 のようにミュレー

ションを実施した．ここでは吸気酸素濃度を一定として，圧縮比を変更した場合につい

て計算を実施した．最高筒内圧は 20 MPa に制限している．中負荷においては，圧縮比

を高めることで燃料消費率の低減を実施可能であるが，高負荷域においては，構造部品

の強度に依存する最高筒内圧の制限を受ける．この結果，圧縮比 18 以上では高負荷にお

いて，噴射時期の遅延を実施する必要があるため燃料消費率はわずかに増加する．幾何

学的圧縮比を高めると膨張比が増加するため理論熱効率が増加する傾向にあるものの圧

縮端温度の増加により NOx 排出率を同一水準とする場合には圧縮比の低いものよりも

EGR 率を増加させ，筒内酸素濃度を低減する必要がある．このため，吸気酸素濃度を低

下させても燃料消費率の増加が起こりにくいシリーズ二段過給と組み合わせて，実用域

の中負荷では高圧縮比化の効果が確認できたため，高圧縮比化をすすめる．高負荷域は

都市内走行では大きく寄与しないが，都市間走行で使用するため大幅な燃料消費率の増

加は避けたい．このため今後の技術としては吸気バルブタイミング制御等による有効圧

縮比の可変化が期待されるが，今回実験に用いる幾何学的圧縮比は 17 とした．

4.5 実験

図 4.13 に代表機関速度として Ne=1000 rpm の部分負荷の NOx 排出率，Smoke，燃料消

費率，最高筒内圧を示す．比較対象として，筆者らが先に評価を実施した圧縮比 15.3 の

ピストンを採用した二段シーケンシャル過給エンジンでの運転結果と比較している [13]．

図に示すとおり中負荷域(BMEP=1.3 ～1.7 MPa）において，2～3 g/kWh の燃料消費率の

改善が得られた．筒内圧は BMEP=1.7 MPa（80%負荷）以上の領域で 20 MPa に達する．

72

このため，全負荷においては，燃焼開始時期を遅延している．しかし高圧縮比化による

燃料消費率改善効果と燃焼開始時期の遅延による燃料消費率の増加の効果が同程度であ

ったため，シーケンシャル過給の運転結果（圧縮比 15.3）と遜色ない燃料消費率を維持

できた．低負荷については，圧縮比を高めても大きな燃料消費の増加は見られなかった．

この傾向は先のシミュレーションで得られた結果と同じ傾向であった．

4.6 まとめ

実用走行燃費の改善を目的として，高過給化と幾何学的圧縮比の増大について燃料消

費率低減のための最適化シミュレーションと実機を用いた検証実験を行った，得られた

知見を以下に示す．

(1) 高圧段過給機を共通とし，低圧段タービン容量の異なる 2 つの過給ストラテジの比

較を行った．この結果低速域から高過給を実施可能な，低圧段タービン容量を小さくし

たシリーズ二段過給では，低吸気酸素濃度（高 EGR）領域で，わずかに燃料消費率の改

善効果は得られる．また全域で高過給運転が可能であり，過渡特性についても過給機の

制御性が良いと考えられる．

(2) 幾何学的圧縮比の増加により中負荷域を中心に燃費改善効果が得られる．しかし構

造部品の強度に依存した最高筒内圧の制限から，高圧縮比のピストンを採用した場合，

高負荷領域では燃焼開始時期の遅延を行う必要があり，燃料消費率の改善には有効圧縮

比の制御が必要と考える．

(3) 高過給運転可能なシリーズ二段過給と幾何学的圧縮比 17 のピストンを組み合わせ，

実機試験を実施した．狙いとした機関速度；Ne=1000 rpm の中負荷（BMEP=1.3 ~1.7 MPa）

で燃料消費率の改善効果が得られ，また NOx と Smoke のレベルも減少した．

73





Target

Max. Output



BMEP MPa 2.1

Max. Torque



BMEP MPa 2.2

74

図 4.2 燃料消費割合の分布

図 4.3 使用したタービンの効率

75

図 4.4 全負荷時のタービン回転速度の比較

上段：高圧段タービン回転速度

下段：低圧段タービン回転速度

図 4.5(a) 高圧段過給仕事割合の分布(シーケンシャル二段過給)

76

図 4.5(b) 高圧段過給仕事割合の分布（シリーズ二段過給）

77

図 4.6 シミュレーションによる過給ストラテジによる過給性能比較

（Ne=1000 rpm，q=190 mm3/st）

78

図 4.7 シミュレーションによるシーケンシャル二段過給の過給ストラテジ比較

（Ne=1600 rpm）

79

図 4.8 ランプ応答シミュレーションの目標 BMEP 推移

(Ne=1600 rpm)

図 4.9 シーケンシャル二段過給のランプ応答シミュレーション結果

(Ne=1600 rpm)

80

図 4.10 シリーズ二段過給のランプ応答シミュレーション結果

(Ne=1600 rpm)

81

図 4.11 シミュレーションによるシリーズ二段過給システムでの LP-EGR の効果

82

図 4.12 シミュレーションによるシリーズ二段過給での圧縮比違いの影響

(Ne=1000 rpm)

83

図 4.13 シリーズ二段過給圧縮比 17 の運転結果

（Ne=1000 rpm）

84


[1] Aoyagi et al.,“Diesel Emission Reduction using High Boost and High EGR Rate in Single

Cylinder Engine”, Review of Automotive Engineering 26, p.391-397 (2005)．


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] 小林雅行ほか, “低圧 LoopEGR を搭載した大型多気筒ディーゼルエンジンにおけ

る高過給，広域多量 EGR の効果”, 自動車技術会論文集，Vol.40, No.4,

p.1053-1058(2009)．

[4] 新田淳一郎ほか, “高過給 EGR 運転を可能とする 3 段過給ディーゼル機関の性能

評価”, 自動車技術会学術講演会前刷集，20085809, No84-08, p.9-14(2008)．

[5] Robert C. Griffith, “Series Turbocharging for the Caterpillar(R) Heavy-Duty On-Highway

Truck Engines with ACERTTM Technology:”, SAE paper, No.2007-01-1561．


シミュレーション”, 自動車技術会学術講演会前刷集,No50-11, p.1-6(2011)．

[7] 片岡一司ほか, “高効率クリーンディーゼル燃焼コンセプト ITIC-PCI”, 自動車技

術会学術講演会前刷集, No.24-09, p.7-10(2009)．

[8] Jong Heun Jun et al.,“Comparison of NOx Level and BSFC for HPL EGR and LPL EGR

System of Heavy-Duty Diesel Engine”, SAE paper, No.2007-01-3451．

[9] 石井森ほか, “商用車用大型ディーゼルエンジンの燃費低減”, 自動車技術会学術

講演会前刷集, No143-12, p.9-12(2012)．

[10] 足立隆幸ほか, “高過給・広域多量 EGR ディーゼルエンジンにおける過渡の排出

ガスと性能”, 自動車技術会学術講演会前刷集, No58-10, p.11-16(2010)．

[11] Akira Yamashita et al., “Development of Low Pressure Loop EGR System for Diesel

Engines”, SAE paper, No.2011-01-1413．

[12] Kihoon Nam et al., “Improvement of Fuel Economy and Transient Control in a Passenger

Diesel Engine Using LP(Low Pressure)-EGR: SAE paper”, No.2011-01-0400．


シミュレーションと実験”, 自動車技術会学術講演会前刷集，No148-11,

85

p.25-30(2011)．

86

第 5 章さらなる高圧縮比化と吸気弁遅閉じの適用と燃焼室形状の検討

5.1 まえがき

大型ディーゼルエンジンの実用燃費改善と排出ガスの低減を狙い，機械損失の少ない

低速域での高 BMEP 運転を可能にするためには，単段過給システムから二段過給システ

ムへの変更による高過給化と，熱効率改善領域を拡大するためには幾何学的圧縮比の増

大が有効である [1][4]．前章では，幾何学的圧縮比の増大と併せて，高過給が実施可能な

シリーズ二段過給システムの検証を行った．熱効率の高い高負荷域で，更なる高圧縮比

化を実施する場合，構造部品の制約により燃焼時の筒内圧を抑制する必要が発生し，燃

焼開始時期の遅延が必要であることが推測される．本章では，幾何学的圧縮比の増大と

吸気弁閉弁時期；IVC を遅延することによる，有効圧縮比の低減効果を実験により明ら

かにし，さらに中・高負荷での，熱効率と排出ガスが改善可能な燃焼室形状について，

数値シミュレーションによる検討と実験による検証を実施した．


図 5.1 にエンジンに装着する主な装置を示す．エンジンは最高噴射圧 220 MPa 仕様の

コモンレール式燃料噴射装置を搭載した排気量 10.5 L の直列 6 気筒エンジンである．

EGR は HP-EGR と LP-EGR を組み合わせたデュアルループ方式を採用している．過給シ

ステムは 2 つの過給機を直列に搭載した二段過給システムである．排気上流側に設置さ

れた小型の過給機を高圧段過給機と呼び，下流側に設置された大型の過給機を低圧段過

給機と呼ぶ．2 つの過給機は無段階式可変容量タービン(VGT)を採用した．また過給され

たガスが高温になることが予想されるため，各コンプレッサの下流側にインタクーラを

設置している．高圧段過給機のコンプレッサ，タービンにはバイパス経路とそれを開閉

するバルブを設置し，過給圧コントロールが可能である．エンジン破損防止のため最高

筒内圧は 20 MPa としている．表 5.1 にエンジン諸元を示す．

5.3 幾何学的圧縮比の増大と有効圧縮比低減の効果

5.3.1 幾何学的圧縮比の増大効果

幾何学的圧縮比の増大の効果についてシミュレーションを用いて検討を行った．解析

87

コードは Ricardo 社一次元エンジン性能シミュレーションソフト WAVE を用いた．図 5.2

は使用したモデルと運転結果の比較である．燃料流量の高い領域では，熱損失の評価が

過少となり，過給圧が高めとなっているが，最高筒内圧については，おおむね良い一致

が得られた．図 5.3 に最大トルクを発生するもっとも低い機関速度；Ne=1000 rpm での最

高筒内圧を 20 MPa として，圧縮比を変更した際の部分負荷性能のシミュレーション結

果を示す．

圧縮比 18.0 では筒内圧の制約がなければ，高圧縮比化することで，BMEP>0.8 MPa の

中高負荷域において燃料消費率の改善が得られる．しかし，最高筒内圧を 20 MPa に制

限すると高負荷域(BMEP≧2.0 MPa)で燃焼開始時期；SOC を遅延する必要があるため燃

料消費率が増加する．ここでは実車両で使用頻度の高い BMEP=0.8 ～1.8 MPa の中高負

荷での燃料消費率の改善を目的とし，図 5.3 のシミュレーション結果から高負荷におい

ても燃料消費率の増加の比較的少なかった幾何学的圧縮比；C/R=18.0 を選択し試験を実

施した．

図 5.4 に C/R=17.0 と C/R=18.0 のエンジン運転結果を示す．ここで，燃焼開始時期；SOC

は噴射時期；SOI を変更することで調整している．低負荷においては，機械損失の増加

にもかかわらず，わずかに燃料消費率の改善効果が確認できたが，一方高負荷域におい

ては，最高筒内圧の制約から SOC を遅延した結果，図 5.3 の結果よりさらに燃料消費率

は増加した．従って，次に主に中高負荷域での燃料消費率改善を狙った IVC 遅延による

有効圧縮比の低減を試みた．なお，LP-EGR と HP-EGR の比率については，従来から用

いられている全体の EGR 流量に対する HP-EGR の流量の割合を示す HP-EGR 比率を参

考文献に倣い次式を用いて示している [2][3][4]．

( ) ( )流量流量

流量　　

EGR-LPEGR-HPEGRHPLPHPHP+

−=+

5.3.2 有効圧縮比の低減効果

有効圧縮比を低減させるための吸気弁閉弁時期変更法には，吸気弁早閉じ；EIVC と吸

気弁遅閉閉じ；LIVC がある．

EIVC は，ピストンが下降中にバルブが閉じることで筒内容積が膨張し，その結果筒内

温度が低下する．このため圧縮端温度も低下する．吸気の期間は短くなるため，十分な

88

ガスを取り込むには，過給圧を高める必要がある．

一方，LIVC は，ピストンが上昇中にバルブが閉じるため筒内ガスは吸気マニホールド

へ吹き戻され EIVC と同様に十分なガスを取り込むには高い過給圧を得られる過給シス

テムと組み合わせる必要がある．機関速度が高速な場合には，吸気期間がより長くなる

LIVC が有効である．

LIVC の効果については，図 5.5 のように圧縮比がほとんど効かず，膨張比だけで決ま

ることを系統的に示されている [5]．ここでは，自動車用の機関として広い運転範囲をも

っていることから，LIVC を選択して，有効圧縮比の低減を行った．

図 5.6，5.7 は IVC を変化させた時の有効圧縮比；C/Reffの変化と，1 次元シミュレーシ

ョンを用いて求めた中負荷（40%相当）の体積効率；ηvの変化である．

有効圧縮比；C/Reffは以下の式を用いて算出した．

𝐶𝐶/𝑅𝑅𝑒𝑒𝑒𝑒𝑒𝑒 =𝐼𝐼𝐼𝐼𝐶𝐶での筒内容積

上死点での筒内容積

ベースの IVC=563 degCAから IVCを遅延させると徐々に有効圧縮比を低減することが

でき，さらに Ne=1200 rpm 以上の中高速域では，体積効率の向上が見込まれるが，低速

域ではかえって体積効率の低下を招く．ここでは，摩擦損失が少なく，燃料消費率の良

好な低速域においても体積効率が 90%程度確保できる IVC=590 degCA を選択した．排気

弁開時期(EVO)については，従来同様に EVO=121 degCA とし，C/R=18.0 のピストンを用

いて，吸気条件をそろえて試験を行った．

図 5.7 は IVC 遅延前後の運転結果を示す．IVC 遅延を行うことで，C/R=18.0 の IVC 遅

延前の状態に対して，高負荷域では圧縮端圧力の低減により，IVC=563 degCAよりもSOC

を進角することが可能である．さらに低負荷においても燃料消費率の改善効果が認めら

れ，低負荷から高負荷にかけて一様な燃料消費率の改善効果が得られた．一方燃料消費

率の改善効果は得られたものの，図 5.8 に示すように，排出ガス特性については，IVC

遅延前と同じようにCO排出レベルとSmokeレベルがC/R=17.0に対して高い結果となっ

た．IVC 遅延では有効圧縮比の低減を行っているため，着火遅れの相違だけでは説明が

つかず，噴霧の発達や混合気形成に対して燃焼室形状との相互作用が影響したと考えら

れる．

89

5.4 熱効率と排出ガスを改善する燃焼室形状の検討

5.4.1 現状の問題点抽出

次に，高圧縮比化に伴う CO 排出率，Smoke の増加原因の推定を行うため，3 次元流体

解析を用いて圧縮比違いの燃焼室について，シミュレーションを実施した．

表 5.2 に C/R=18.0 のシミュレーション条件；初期圧，初期温度，初期ガス組成などを

示す．C/R=17.0 については，C/R=18.0 と筒内ガス質量が同一となるように初期圧を調整

し，噴射時期，噴射期間，噴射率は同一とした．Ne=1200 rpm，BMEP=1.65 MPa (75%負

荷)条件としている．3 次元流体解析には，CD-adapco 社の STAR-CD を用いた．反応モ

デルは 1 段不可逆総括反応モデルを用いた．その他のサブモデルについては，表 5.3 に

示す．1 段不可逆総括反応モデルでは，CO が生成されないため，ここでは，当量比分布

の変化を，噴霧の中心をとおる燃焼室断面において観察した．当量比分布については，

計算格子中の気相の C，H と O の質量を用いて算出したものである

図 5.10 に燃焼室の断面形状を示す．圧縮比の変更は，燃焼室口径はそのままに燃焼室

深さを変更することで実施している．図 5.11 は噴霧野中心をとおる断面での流速の変化

を示している．C/R=17.0 と C/R=18.0 の大きな違いとしては，クランク角度 12 degATDC

時の噴霧の流れと，燃焼室底部に沿って燃焼室中心へ向かうガス流れの距離が異なる．

C/R=18.0 ではこの距離が短く，これが相互に干渉しあうため，クランク角度 24 degATC，

30 degATDC の燃焼室内の流速分布では，燃焼室隅部や，燃焼室中心の流動が低下する

と考えられる．

図 5.12 に噴霧の中心をとおる断面での当量比分布を示す．クランク角度 6 deg ATDC

で高い当量比の領域は燃焼室壁面へ到達し，燃焼室底部へと流れ込む．クランク角度 12

deg ATDC では，燃焼室壁面から燃焼室底部へ向かって高い当量比の体積が分布する．

燃焼室深さが浅くなった C/R=18.0 では，底部の当量比の高い領域の広がりが十分でなく，

噴霧による燃焼室内の流動が低下したものと考えられる．その結果 C/R=17.0 では，クラ

ンク角度 30 deg ATDC において，ピストン燃焼室の中から当量比の高い領域が，燃焼室

の外へ流出するが，C/R=18.0 では，燃焼室内に当量比の高い領域が残ってしまう．膨張

行程に入り燃焼室底部の高当量比の領域が低温化し，Smoke や CO の再酸化が不十分に

なると考えられる．

このように，問題点としては，大きく分けて 2 つ考えられる．一つは燃焼初期の壁面

90

衝突後に，噴霧による筒内流動が低下してしまうこと．もう一つは燃焼後期の燃焼室隅

部の流動が低下し，高い当量比の領域が燃焼室内で滞留することである．これに対して，

ノズル噴孔諸元の変更と燃焼室の変更を用いた噴霧の高分散化と低流動化等の例 [6]もみ

られるが，ここでは先ずノズルを変更することなく，燃焼室の形状変更のみにより問題

解決を試みた．

5.4.2 燃焼室形状の予備検討

具体的な解決策としては，2 種の燃焼室が考えられる．

1 つは，衝突噴霧を積極的に利用して燃焼室内外への分散を促進する [7][8]方法である．

即ち燃焼室の小径深皿化，さらにはリエントラント型燃焼室によって，燃焼室内の流動

を高めることが可能と考えられる [9]．

もう一つは燃焼室側壁面を遠ざけることにより，自由噴霧的な発達を行わせ，壁面衝

突後に再び燃焼室中心に向かう既燃ガスとの干渉による噴霧流速の低下を抑制し，且つ

流動が滞留する燃焼室隅部へ直接噴霧を導入する方法である [10]．即ち燃焼室の大径浅皿

化，センターコーン角度の鈍角化等である．

ここでは上記 2 つの燃焼室の代表例として，図 5.13 のように，燃料噴霧の流れが異な

る燃焼室形状でシミュレーションを行い，ベース形状と比較を行った．計算は前述の表

2 で示した条件を用いて実施した．

図 5.14 に噴霧の中心をとおる断面での流速分布の変化を示す．リエントラント燃焼室

では，燃焼室口径を狭めて燃焼室の深さを確保したため，燃焼室内に大きな円を描くよ

うな流れを形成している．一方，浅皿燃焼室では，壁面までの距離があるため，燃焼室

壁面に到達する前に流速が減速し，燃焼室の隅部へ流れており既燃ガスとの干渉による

噴霧流速の低下は抑制されていると考えられる．

図 5.15 の噴霧の中心をとおる断面での当量比分布の変化では，小径リエントラント燃

焼室では，クランク角度 6 deg ATDC で高当量比の領域は燃焼室壁面へ到達し，燃焼室

底部へ向かう．クランク角度 12 deg ATDC では壁面に沿って燃焼室底部へと当量比の高

い領域が広がり，18 deg ATDC で燃焼室中央に到達する．24 deg ATDC で逆スキッシュ

流により燃焼室外へと流出するという大きな縦渦を形成する．

一方，大径浅皿燃焼室ではクランク角度 6 deg ATDC では燃焼室壁面まで高当量比の領

91

域は到達せず，12 deg ATDC では燃焼室底部へ衝突後，高当量比部分は壁面に沿って広

がり，一部はヘッド下面側へ広がり消滅する．クランク角度 18 ～ 30 degATDC では隣

接する噴霧とスワールにより観察断面になかった当量比の高い領域が後から見えてきて

いる．クランク角度 18 deg ATDC 以降では燃焼室隅部で当量比の高い領域がわずかに滞

留するのが確認できる．図 5.15 の観察断面外に存在する当量比の高い領域も把握する必

要があるため，高い当量比の計算格子体積の変化を調査した．

図 5.16 は燃焼室内全体での当量比>3.0 の計算格子体積の変化を示している．ベース形

状とリエントラント形状はよく似た傾向を示しているが，大径浅皿燃焼室は，燃焼室内

での高当量比体積は燃焼早期に減少に転じるものの，その後高当量比の体積の減少が停

滞する．リエントラント型やトロイダル型は壁面衝突後，燃焼室中央へ向かう流動にな

り噴霧に既燃ガスを取り込みながら燃焼が進むが，大径浅皿燃焼室の場合は，壁面衝突

後，燃焼ガスがヘッド下面，スキッシュ領域へ向かう流動を形成し，噴霧と既燃ガスの

干渉が少なく，早期に当量比の高い領域が減少するものと考えられる．一方，燃焼後期

の高当量比領域の滞留は，燃焼室の側壁面からヘッド下面側へ燃焼ガスの一部が流入し

たのち，燃焼室内の流動が低下し，十分な空気の導入が行われていないためと考えられ

る．大型ディーゼル機関では高 BMEP 化に伴い噴射期間自体が長くなることから，高圧

縮比化により燃焼室容積が小さくなるとリエントラント形状や小径トロイダル型は噴霧

と既燃ガスが燃焼期間中に干渉しやすくなるため，干渉が少ない浅皿燃焼室を採用する

のが望ましい．また，燃焼期間短縮のために噴射圧を高圧化する場合には，壁面熱損失

の増加も懸念されるため，火炎到達までの時間が長い大口径の浅皿燃焼室による熱損失

低減効果も期待される．

5.4.3 供試エンジンへの適用・詳細検討

これらの検討結果から，次に現在の多気筒エンジンへの浅皿燃焼室適用を検討した．

先の燃焼室検討において，噴霧が既燃ガスを取り込みにくい浅皿大径燃焼室口径φ90

mm は，当量比の高い領域が早期に減少する特徴があり，燃焼期間を短縮することで燃

料消費率の改善が得られると考えられる．しかし，燃焼室の隅部で当量比の高い領域が

滞留する傾向と，燃焼室入口での流動低下が見受けられたため，センターコーン部分は

φ90 mm の形状を踏襲し，燃焼室底部の滞留抑制を狙って，燃焼室底部径はφ90 mm よ

92

り小さくした．さらに燃焼室入口での流動低下を抑制するため，燃焼室壁面をテーパー

状に広げ，燃焼室の入口径はφ90 mm 以上としたものを 2 種検討した．図 5.17 に燃焼室

形状を示す．

これまでと同様な条件におけるシミュレーション解析によれば，図 5.18 のように，ピ

ストン燃焼室の壁面近傍で当量比の高い領域が形成される．しかしながら口径φ90 mm

のものは，噴霧が壁面へ衝突後燃焼室底部と上部へと 2 分され，燃焼室底部が少しくぼ

んでいるため，高当量比領域が滞留する．またこの図は，全周メッシュのうち噴霧の中

心をとおる断面の観察であるため，クランク角度 24 degATDC，30 degATDC では隣接す

る噴霧とスワールにより観察断面になかった当量比の高い領域が後から見えてきている，

このような観察断面外に存在する当量比の高い領域の影響も把握する必要があるため，

図 5.19 は高当量比の計算格子体積の時間変化を調査した結果である．口径φ90 mm のも

のは，わずかに当量比の高い領域が滞留しているが，口径φ100 mm のものは，当量比の

高い領域が早期に消滅する．これは，図 5.13 の大径浅皿燃焼室の課題であった燃焼室隅

部の滞留部分を減らすことを目的に，図 5.17 のように燃焼室の底部径を減少させ，さら

に燃焼室の壁面をテーパー状に広げたことにより，高当量比領域がキャビティ内からス

キッシュ領域へと流出していくためと考えられる．

排出ガスのCOの生成部位については，詳細化学反応シミュレーションソフト；Reaction

Design 社製 FORTÉ を用いて調査を行った．計算条件は前述の表 2 を用いた．図 5.20 に

CO の質量分率の分布を示す．トロイダル型では，燃焼室の中心付近に CO の濃度の高い

領域が残るが，浅皿燃焼室では，燃焼室の外側に分布し，おおよそ当量比の高い領域と

一致する．このため高当量比領域の低減により，CO，Smoke の排出量が低減すると考え

られる．

5.5 燃焼室の確認実験

詳細検討の結果から図 5.17 の Shallow(φ100 mm)の燃焼室形状のピストンを作成し，評

価を行った．エンジンの諸元は表 1 の通りでピストンの燃焼室形状のみが異なる．図 5.21

に運転結果を示す．運転条件は，Ne=1200 rpm，BMEP=1.65 MPa(75%負荷)，

HP/(HP+LP)=0.8 とし，噴射開始時期を変化させた．吸気マニホールド圧；Pb を，高圧

段と低圧段の VGT の開度によって調整した．

93

新規形状の燃焼室において同等の CO の排出率でありながら，Smoke の改善と，燃料

消費率では約 3%の改善が得られた．

図 5.22 に噴射開始時期 4.5 degBTDC の熱発生率を示す．トロイダル燃焼室形状と比べ

て熱発生パターンに違いがみられ，燃焼初期の予混合的な燃焼部分が抑えられ，拡散燃

焼部分が増加している．また熱発生期間が短縮されており，Smoke と燃料消費率の改善

に寄与していると考えらえる．

負荷の低い領域についても比較を行った．図 5.23 に運転結果を示す． Ne=1200 rpm，

BMEP=0.88 MPa（40%負荷）での燃焼室違いの比較である．同等過給圧の条件では，ト

ロイダル型に比べて浅皿燃焼室では燃料消費率の改善が得られるものの，Smoke，CO の

排出量が増加している．これは先の図 5.20 の CO の分布から，低噴射量条件において，

トロイダル燃焼室では温度の高い燃焼室中央で CO が再酸化されるが，浅皿燃焼室では

温度の低い外周部分で CO が再酸化されずに排出されると考えられる．過給圧を高める

と希薄化の効果で CO の排出率は低下するが，Smoke については，大きな変化が得られ

なかった．

この課題は更なる噴射系諸元と筒内流動の最適化などで改善が可能と考えられる．今

回噴射系諸元の変更は行わなかったため，低負荷では高過給による希薄化と，噴射時期

の遅延を行うことで CO，Smoke の再酸化促進を行った．ここでは，ベースのトロイダ

ル燃焼室に対して過給圧を 15 kPa 程度高めた時のNe=1200 rpm での部分負荷性能曲線を

図 5.24，図 5.25 に示す．トロイダル型燃焼室から新規形状の燃焼室に変えることで，低・

中負荷領域(BMEP<0.88 MPa)は Smoke 排出量に大きな違いは見られないが，BMEP>0.88

MPa で改善し，高過給化の効果により，CO 排出率が低減した．燃料消費率は，中・高

負荷域(BMEP=1.32 ～1.76 MPa)で改善し，C/R=17.0 に対して最大約 2%改善した．

5.6 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．

95




Target

Max. Output



BMEP MPa 2.1

Max. Torque



BMEP MPa 2.2


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]


0 5 10 150.2

0.3

0.4

0.5

0.6

εc

ηi

Simulation

εe=10εe=15εe=20εe=25

Input parameters (Corresponding to the conditions of experiment)Calculation conditionInput energy:2.22MJA/F:14.5Initial temprature:300K

ηi=50%

εeI .V.C. 10 LC010 LC60 10 LC90 10 LC11015 LC6015 LC9015 LC11020 LC9020 LC11025 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

e ff.

8

10

12

14

16

18

20

IVC deg540 560 580 600 620

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

IVC563deg→IVC590degC/Reff. : -1.72

ηv

%

75

80

85

90

95

100

IVC deg540 560 580 600 620

Ne=800rpm q=74mg/stNe=1200rpm q=81mg/stNe=1600rpm q=82mg/stNe=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

20.4

3mm

22.0

4mm

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

28 0 14

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

3210

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

Ø90mm21

.78m

mØ63.6mm

15.0

3mm

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

28 0 14

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

3210

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

15.3

1mm

Ø90mmØ100mm

17.3

4mm

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

3210

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

Pcyl

MPa

0

5

10

15

20

Troidal (φ75mm)Shallow (φ100mm)

RO

HR

J /de

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


[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)．


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

第 6 章結論

6.1 本研究の概要

ガソリン機関に比べて熱効率の高いディーゼルエンジンは CO2排出が少ないが，将来

的に枯渇すると考えらえる石油の消費量の低減と，酸性雨や光化学オキシダントの原因

とされる窒素酸化物や，健康被害があるとされる浮遊粒子状物質の排出量抑制というよ

うな，排出ガスと燃料消費の同時低減を狙ったディーゼル機関の開発が進んでいる．

燃料消費の低減には，摩擦損失とポンプ損失を相対的に低減するため，より低速でよ

り高負荷で運転する．排出ガス低減については，NOx 低減策として排気ガス再循環と，

PM の低減には，高過給による希薄完全燃焼が有効であることが広く知られている．

これらを実現するために，過給システムの開発がすすめられ，様々な過給システムが

提案されてきた．特に，過給機を 2 つ使用した二段過給については，製品化されている

ものもあるが，EGR 量と空気量のマネジメントについての検討報告は少ない．ここでは，

高過給を実現できる高圧力比ターボを組み合わせたエンジンにさらに低速高負荷での運

転を狙い，小型の過給機を追加した，二段過給システムの大型過給機容量を変更するこ

とで，得られる過給特性の違い，特に空気量と EGR の制御と燃費低減効果と過給応答性

についてシミュレーションによる検討と実機を用いた検証を行った

また，燃料消費量の削減には，熱効率の改善も重要であり，様々な損失の低減技術に

ついては，各社技術開発が進められている．ここでは，理論熱効率の改善を狙って，幾

何学的圧縮比を高め，筒内の膨張仕事を大きくとることを検討し実機による検証を行っ

た．

6.2 二段過給による低速域の高トルク化と燃料消費率の同時改善

大型ディーゼル機関の実用運転条件下で，使用頻度の高い低速域を主体とした燃料消

費率の低減を目的として，小型過給機を追加した二段過給システムの効果的な EGR と空

気のマネジメントについてシミュレーションと実験による検討を実施した．

低速高負荷においては，二段過給によって，より高過給を実現でき，より高負荷での

運転が可能となる．このため摩擦損失とポンプ損失の相対的な低減がなされ，燃料消費

率の改善が得られる．一方で，低負荷域では，既に十分な空気量を得ることができてお

122

り，NOx 排出率一定の条件下では，二段過給による燃料消費率の改善効果は得にくい．

低負荷域では，どちらか効率の良い方の過給機のみで運転することで，ポンプ損失の相

対的な低減ができるため，燃料消費率がよくなる．小型の過給機は，大型の過給機に比

べて慣性モーメントが小さいことから，過給圧の応答が良く，不可変動に対する応答性

が改善する．

中速域，高速域では，二段過給によって，高い空気過剰率を得ることができるが，小

型過給機容量が小さいことから，PMEP の著しい増大を招いてしまい燃料消費率の改善

は得られない．低速低負荷や，中・高速域の PMEP の制御方法の一つとして，大型過給

機の容量を大きくするなどが考えられる．

6.3 二段過給システムの低圧ループ EGRの効果

前章の結果から，低速低負荷と中・高速域の PMEP（ポンプ損失）低減と，低速域の

高トルク化を実現するため，低速域に適した低流量域で効率が高い小型の過給機と，高

速域に適した高流量域で効率が高いより大きい大型の過給機に変更した．

これにより，低速低負荷域においては，大型過給機は動作せず，効率の高い小型過給

機が主となる運転条件が得られ，低速低負荷域の燃費改善が得られた．また，2 つの過

給機を用いることで，低速高負荷運転も実現が可能であった．しかしながら，選定した

過給機は最適容量とではなく，容量差が大きい．このため中速域では，それぞれ過給機

の効率が悪くなってしまった．特に中速中負荷域では，排出ガスの低減を狙って，高過

給が必要であるが，排出ガス低減を狙って過給圧を高めれば，過給機の効率が悪いため

にポンプ損失が増大してしまうため，燃費と排出ガスの同時低減が得られなかった．

EGR と空気のマネジメント方法として，高圧ループ EGR と低圧ループ EGR がある．

ここでは，低圧ループ EGR の採用についても検討した．低速域の使用を考慮した小型

の過給機を用いているため，低速域では，LP-EGR を用いることで，タービン通過ガス

量が増加し，タービン効率が高い領域で運転が可能な運転域がある．しかしながら，燃

料消費率，排出ガスレベルが振るわなかった中速域では，LP-EGR を用いても，燃料消

費率の改善や，排出ガスの改善が得られなかった．これは，採用した過給機の容量が，

最適でなく，中速域の流量に合わせた容量でないために，LP-EGR を用いても，過給機

の効率の高い領域が利用できなかったためと考えられる．大型過給機の容量を小さくす

123

るなどの変更が必要と考える．

6.4 広い機関速度域の高過給化と高圧縮比化の組み合わせ効果

第 1 章では，低速から高速域のすべての機関速度で，二段過給を実施することで，高

過給・高 EGR 率条件を得られることがわかった．しかし低速低負荷では，既に十分な空

気過剰率が得られており希薄化による燃料消費率の改善効果がないことや，中速・高速

荷域では PMEP が増大するため二段過給システムを用いた希薄化による燃料消費率の改

善効果が得られないこともわかった．第 3 章では，これらの解決策として，低速用の小

型過給器と，高速用の大型過給機という組み合わせのシーケンシャル過給システムと，

LP-EGR システムの組み合わせを評価した．この結果中速域では，過給器の効率が低下

する為，高過給とすると，PMEP が増大し，十分な燃料消費率の改善効果が得られない

ことがわかった．

ただし，小型の過給器を用いると過給応答性が良くなることは，明らかであるため，

小型過給器はそのままに，中速域での過給ができるように大型過給機を低容量化するこ

とにする．この場合，第 2 章で示した通り，低負荷域では，同等 NOx 排出率では，排圧

が高まるため PMEP が増大する為，燃料消費率が増加してしまう．PMEP の低減のため

に，高 EGR 率を高める方法をとることができる．これによりさらに圧縮比を高めても

NOx 排出率の増加が抑えられる．

圧縮比を高めることで，理論熱効率の改善を狙って圧縮比を高める．一般に圧縮比を

高めると NOx の排出が増加するが，低速域の高過給化を狙って小型の過給機を組み合わ

せた二段過給によって EGR 率を高められるため，低負荷域を除き NOx も Smoke も同等

以下に抑えられた，高圧縮比化によって，膨張仕事が増加したため，燃料消費率は改善

するが，最高筒内圧は上昇した．

6.5 さらなる高圧縮比化と吸気弁遅閉じの適用と燃焼室形状の検討

理論熱効率の改善を狙った幾何学的圧縮比化の増大は，燃焼圧の上昇とピストンの燃

焼室容積の低減を伴う．燃焼圧の上昇は機関部品に影響があるため，吸気弁の閉じ時期

変更による有効圧縮比の低減が必要である．有効圧縮比を低減させるための吸気弁閉弁

時期変更法には，吸気弁早閉じ；EIVC と吸気弁遅閉閉じ；LIVC がある．

124

EIVC は，ピストンが下降中にバルブが閉じることで筒内容積が膨張し，その結果筒内

温度が低下する．このため圧縮端温度も低下する．吸気の期間は短くなるため，十分な

ガスを取り込むには，過給圧を高める必要がある．

一方，LIVC は，ピストンが上昇中にバルブが閉じるため筒内ガスは吸気マニホールドへ

吹き戻され EIVC と同様に十分なガスを取り込むには高い過給圧を得られる過給システ

ムと組み合わせる必要がある．機関速度が高速な場合には，吸気期間がより長くなる

LIVC が有効である．ここでは，自動車用の機関として広い運転範囲をもっていることか

ら，LIVC を選択して，有効圧縮比の低減を行うためのカムシャフトを用意した．圧縮比

を高めたピストンを用いた試験では，吸気弁の閉じ時期の違いによらず排出ガス性能

（CO，Smoke）が増加した．このため，燃焼室内の噴霧とガス流動を流体解析を用いて

検証した．その結果，噴霧が既燃ガスと干渉し，燃焼室内の流動低下を招いていると考

えられる．このため，噴霧と既燃ガスが干渉しにくい浅皿燃焼室形状を検討し，実機に

おいて検証した．この結果，排出ガス性能の悪かった燃焼室では，熱発生率が低く熱発

生期間も長かったが，新しい浅皿燃焼室では，熱発生率が高く短くなって熱効率が改善

した．排出ガス性能は，中高負荷では Smoke が低減した．高圧縮比で高負荷の燃焼を実

現するには，このような既燃ガスと噴霧が干渉しにくい燃焼室とすることが重要と考え

られる．一方で CO は大きな変化が得られなかった．燃焼室形状に依存しないことから，

小章噴孔径化による微粒化など噴射諸元の最適化が必要と考えられ，今後の課題である．

6.6 結言

これらのことから，今後も燃料消費率の低減と排出ガスの低減を狙ったディーゼル機

関の開発が行われると考えられる．

排出ガスの低減については，ディーゼル機関での排出低減と，車両システム相当とし

て，後処理装置と組み合わせた状態での排出ガス低減が考えられる．ディーゼル機関用

の後処理装置の歴史は浅く，今後も改良が進むと考えられ，ディーゼル機関単体の排出

ガスレベルが緩和することも考えられる．一方で車両への搭載を考慮した場合には後処

理装置の小型化が必要であり，結果ディーゼル機関からの排出ガスレベルの改善も必須

と考えることができる．

ディーゼル機関単体で排出ガスと燃料消費率の同時低減を狙う場合，従来より用いら

125

れている EGR を用いた NOx の低減と，高過給希薄化によるスモークの低減は，今後も

有効な手段であり，今回用いた二段過給システムは一例であるが，低速域から高速域ま

で高過給が実現されていくものと考えられる．より熱効率を高める必要がある．これに

は理論熱効率の改善と各種損失の低減が必要と考えられる．理論熱効率の改善には圧縮

比の増大が有効であるが，燃焼室容積が低下するため，燃焼を悪化させない燃焼室形状

が必要である．今回提案した燃焼室は一例であるが，高負荷でも燃焼を悪化させないよ

うな燃焼室形状は必要になる．

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