Thermal Science & Engineering Vol.15 No.1 (2007)

圧縮天然ガス(CNG)直接噴射エンジンの燃焼解析
野村 佳洋†

稲垣英人†

塚崎 之弘‡

Numerical Analysis of Combustion in a Compressed Natural GasDirect Injection EngineYoshihiro NOMURA† , Hideto INAGAKI† and Yukihiro TSUKASAKI‡

Abstract
Compressed Natural Gas (CNG) direct injection engine has many advantages for the reduction of CO2 emission.
For further improvement of those engines, a numerical simulation technique has been developed for the analysis ofcombustion process. Prior to an in-cylinder calculation, the wall function was modified to improve the accuracy of thewall heat loss. Then the nozzle-to-cylinder entire calculation was performed. Good agreements were obtained incomparison with the experiment for the behavior of impinging jets. This method was applied to the analysis of thedifference of combustion processes between CNG and conventional gasoline direct-injection engines. It is accordingly
found that the velocity and the turbulence of in-cylinder gas are increased by the fuel injection into CNG engine andthus the combustion speed is enhanced significantly.
Key Words: CFD, Combustion, Compressed natural gas (CNG), Heat release, Heat loss, Wall function

記DELR
Ttuyθ
κλφ添gm0+号: 直径[m]: モデル定数(=9.0): 噴流先端の到達距離[m]: 半径[m]: 温度[K]: 時間[s]: 速度[m/s]: 距離[m]: エンジンのクランク角[deg]: モデル定数(=0.42): 円管の管摩擦係数: 当量比（空燃比の理論空燃比に対する比）１

まえがき
CO2 排出の少ない CNG（圧縮天然ガス）車は，環境問題や石油代替燃料の観点から普及しつつある．
最近では，図 1 に示すようなガソリン直接噴射エンジンの技術を応用した CNG 直接噴射エンジン（以下単に CNG 直噴エンジンと記す）の検討が進められている[1]．高圧の天然ガスを直接筒内に噴射することにより，従来 CNG 車の課題であった航続距離と出力について大幅な改善ができることが報告されている．
この CNG 直噴エンジンの特徴は，高圧の燃料ノズルにより燃料の噴射速度が極めて速く（衝撃波を字: ガス: しきい値: 中心: 無次元値

伴う超音速流），混合促進や乱れの増加により燃焼期間が短いことである．一方で，筒内流動の増加により冷却損失は増える傾向にあることが指摘されている．これらの点を改善しさらなる効率向上を図るた

受付日: 2006 年 3 月 20 日, 第 43 回日本伝熱シンポジウムより受付，担当エディター: 花村 克悟(株)豊田中央研究所 (〒480-1192 愛知県愛知郡長久手町)‡トヨタ自動車(株) (〒410-1193 静岡県裾野市 1200)†- 33 -

© 2007 The Heat Transfer Society of Japan

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めには多次元計算が極めて有効である．しかし，従Exhaust valve

Intake valve

来のエンジン筒内燃焼計算は主にガソリンなどの液

Spark plugInjector

体燃料を対象としたものであり[2]，高速のガス噴流に対する計算についてはほとんど検証されていない．
また，効率向上に重要なガスからの壁への冷却損失の挙動についても，これまでほとんど検討されていPiston

Fuelない．
以上の背景の下，本研究では CNG 直噴エンジン

Cavityに適用し得る，混合気形成から燃焼さらに冷却損失過程の計算手法の構築を目指したものである．特にFig. 1 Combustion system of CNG direct injection engine.

従来から実用計算で用いられる壁関数については，改良手法が提案されているものの[3]，詳細な計算で0.04
Standard wall function

用いられる低 Re 数型乱流モデル（以下単に低 Re 数0.03モデル）と比較して熱伝達の誤差が大きいことが知λられている。そこでまずその点について基礎的に検討し、その後筒内の解析を行った．
２0.020.01

基礎検討

Modified wall function
Experiment

0.00

2.1 壁関数の取り扱い
壁境界近傍の挙動を高精度に解析するためには，

110y+100

Position of first mesh y+

前述のように低 Re 数モデルが必要であるが，その計算には壁境界の計算格子が十分に細かいことが前

Fig. 2 Effect of wall function on the friction factor ofcircular pipe (Re=90,000).

提として必要である．しかし，図 1 に示したように
CNG 直噴エンジンの燃料噴射期間中の流速は高く，壁境界層は極めて薄くなることが推定される（y+ = 1に設定しないと誤差が非常に大きくなる．図 2 は円管の発達した流れ場に壁関数を適用し，管摩擦係数で 0.01 mm のオーダー）．このような薄い壁格子をを計算した結果である．流れの Re 数は一定とし，用いた場合，計算時間が非常に長くなるという問題壁境界の格子厚さを変えて計算した．なお，計算にがある．さらにバルブやピストン移動に伴い，各計は以下全て汎用ソフト STAR-CD を用い，計算スキ算要素から壁までの距離を毎時刻再計算する必要がームとして速度ベクトルは 2 次風上，温度や化学種あり，より一層計算時間が長くなる傾向にある．そなどのスカラーには 1 次風上を用いた．のため，実用的な計算では，円管内流れを基にした

図 2 の黒塗りの記号で示した結果が式(1)の標準壁

以下のような壁関数が広く用いられている（以下標関数によるものである．この場合，良く知られてい準壁関数）．

るように，壁第 1 格子点が層流底層内に入ると( ) , y >y⎧1
⎪ ln Ey ++u =⎨κ⎪⎩ y +,++m++m(y+<y+m)，極めて誤差が大きくなる．これは，壁第 2(1)

格子点以降に対しても層流底層に即した乱流粘性を与えるべきところに通常の乱流粘性が用いられるたy ≤y( ym+ = 11)

めであり，壁関数による計算の本質的な問題である．
この改善には，本来，低 Re 数モデルを用いる必要があるが，前述のように本研究ではその適用は困難

この場合，壁格子の厚さは低 Re 数モデルの 10 倍程であった．そこで，主として実用面から，層流底層度になり，また壁からの距離も壁境界に接するセルを無視し壁の第 1 格子点から対数則を適用する方法

一層のみで必要であり，計算負荷もほとんど増加しを検討した（以下修正壁関数）．結果を同じく図 2ない．このような計算時間の面では有効な壁関数で中に白抜きで示す．このような単純な場においてははあるが，境界層の厚みに対して格子厚さを適切

壁格子の影響がほとんど無く，良好な結果が得られ- 34 -© 2007 The Heat Transfer Society of Japan

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Inlet boundary

0.4)

Pipe wall

0.7Pr

50D

D

Nusselt number, Nu/(Re4D

Pressureboundary
Wall boundary
50D

Fig. 3 Calculation domain and conditions for steady
impinging jet (Re=70,000).
ることがわかった．
この修正は物理的な根拠を伴わない，言わば便宜的な手法であるため，実際の筒内計算では問題が生

0.35
0.30
0.25
0.20
0.15
0.10
0.05
0.00

y+0=2.5 Standard wall function
y+0=11y+0=48
Experiment
00.35
0.30
0.25
0.20
0.15
0.10
0.05
0.00

を確認することは不可能であるが，本研究の対象で

23R/D

456

Modified wall Function

y+0=2.5y+0=11y+0=48
Experiment0

じる可能性がある．全ての流れ場においてその精度

1

1

2
3
45
Distance from the center of jet, R/D6Fig. 4 Effect of modification of wall function on theheat transfer of the steady impinging jet.

ある CNG 直噴に限れば，図 1 に示すように噴射弁から燃料噴流がピストン頂面に衝突するような衝突噴流挙動が最重要であると考えられる．そこで，衝突噴流を対象に精度を検証した．計算条件などは以上となる．このような条件ではノズル出口で衝撃Baughn らの実験[4]に対する Craft らの研究[5]とほぼ波が発生し，噴流挙動に影響を及ぼすはずである．

同じである．図 3 に計算領域と計算条件を示す．温

そこで，図 5 の右に示すようにノズル内部からの計度境界層については，いずれも Jayatilleka の結果[6]算（②）と，簡易的にノズル出口で平均流速を与えを元に Pr=0.7，乱流 Pr=0.9 として以下の式を用いた．

た場合（同じ図①）の計算を行いその影響を検討し( )T + = 2.15 ln y + + 2.89

た．図 5 はそのときの貫徹距離（ノズル出口から噴流先端までの距離）を示したものである．ノズル出(2)口で平均流速を与えると，ノズルの開度が少なく（ニ計算結果を図 4 に示す．円管における速度分布を元ードルのリフト量が小）流量が少ない噴射直後ではにした壁関数を用いているため，よどみ点近傍では噴流速度が小さく，またその後は逆に過大となっていずれの計算結果も誤差が大きい．しかしながら，しまう．それに対してノズル内部から計算した場合

修正壁関数では標準壁関数と比較して壁要素の y+のは，貫徹距離はより実験に近い値を示し，ノズル内影響が非常に小さくなっている．また，噴流全体から筒内一体の計算が望ましいことがわかった．

(R/D<5)での熱流束の積分値を比較すると，修正壁関少することがわかった．
以上の検討結果により，修正壁関数では詳細な熱流束分布の解析には問題があるが，CNG 直噴特有の燃焼特性の解析は十分可能と判断し，これ以降の計算では全て修正壁関数を使用した．

Calculation of
Inlet position

181614121086420Needle
Needle②ExpExperiment①00.51msec
Time from injection start, t t[msec]

2.1 高速噴流の計算法
今回の計算対象である CNG 直噴エンジンの燃料②①1.5Lてそれぞれ 45%から 13%，83%から 26%に大幅に減Distance from the nozzle
mmoutlet, LL[mm]数は標準壁関数に対して誤差が，y+=11，2.5 におい

Injected
fuel

PositionofInletboundary
Velocity
position
Boundary

Fig. 5 Effect of inlet boundary position on penetration(jet edge distance from the nozzle) of jet.

圧力は 5 MPa と極めて高く，筒内圧力との比は 10- 35 -© 2007 The Heat Transfer Society of Japan

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3.2 供試エンジンおよび条件
図 7 に混合気形成および燃焼過程の計算結果を示Time after injection start
t=0.4msec
0.81.6

す．ノズルからの燃料噴流はキャビティに衝突後，急速に混合し，キャビティ内に混合気を形成する．

Experiment

混合気への点火時刻前後のクランク角，上死点前 10deg（-10 degATDC）でのキャビティ内の混合気は当mm
40Calculation

量比φ =1.5 でほぼ均一であり，比較的理論空燃比に近い（過度に薄い，あるいは濃い領域が少ない）燃焼に比較的適した混合気となっている．これは噴流速度が非常に大きい CNG 直噴エンジンの特長であFig. 6 Validation of impinging jet from the fuel injector.
(Fuel pressure : 5 MPa, ambient pressure:0.5 MPa)

る．
また，噴流による乱れも大きく燃焼期間も短い．

図 6 は，さらに壁衝突噴流の挙動を実験（シュリ熱発生の時間履歴（熱発生率）を示す．また，図 9ーレン写真）と比較したものである．壁境界にははピストンなど燃焼室全体の冷却損失を燃焼期間全前述の修正壁関数を用いている．本手法により，体にわたって積分したものであり，供給した燃料の壁衝突前から衝突後の噴流挙動について実験の発熱量に対する割合で示してある．CNG 直噴エンジ傾向との良い一致が得られることを確認した．

ンは燃焼期間が短く，冷却損失がやや大きい傾向が

図 8 には筒内圧力の履歴より計算した燃焼による実験と良く一致している．なお，冷却損失の絶対値
３

筒内計算への応用の大きさは実験の方が計算よりも大きいが，実験はエンジンの冷却水の温度変化からの計測値であり，3.1 供試エンジンおよび条件対象としたエンジンは市販ガソリンエンジンをベ燃焼室以外の排気ポートなどでの損失も含んでいる．
一方，計算は燃焼室からの損失のみであることからースにした CNG 直噴エンジンである．詳細は既報[1]とほぼ同じであり省略する．運転条件は 1200 rpm，燃料圧力 5 MPa，圧縮行程中の噴射による成層燃焼やや小さな値となっていると思われる．
４まとめ条件である．また，ほぼ同様の条件での直噴ガソリンの計算も行い比較検討した．

CNG 直噴エンジンの燃焼解析について検討し，以計算は基礎検討と同様に市販ソフト STAR-CD を下のことが得られた．

用い，燃焼モデルは直噴ガソリンの解析と同じ
CFM-ITNFS を用いた．燃料についてはメタンとした．

Fuel nozzle
Fuelnozzle

-30
deg

32-20

1-10

Equivalence ratio

Ignition pointIgnition
point

04010

Gas temperature, Tg(K)そのほか詳細については既報[2]と同様である．

2500
2000
1500

Fig. 7 Calculation results of mixture formation and combustion processes. Start of fuel injection is 32 deg andignition timing is 6 deg before top dead center.

- 36 -© 2007 The Heat Transfer Society of Japan

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50Calculation

aExperiment

4040J/deg

CNG
30Gasoline
20dQ/dΘHeat release rate, dQ/dθ[J/deg]

50

100CNG

30

Gasoline

20100-1001020-1001020

Crank angle After Top Dead Center (ATDC), θ [deg]Fig. 8 Comparison of heat release rate between CNG and gasoline direct injection engine.

CNG
Gasoline

5%0 . 30 . 2 5

参考文献

Heat loss0 . 20 . 1 50 . 10 . 0 50ExperimentCalculation

Fig. 9 Comparison of total heat loss from gas to wall.
(1)本研究対象では低 Re 数モデルが適用困難なため，対数域を延長した修正壁関数を検討した．円管内流れと衝突噴流については，本研究で検討した範囲において標準の壁関数より y+の影響が小さい良好な結果を示し，筒内解析に利用した．
（適用範囲についてはさらに検討する必要がある．
）(2)衝撃波を伴う高圧の燃料噴射に対して，ノズル内・筒内一体計算を行うことにより噴流挙動について実験との良い一致が得られることがわかった．
(3)以上の手法を元に筒内の混合気形成・燃焼過程を計算した結果，燃焼速度が速く冷却損失が大きい傾向にある CNG 直噴エンジン特有の燃焼挙動を予測[1] 谷口聡 ほか，“直噴 CNG エンジンの研究”,自技会学術講演会前刷集，58-05, (2005), 7-12.
[2] Nomura, Y., etal，“Numerical study of mixture
formation and combustion processes in a direct
injection gasoline engine with fan-shaped spray”,
SAE paper 2001-01-0738.
[3] 須賀一彦 ほか，“汎用的な解析的壁関数モデル（第１報,滑面～粗面乱流熱に対応した流れ場のモデル”, 日本機械学会論文集 ，71-711, B(2005), 2725-2733.
[4] Baughn, J. et al, “The effect of Reynolds number on
the heat transfer distribution from a flat plate to a
turbulent impinging jet”, ASME Winter Anual
Meeting (1992).
[5] Craft, T. J. et al, “Development and application of a
new wall function for a complex turbulent flows”,
ECCOMAS Computational Fluid Dynamics
Conference (2001), 1-20.
[6] Jayatilleka, C. L., “The influence of Prandtl number
and surface roughness on the resistance of thelaminar sub-layer to momentum and heat transfer”,
Progress in Heat and Mass Transfer, 1 (1963),
193-330.

することができた．

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