2746KB - カルソニックカンセイ

特別寄稿
自動車の燃費改善のための熱制御技術
Heat Control Technologies to Improve Fuel Economy of Automobiles
森吉　泰生 *
Yasuo Moriyoshi
要　旨
地球温暖化対策のために，自動車から排出される二酸化炭素量の規制が年々厳しくなっている．これ
に対応するためには車両の軽量化，エンジンの熱効率改善が重要である．本稿では，自動車用内燃機関
の熱効率を改善するために利用できる熱制御技術に着目して解説を行っている．具体的に，過給機とイ
ンタークーラによる新気の質量と温度制御，排ガス再循環による希釈燃焼，冷却水温制御による壁温制
御など，ガスや水の温度を制御することで燃費を改善する方法を紹介している．また，熱制御のための
要素技術についても簡単に解説し，将来の動向や注目すべき技術について私見を述べている．
Abstract
The regulation of CO2 emission from automobiles is getting stringent year by year. To meet
this, reduction in the mass of a vehicle and improvement in thermal efficiency of an internal
combustion engine are important. In this review, available technologies related to thermal control
and management to improve the fuel consumption are described. Some ideas to reduce the fuel
consumption by controlling temperatures of gas and water, such as the temperature and mass
control of intake fresh air using turbo-charger and intercooler, the diluted combustion using exhaust
gas recirculation, the wall temperature control of combustion chamber by controlling cooling water
temperature are introduced. Moreover, technologies on mechanical elements for the thermal control
are briefly mentioned as well as the future trends and remarkable items.
Key Words : thermal management, internal combustion engine, CO2 reduction, control
1.　は　じ　め　に
摩擦ブレーキで熱として捨てていた運動エネルギーの回
近年，自動車の燃費が急速に改善されている．日本で
収（発電機を車の減速時に作動するようにする）などの
は国土交通省が定めた JC08 走行モードを使って測定し
効果もある．日本自動車工業会でこれらの技術をまとめ
た燃費を公表している（同時に排ガスの測定も行ってお
たものを図 1(1) に示す．本稿では，エンジン関係の技術
り，暖気時における排ガスの有害成分濃度は都市部の大
に限って解説する．
気よりもきれいになっている）．走行パターンをエンジ
ンが未だ冷えた状態でも測定し（テスト走行距離約８
km の１／４程度，平均車速 24km/h，最高速度 82km/
h），実際の運転状況に近付けている．（しかし，実際の
走行状態には近づいていないという指摘や，世界統一走
行モード WLTC の採用が検討されており，走行モード
は今後変更される可能性が高い．）
燃費の改善にはエンジンの性能が大きく影響するが，
それ以外にも車両の軽量化，タイヤの転がり摩擦の低減，
空気抵抗の低減，エアコンの使用頻度やその効率，補機
類の効率改善（高圧燃料ポンプ，発電機，電動パワース
テアリング，電動冷却水ポンプの採用など），これまで
*千葉大学大学院工学研究科　教授
同　次世代モビリティパワーソース研究センター長
8
図１　自動車の主な燃費改善技術
自動車の燃費改善のための熱制御技術
日本では乗用車に搭載されているのは殆どがガソリン
ガソリンエンジンでは負荷調整のために吸気スロットル
を燃料にする火花点火式エンジンである．一方，欧州で
があり，シリンダ内に負圧が発生するためポンプ損失が
は軽油を燃料にするディーゼルエンジンも多く，50％程
大きい．これを減らすには，新気の質量は変えずにスロッ
度の市場占有率を持つ．火花点火式エンジンは，三元触
トルを開ければよく，排ガス再循環（EGR），吸気温度
媒（常に混合気を理論空燃比に保つことで，未燃 HC，
上昇が考えられるが，後で説明するように，EGR は比
窒素酸化物，CO の同時浄化が可能）を使うことによっ
熱比の低減効果もあること，吸気温度上昇は乱れの低減
て，比較的容易に有害排気物質を低減することが可能で
の効果もあり，増やせばよいというものではない．
あること，エンジンのコストが比較的低いことから，走
行距離が長くない日本では主流となっている．ディーゼ
ルエンジンは有害排気物質の低減や高圧噴射系などのた
めにコストは高いが，熱効率は高く経済的で，しかも給
油の時間ロスが減るため，長い距離を走る欧州で売れて
いる．ただし，2015 年に米国で発覚したフォルクスワー
ゲン社のディーゼル車の規制逃れ事件で，ディーゼル車
への評価が変わる可能性もある．
なお，内燃機関を使わない蓄電式電気自動車や燃料電
池式電気自動車の開発も進められているが，IEA の予測
では，図 2 に示すように (2)2050 年においても世界の小型
自動車の動力源として，60 ～ 90％は内燃機関が使われ
ると予測されている．よって，内燃機関の熱効率改善は
引き続き重要である．
本稿ではエンジン車の燃費改善につながる技術で，熱
制御に関わるものを中心に解説する．
図 3　オットーサイクルの P-V 線図
(2)　冷却損失　燃焼期間中や膨張行程中はシリン
ダ内ガス温度の方が周囲壁温より高く，冷却損失が発生
する．シリンダを遮熱化すればよいと考えられるが，過
去の研究結果によると，膨張行程中の熱の逃げは減らせ
るが圧縮行程中に熱が流入し，圧縮上死点付近での温
度・圧力が上昇し，仕事は殆ど増加しなかった．温度上
図 2　IEA による 2050 年における乗用車の動力源（左
昇により，窒素酸化物の増加，排温の上昇，乱れの低減，
側：現状の政策シナリオ，右側：地球温暖化を防
潤滑の問題が発生した．排気のエネルギーをうまく回収
ぐのに必要な政策シナリオ）
できれば効率改善につながるが，いまのところ排気ター
ビンで仕事を回収するターボコンパウンドしか方法がな
2.　サイクル論と実エンジンのずれ
2.1.　オットーサイクル
く，コストや搭載性の問題もある．最近，燃焼室壁面な
どに温度スイングを減らす多孔質性の低比熱物質をコー
図 3 にガソリンエンジンのベースとなるオットーサイ
ティングする技術がディーゼルエンジンで採用されてい
クルの P-V 線図を示す (3)（シリンダ内圧力 P とシリンダ
る (4)．この方法では，圧縮行程中は壁温度が低いままで，
内容積 V，P-V 線図に囲まれた面積がサイクルでの仕事
膨張行程中は壁温度がすぐに上昇するためガス温度と壁
量を示す）．理論的には，新気吸入後，断熱圧縮，等容
温の差が小さくなり，冷却損失を低減できる．
燃焼（上死点で火花点火により瞬間燃焼），断熱膨張（熱
このほか温度を低減する方法として，ガス温度を下げ
エネルギーを仕事に変換），排気という行程をたどる．
ればよい．空気を過剰に入れる希薄燃焼や EGR を増や
しかし，実エンジンでは，図中に示す様々な損失が発生
した希釈燃焼では，いずれもガスの熱容量が増大するた
する．
め燃焼温度が低下する．また，ガスの比熱は温度が下が
(1)　ポンプ損失　まず過給エンジンでなければ吸
ると減少し，比熱比は増大するため熱効率は向上する．
気行程中の圧力は排気行程中の圧力より低くなり，図中
ガス温度の低減は有害排気物質である窒素酸化物の低減
の負の仕事（押出しおよび吸入損失）が発生する．特に
にもつながる．一方，希薄燃焼では三元触媒が使えなく
9
CALSONIC KANSEI TECHNICAL REVIEW vol.12 2016
なるのが大きな問題となる．希釈燃焼ならば使えるが，
が，図示仕事を出力軸に取り出すには，吸排気バルブの
燃焼速度の低下による時間損失の増大と点火が困難にな
駆動ロス，ピストンリングの摩擦，クランクシャフトで
ることが問題となる．
の軸受け摩擦，各種ポンプや発電機の駆動損失，さらに
タイヤに力を伝えるために変速機での摩擦損失などがあ
(3)　時間損失　オットーサイクルでは圧縮上死点
る．これらをまとめて機械損失と呼び，この割合は，エ
で等容燃焼が行われるが，実際の燃焼は，まず点火栓で
ンジン速度が上がるほど，負荷が下がるほど大きくなる．
局所的に点火が行われ，その後火炎伝播により燃焼はあ
機械損失ではないが，自動車の燃費に影響を与える要
る程度時間をかけて行われる．この時間は，普通の理論
素として，エアコン用コンプレッサの駆動損失，車速の
空燃比燃焼ではエンジン速度にかかわらず，クランク角
自乗で増加する空気抵抗損失，タイヤの摩擦損失なども
度で 40 度程度である．燃焼速度は筒内ガス流動の乱流
重要である．
強度に比例するため，エンジン速度が上昇すると乱流強
度も比例的に増加し，クランク角度で見ると燃焼期間が
2.2.　ディーゼルサイクル
変わらない．よって，燃焼期間を短くするには，乱流強
(1)　燃焼過程　図 4 にディーゼルエンジンのベー
度を大きくする，火炎伝播ではなくディーゼルエンジン
スとなるディーゼルサイクルの P-V 線図を示す．理論的
のような自着火を利用することが考えられる．
には，新気吸入後，断熱圧縮，等圧燃焼，断熱膨張，排
ガソリンエンジンの一番の課題とされるノッキング
気という行程をたどる．しかし，実エンジンでは，まず
は，火炎伝播の進行に伴い圧縮された未燃ガスの自着火
燃焼過程が実機と異なっている．ディーゼルエンジンに
により局所的に発生した高圧部が圧力波の形で伝播する
点火栓はなく，着火性のよい軽油を使用することで，燃
時の共振現象である．圧力波がシリンダ内を音速で往来
料を筒内に噴射するとすぐに燃焼が始まる．最近のエン
する際，壁面で反射する時に位相が反転するために壁近
ジンは，複数回に分けた高圧噴射（最大 220MPa 程度），
くで波の振幅が大きくなる．この結果，自着火が発生し
排気再循環（EGR）と過給機の組み合わせにより，空気
た付近の壁や，その反対側の壁で特に圧力と温度が上昇
と燃料をよく混合して，比較的短い時間で燃焼を行って
して熱伝達が増大し，ピストン等の損傷を招く異常燃焼
いる．このため，P-V 線図上では等圧燃焼にならず，オッ
となる．ノッキング発生時は燃焼時間が短縮されるが，
トーサイクルの等容的な燃焼に近い．
圧力振動という別の大きな問題が発生するため，ガソリ
ンエンジンでは燃焼期間は 40 度よりも短縮できない．
また，短縮できたとしても，等容燃焼の度合いを示す等
容度が 90％を超えると時間損失による損失は問題になら
なくなる．
(4)　排気損失　排気に含まれるエネルギーによる
損失である．理想的には，排気圧力が大気圧になるまで，
ピストンを膨張させて仕事を取り出せればよいが，（こ
れがアトキンソンサイクルの原理）現実には難しいため，
図 4　ディーゼルサイクルの P-V 線図
高温高圧の排気が発生する．一方，実機では触媒による
後処理を行うため，ある程度高温の排気が必要である．
(2)　各種損失　ポンプ損失に関し，ディーゼルエ
最近増えている過給機を取り付ける場合は，排気のエネ
ンジンでは負荷の調整に吸気絞りは行わないため，ガソ
ルギーを過給機で回収することができる．
リンエンジンに比べると小さくなる．さらに，過給機で
排気エネルギーを使って吸気を加圧するため，ポンプ仕
(5)　未燃損失　供給された燃料のうち，燃え残っ
事は負でなく，正になることもある．
た燃料による損失である．供給燃料の発熱量に対し，燃
冷却損失に関し，ガソリンエンジンでは火炎伝播は壁
焼によって発生した熱量の比を燃焼効率と定義し，ガソ
面の極近傍で消炎するのに対し，燃料や火炎が壁面に衝
リンエンジンでは 98％程度である．つまり未燃損失は
突するため，ディーゼルの方が損失は多くなる．
2％程度と言うことになる．なお，燃焼効率と熱効率を
時間損失に関し，既に説明した通り等容的な燃焼と
混同して使われることが多く，注意されたい．
なっており，負荷にもよるが，ガソリンエンジンと同程
度と考えられる．
(6)　機械損失　これまでは線図上の効率であった
10
排気損失に関し，ディーゼルエンジンは圧縮比が高く
自動車の燃費改善のための熱制御技術
排気温度が低いため排気損失は少ない．
図 5 に本実験装置の概要を示す．運転条件ごとの点火
最後に未燃損失であるが，これも燃焼効率がガソリン
時期，燃料噴射量は ECU によって手動制御した．吸気
エンジンよりもさらに高く，殆ど無い．
温度の制御は水冷式インタークーラに流す水の温度を制
機械損失について，ディーゼルエンジンでは高圧燃料
御することで行った．エンジンオイル温度はオイルライ
噴射を行うためのポンプ駆動損失が大きい．一方，通常
ンに水冷式オイルクーラを設けることで行った．
使用するエンジン速度は低く損失は抑えられる反面，筒
内圧やクランク軸受けなどにかかる力は大きく同一エン
ジン速度では摩擦損失が大きくなる．
Emission
analyzer
3.　ガソリンエンジンの冷却系
3.1.　吸気温度と水温の影響
Water
pump
Exhaust
化，燃料直噴化，過給ダウンサイジングなどの研究開発
Radiator
Engine block
fuel ﬂow
Intake
Rotary
encoder
Coolant ﬂow
Engine oil ﬂow
Oil cooler
Fuel ﬂow meter
が進められている．これらの方法はデバイスの追加によ
Data logger
Fuel tank
るコストアップを伴う．一方，コストアップを最小限に
抑えて熱効率を改善するために，熱管理システムの最適
Inter
cooler
Engine head
Dynamo meter
ガソリンエンジンの熱効率改善手法として，高圧縮比
In-cylinder pressure
Engine wall temperature
Radiator
PC
図 5　実験システムの概要
化が挙げられる．過去の研究では，冷却水の温度を一定
制御ではなく，運転条件によって適切に与えることで効
率向上する可能性が示されている (5-7)．またエンジンの高
効率化には高圧縮比化が有効であるが，高い圧縮比はノッ
キングを引き起こす．エンジンの冷却は耐ノッキング性
向上のため有効であるが，過剰な冷却は冷却損失を増大
させる．そこでエンジンの冷却水温度を部分的に下げ，
筒内のガス温度上昇を抑えることで過剰な冷却損失を避
けて耐ノッキング性を向上させる報告もなされている (8)．
筆者らはガソリンエンジンの熱管理システムの最適化
を実現するために，吸入空気温度や冷却水温度が熱効率
に与える影響を調査した．具体的に，低負荷から高負荷
に至る様々な運転条件において熱効率やノッキング限界
点火時期，及び摩擦損失や熱損失に及ぼす影響を市販の
ガソリンエンジンを用いて実験を行い，その効果につい
Coolant
flow
Thermocouple
図 6　冷却水路図と壁温度測定位置
て検証した (9)．なお，この研究はカルソニックカンセイ
(2)　エンジン冷却系　ベースエンジンはシリンダ
との共同研究成果である．
ブロックからヘッドに向けて流れる１系統の冷却系路を
3.1.1　実験方法
有しているが，ヘッドとブロックの冷却系路をガスケッ
(1)　エンジン諸元　エンジン諸元を表 1 に示す．
トで仕切り，それぞれで独立した冷却系路を有するよう
本研究では市販の総排気量 1240cc 直列４気筒ガソリン
改造した．図 6 に示すように２系統それぞれでラジエー
エンジンを用いた．
タと電動ウォータポンプを設置し，冷却水温はラジエー
タを収める水槽の温度を制御することで行なった . エン
表 1　テストエンジンの諸元
ジン壁面には熱電対を挿入し，エンジンヘッドには各気
Number of cylinders
4
Compression ratio
9.8
Displacement [cc]
1240
Bore[mm]
71.0
Stroke[mm]
78.3
Connecting rod length[mm]
120.8
筒の吸排気バルブシート間に，シリンダライナには図 6
に示す点で壁温を計測した．図は本エンジンのヘッド及
びシリンダブロックの模式図であり，冷却水の流れ方と
エンジン壁温計測点を示した．
(3)　実験条件　表 2 に実験条件を示す．吸入空気
温度の影響を調べるため吸気温度 65℃，50℃，35℃で
11
CALSONIC KANSEI TECHNICAL REVIEW vol.12 2016
実験を行った．吸気温度はインテークマニホールド中の
ガス温度を熱電対で計測した．燃料流量は一定で行い，
スロットル開度はそれぞれの吸入空気温度の条件で同一
吸入空気質量とした．高負荷では各吸入空気温度でス
ロットル全開（WOT）時と吸気温度 65℃での WOT 時
と同一の吸入空気質量で実験を行った．点火時期は基本
的に MBT（最適点火時期）に調節した．なお回転数は
2000rpm とした．
100%
2.8
2.4
2.3
3.2
3.1
2.8
3.0
2.8
2.8
45.7
45.8
46.1
45.0
45.0
45.5
45.8
46.3
46.4
17.0
17.2
17.2
16.1
16.2
15.9
3.1
4.7
3.2
4.8
14.5
15.1
14.4
1.6
3.3 1.4 3.5 1.5 3.8
3.7
4.8
27.9
27.7
27.7
90%
80%
70%
60%
50%
40%
30%
20%
10%
6.8
7.6
6.9
7.5
7.0
7.4
20.0
20.1
20.1
31.2
31.1
31.1
0%
冷却水温度をヘッド，ブロック共に 80℃としたときを
Intake air Intake air Intake air Intake air Intake air Intake air Intake air Intake air Intake air
temp 65℃ temp 50℃ temp 35℃ temp 65℃ temp 50℃ temp 35℃ temp 65℃ temp 50℃ temp 35℃
Fuel ﬂow 0.42[g/s]
基準とし，ヘッドやブロックをそれぞれ 100℃，60℃と
変化させてヘッドとブロックの平均温度が 80℃となる条
件での実験も行った．なお，低負荷においてブロックの
Fuel ﬂow 0.68[g/s]
Unburned fuel loss[%]
Pumping loss[%]
Exhaust loss[%]
Friction loss[%]
Fuel ﬂow 0.91[g/s]
Cooling loss[%]
Brake work[%]
図 7　吸気温度が熱収支に与える影響 (A/F=14.8)
冷却水温度が 100℃に到達しない場合は定常となる最高
(2)　吸気温度の影響（全負荷）　図 8 に WOT 時に
の温度とした．
おける熱収支を，図 9 に吸気温度 65℃ WOT 条件と同一
の吸入空気量で吸気温度を下げた場合の熱収支を示す．
表 2　実験条件
Engine speed [rpm]
2000
Intake air temp[℃]
65,50,35
Coolant temp (head/block)[℃]
Oil temp (Oil cooler outlet)[℃]
100/60, 80/80,
60/100
80
図 10 には BMEP（正味平均有効圧）を示す．点火時期
は全ての条件で MBT を取ることが出来ず，ノッキング
限界まで進角した時を点火時期とした．点火時期を図 11
に示す．
図 8 より，吸気温度を下げると排気損失が減る一方，
熱損失が増大する．図 11 に示すようにノッキングの発
生する限界点火時期が進角化したためである．吸気温度
3.1.2.　実験結果と考察
を 35℃まで低下することで，点火時期を４°進角するこ
(1)　吸気温度の影響（部分負荷）　図 7 に燃料流
とができ，正味熱効率は 4.2% 向上した．図 10 から，吸
量を 0.42g/s,0.68g/s,0.91g/s とした時の吸入空気温度
気温度が下がるに伴い，エンジン出力が向上することが
変化に対する熱収支を示す．吸気温度によらず，吸入
わかる．スロットル全開条件では吸入空気温度低下に
空気と燃料の質量流量を一定とし，A/F を 14.8 一定
伴い，図 12 に示す充填効率は 5.8％向上し．正味出力は
に保った．なお，燃料流量 0.42g/s，0.68g/s，0.91g/s
10.2％増大した．このことから，本条件での出力性能改
に対する IMEP（図示平均有効圧）はそれぞれおよそ
善は空気量増大の影響が点火進角の影響よりわずかに大
250kPa,450kPa, 650kPa である．
きい．
摩擦損失は指圧計から計測した図示平均有効圧と動力
計から計測した正味平均有効圧の差から算出した．冷却
100%
損失はクランクアングル ATDC-100°～ 100°の区間の冷
90%
却損失とし，未燃損失は排気分析器から計測された HC，
CO の低位発熱量から求め，排気損失は燃料発熱量と正
味仕事やその他損失からの差から算出した．この結果か
ら燃料流量が増え熱効率は上昇するが，同じ流量では吸
気温度に対する熱効率に相違は見られなかった．
70%
40%
30%
20%
0%
熱解離が抑えられ未燃損失が減少し最終的な正味仕事は
変化しなかったと考えられる．
12
52.5
50.9
50.3
50%
保つためには，吸入空気温度低下に伴い吸気圧力を低下
の低下に伴い燃焼の温度が低下することから，CO への
2.8
60%
10%
とポンピング損失が増加する．一方，図 7 から吸気温度
3.0
80%
吸入空気温度によらず，吸入空気の質量流量を一定に
させる必要がある．この結果，吸入空気温度が低下する
2.8
0.5 10.6
3.0
30.6
0.5
11.3
3.2
31.2
0.4
11.3
3.3
Unburned fuel loss[%]
Exhaust loss[%]
Cooling loss[%]
Pumping loss[%]
Friction loss[%]
Brake work[%]
31.9
65
50
35
Intake air temperature[℃]
図 8　吸気温度が熱収支に与える影響 (WOT)
自動車の燃費改善のための熱制御技術
100%
2.8
3.0
(3)　冷却水温度の影響　冷却水流れをヘッドとブ
2.9
90%
ロックとで分離し，冷却水温の影響を WOT および低負
80%
50.3
52.5
70%
49.8
60%
50%
40%
30%
0.5
20%
10.6
3.0
30.6
10%
0.5
11.3
0.5
3.2
11.3
3.2
31.7
32.3
Unburned fuel loss[%]
Exhaust loss[%]
Cooling loss[%]
Pumping loss[%]
Friction loss[%]
Brake work[%]
0%
65
50
35
Intake air temperature[℃]
図 9　吸気温度が熱収支に与える影響
(intake air flow at intake air temp 65℃ )
荷で調べた．WOT では燃料流量を A/F が理論空燃比
の 14.7 となるように設定した．低負荷では燃料質量流量
を 0.44g/s 一定で行い，A/F は 14.7 一定となるようスロッ
トル開度を設定した．なお，燃料質量流量 0.44g/s にお
ける IMEP はおよそ 260kPa である．
低負荷条件で比較を行う．なお低負荷時ではブロック
温度 100℃に到達しなかったため，最高温度は 86℃とし
た．図 13 に熱収支を示す．ここで熱損失に注目すると，
ヘッド冷却水温度が下がることによって熱損失が増大し
ている．このことから，ブロックよりヘッドの温度の方
880
が熱損失に影響を与えていることが分かる．機械損失に
860
着目すると，ブロックの温度が上昇するに伴い減少して
840
BMEP[kPa]
いる．これはブロックの壁温上昇に伴い局所的に油温が
820
上昇し，ピストン摺動部などの摩擦が減少したと考えら
800
780
760
740
WOT
Intake-air ﬂow at65℃
65
50
35
Intake air tempareture[℃]
Ignition timing (BTDC) [deg]
図 10　吸気温度と正味平均有効圧との関係
18
16
14
12
10
8
6
4
2
0
ともに，ブロックの温度を 60℃から 86℃まで高めると，
熱損失は増大するが，ブロックの温度上昇による摩擦損
失低減効果の方が強く，正味熱効率では最大で 4.6% 向
上し，ヘッド，ブロック水温共に 80℃の条件からは 3.6％
向上した．
100%
2.8
2.8
2.6
46.9
46.4
46.8
90%
80%
70%
60%
WOT
Intake-air ﬂow at65℃
65
50
35
Intake air tempareture[℃]
図 11　吸気温度と点火時期の関係
50%
40%
15.6
16.3
16.0
30%
6.8
8.5
7.0
7.9
6.9
7.2
19.4
19.6
20.3
20%
10%
Unburned fuel loss[%]
Exhaust loss[%]
Cooling loss[%]
Pumping loss[%]
Friction loss[%]
Brake work[%]
0%
100/60
80/80
60/86(100)
Coolant temperature (head/block) [℃]
77
Charging eﬃciency[%]
れる．ヘッドの温度を 100℃から 60℃まで低下させると
76
図 13　水温分布が熱収支に与える影響 (fuel flow 0.44g/s)
75
74
73
WOT での熱収支の比較を図 14 に示す．ヘッド温度を
72
71
70
69
WOT
Intake-air ﬂow at65℃
65
50
35
Intake air tempareture[℃]
図 12　吸気温度と充填効率の関係
下げると排気損失が減り，熱損失が増大する．これは図
15 に示すように点火時期を進角することができたためで
あり，ヘッド冷却水温度を 60℃まで低下させた場合，正
味熱効率は 3.9％向上した．ヘッドブロック共に 80℃の
条件と比較すると図示熱効率は変化しないが，正味熱効
率ではブロック高温化による機械損失低減により 0.6％
また吸気温度 65℃ WOT 条件と同一の空気量を保った
向上した．図 16 に示す充填効率に注目すると吸気温度
まま吸入空気温度を下げた場合では，点火時期をさらに
が下がるにつれ充填効率は 1.4％向上する．ヘッドを流
3°
進角することができ，正味出力は 5.7％向上し正味熱効
れる冷却水温度が下がることにより，図 17 に示すヘッ
率は 5.6％向上した．出力性能向上と熱効率の向上は点火
ド吸気側壁面温度が下がり，吸気ポートを通過する際の
時期の進角化により排気損失が減少したためである．
吸入空気温度の上昇が抑えられたためである．図 18 に
13
CALSONIC KANSEI TECHNICAL REVIEW vol.12 2016
850
より最大 5.6％向上し，ヘッドブロック共に 80℃の条件
840
と比較すると 1.0％向上した．充填効率の向上幅が 1.4％
830
であるので，出力性能の影響は充填効率より点火進角の
方が大きい．
BMEP[kPa]
BMEP を示す．出力性能は点火進角，充填効率の改善に
820
810
800
WOT
790
100%
2.6
2.7
2.6
53.4
51.5
51.8
0.6 9.8
2.8
0.6 11.0
2.5
10.8
0.6
2.3
30.7
31.7
31.9
780
100/60
80/80
60/100
Coolant temperature(head/block)[℃]
90%
80%
70%
図 18　水温分布と正味平均有効圧の関係
Unburned fuel loss[%]
Exhaust loss[%]
Cooling loss[%]
Pumping loss[%]
Friction loss[%]
Brake work[%]
60%
50%
40%
30%
20%
10%
3.1.3.　まとめと今後の展開
低中負荷では吸入空気温度が正味熱効率に与える影響
は小さいが，高負荷では正味出力増大のためにも低温化
するのが望ましいことが分かった．一方冷却水温に関し，
低中負荷ではブロック側を高温にすれば正味熱効率は改
0%
100/60
80/80
60/100
Coolant temperature (head/block) [℃]
善するが，高負荷ではヘッドを冷やした方が出力性能も
図 14　冷却水温分布が熱収支に与える影響 (WOT)
正味熱効率も改善されることが分かった．いずれの方法
Ignition timing (BTDC)[deg]
でも本実験の範囲では，数％程度の正味熱効率の改善が
15
14
13
12
11
10
9
8
7
6
5
可能である．
WOT
本研究は市販エンジンの水流を改造して試験を行っ
た．最近の欧州車では，ヘッドとシリンダブロックの分
離冷却を行っているものが増えているが，日本車では少
ない．水を流す方向に関しても，ヘッドをまず冷やし，
100/60
80/80
60/100
Coolant temperature(head/block)[℃]
図 15　冷却水温分布と点火時期の関係
Charging eﬃciency [%]
くなるため）．さらに水の流し方は，１気筒から４気筒
へ順番に流す直列方式が殆どである．各気筒同時に並列
に流せば，気筒間の温度差がなくなり，制御性がよくな
る．さらに，壁面に温度分布をつけることで，ノッキン
75
グ強度低減も可能であり (10), 水温の制御による燃焼制御
74.5
も可能と筆者は考えている．これらは，コスト上昇を伴
74
うものが多いが，燃費の取り分があれば変わってゆく可
能性は高く，引き続き研究を行ってゆく予定である．
73.5
WOT
73
100/60
80/80
60/100
Coolant temperature(head/block)[℃]
図 16　冷却水温分布と充填効率の関係
Head wall temp (Intake side) [℃ ]
次いでブロックを冷やす方法は少ない（気泡が抜けにく
3.2.　冷却水温制御による過渡性能の改善
多くのガソリンエンジンでは冷却水温度を制御対象と
し，一定温度に制御する．使用頻度の高い低中負荷では
冷却水温度を上げ，オイル粘度を下げることで機械損失
170
Head100/Block60
Head80/Block80
Head60/Block100
160
150
140
改善の余地が残されている．一方，高負荷定常では，壁
温を下げることにより，耐ノッキング性を上げて性能を
向上できる可能性がある．
130
120
これまでに，実機のガソリンエンジンを用いて様々な
110
運転条件において冷却水温度を変化させることで，運転
100
条件に応じて最適な冷却水温度が存在することを示し
90
#1
#2
#3
Cylinder number
#4
図 17　壁温分布（吸気側）
た．しかしながら，これまでの結果は燃料噴射量が一定
である定常運転時の場合が殆どであり，燃料噴射量を増
加させた過渡運転時においては冷却水温度がエンジン性
能に与える影響について調査が十分ではない．そこで本
14
自動車の燃費改善のための熱制御技術
研究では，過渡運転時の冷却水温度の変化に対する壁温
型の筒内圧センサを用いることにより，筒内圧を計測し
の関係を，実験により明らかにした．また，冷却水温の
た．４番気筒にはインテークマニホールド，エキゾース
低下により耐ノッキング性の改善が見込めるため，水温
トマニホールドそれぞれに絶対圧センサを取り付け , 吸
の変化と同時に点火時期を変化させた条件での実験も行
排気圧を計測した．また，４番気筒シリンダライナ排気
い，エンジン壁温を低下させた際のエンジン性能改善の
側に絶対圧センサを挿入し，BDC 近傍における筒内圧
効果を明らかにした．
補正を行った．筒内圧，吸排気圧の記録には高速データ
ロガーを用い，ロータリエンコーダの回転角１°毎に計
表 3　過渡性能テストエンジン諸元
Number of cylinders
4
Compression Ratio
11.5
Displacement [cc]
1998
Bore [mm]
86.0
Stroke [mm]
86.0
Connecting Rod [mm]
139.0
Valve system
DOHC
500 サイクル収録した．エンジンの出力軸は直流電気動
力計に取り付け，トルクを計測した．排気成分は THC
は FID で計測し，CO，CO2，NO を FTIR により計測した．
排気成分，各種温度，冷却水流量などの計測値は低速デー
タロガーによって 0.5 秒毎に１分間収録した．吸入空気
量は層流空気流量計を用いて計測し，吸気は空気流量計
前で温度 25℃，湿度 50％一定に調整した．
3.2.1.　実験装置
表 3 にエンジンの諸元を示す．本研究に使用したエン
ジンは排気量 1998cc の量産直列４気筒ガソリンエンジ
ンである．点火時期，燃料噴射量は ECU によって制御
可能である．
図 19 に本実験装置の冷却系の概略図を示す．ラジエー
タを水槽内に設置し，その水温を操作することで冷却水
温を一定に制御した．ラジエータを通過する流路とバイ
パス流路に設けられた２つのボールバルブを開閉するこ
とにより低温冷却水流路と高温冷却水流路の切り替えを
行い，水温を変えることができる．冷却水温度はエンジ
図 19　冷却系水路図
ンとラジエータの出入口，計４点の温度を K 型熱電対
にて計測した．冷却水流量はエンジン入口 , パイパス流
Radiator
路，ラジエータ流路の３点で計測した．冷却水には市販
の LLC を工業用精製水で 30％に希釈して使用した．エ
ンジン本体の機械式ウォーターポンプに加え，流量制御
Cylinder
head
Intake side
#4
可能な電動ウォーターポンプ２つを接続することで冷却
水流量を制御可能とした．
エンジン内部の冷却水流れを図 20 に示す．冷却水
はラジエータからシリンダブロック１番気筒吸気側の
ウォータージャケットに流入し，主にウォータージャ
ケット吸気側を流れ，４番気筒を迂回し排気側ウォー
タージャケットを通り，１番気筒排気側でシリンダヘッ
#1
Exhaust side
Bypass
Inlet
Intake side
Cylinder
block
・
#4
:Coolant
flow
#2
#3
・
・
・
#2
#3
・
・
#1
・
・
・
・
Exhaust side
図 20　エンジン内冷却水流れ図
ド側へと流れる．シリンダヘッド側で冷却水は，１番気
筒から４番気筒へ向かって流れ，ラジエータ流路へと流
燃焼室壁温度は , 各気筒シリンダヘッド吸排気バルブ
出する．図 20 上の丸に点が含まれている記号はシリン
シート間およびシリンダライナ吸排気側に接地型 K 型
ダブロックからシリンダヘッドへの冷却水の流れを表
熱電対を挿入することで計測を行った . 図 21 に熱電対挿
す．冷却水はシリンダヘッドガスケットに設けられた穴
入箇所を示す . 壁温計測箇所にスリーブを挿入し , スリー
によって，各気筒間ウォータージャケットからもシリン
ブ内に熱電対を通すことで熱電対と冷却水の接触を回避
ダヘッド側へと流出する．
した . 熱電対はシリンダヘッド側でブロックとの合わせ
１番気筒から４番気筒の各気筒にスパークプラグ一体
面より上に約５mm の位置から挿入し , 熱電対の先端が
15
CALSONIC KANSEI TECHNICAL REVIEW vol.12 2016
燃焼室壁面から約１～２mm の位置になるよう取り付け
(2)　エンジン水温変化実験結果　図 22 は中負荷，
た．シリンダブロック側はヘッドとの合わせ面から下に
図 23 は全負荷で実験を行った壁面温度の変化である．
約 10mm の位置から水平に挿入し , シリンダ壁面より約
１～２mm の位置になるよう取り付けた .
図 22　壁面温度の変化 (Coolant Temp 100 → 30℃ :
Fuel flow rate 55[g/min])
図 21　燃焼室壁温度測定個所
3.2.2.　実験結果および考察
(1)　エンジン水温変化実験条件　冷却水の水温の
変化がエンジン壁温に及ぼす影響を確認するため，切り
替え実験を行った．それぞれの実験条件を表 4 に示す．
負荷は中負荷 , 高負荷，中負荷から高負荷への切り替え
図 23　壁面温度の変化 (Coolant Temp 100 → 30℃ :
WOT)
の３条件とした．冷却水流路に設けた圧縮空気作動ボー
ルバルブの全開・全閉に要する時間は１秒以下である．
表 4　過渡温度変化実験条件
Engine speed [rpm]
Inrake air Temp [℃]
Coolant flow rate [l/min]
Coolant Temp (Engine
inlet) [℃]
Fuel flow rate [g/min]
Ignition timing
[deg.BTDC]
1500
25
13 → 17
100 → Under 30
55
86
55→86
(WOT) (WOT)
MBT or Knock limit
図 24　壁面温度の変化 (Coolant Temp 100 → 30℃ :
Fuel flow rate 55[g/min] → WOT)
水温切り替え実験はバイパス流路のみに冷却水を循環
図 22，23 の結果から壁温は最大で 40℃程度の低下が
させ , 目標の水温（100℃）となったところでラジエータ
みられた．温度の低い領域ほど水温切り替え後の温度低
流路に切り替えることで行った．そのため , 水温の切り
下が大きいという傾向が見られた．シリンダライナとバ
替えに伴い冷却水流量も変化している．流量切り替え実
ルブシート間で壁温の低下に差が見られた要因はウォー
験はバイパス流路のみに冷却水を循環させた状態からラ
タージャケット構造の差によるものと思われる．
ジエータ流路にも冷却水を循環させることで行った．
流路を切り替えてから壁温が変化するまでは 20 秒程度
の時間を要した．また，流路切り替えから壁温が低下し
定常状態となるまでは 40 秒程度の時間を要した．前述し
16
自動車の燃費改善のための熱制御技術
たように水温切り替え実験はラジエータ流路とバイパス
なる点火時期（14.8deg.BTDC）とした．
流路を切り替えることで行った．そのため，流路切り替
表 6 にこの実験から得られた結果を示す．点火時期
え時から低温の冷却水がエンジン内部に流入するまでに
を水温が 100℃のときのノッキング限界となる点火時
は遅れが生じる．この遅れ時間は流路長と流量，流路直
期（9.8deg.BTDC）から水温切り替え後にノッキング
径より求めた流速から導出すると約 14 秒である．した
限界となる点火時期（14.8deg.BTDC）に進角させた場
がって，低温冷却水がエンジン内部に流入してから壁温
合，正味熱効率は 1.0 ポイント向上したが，点火時期を
が低下し始めるのに要する時間は約 6 秒と計算できる．
14.8deg.BTDC から水温が 60℃のときの MBT となる点
図 24 は負荷を中負荷から全負荷に変化させると同時に
火時期（17.2deg.BTDC）に進角させた場合は正味熱効
冷却水温度を低下させた実験結果である．流路切り替え
率の向上は 0.2 ポイント程度であった．
後 5 秒から 20 秒に掛けて壁温の上昇がみられた．これは
計測した 4 番気筒の 500 サイクルの IMEP の変化履
低温冷却水がエンジン内部に流入するまでに 14 秒を要す
歴を図 25 に示す．図は計測点の前後 15 点の平均値とし
るためである . 流路切り替えから 14 秒後以降は壁温の上
た．水温が 60℃のときの MBT となる点火時期（17.2deg.
昇がほとんど生じないという結果が得られた．
BTDC）では切り替えから約 20 秒経過するとノッキン
図 22 ～ 24 の図中でシリンダライナ吸気側の温度が 45
グ騒音の発生がみられた．これは，切り替え開始から約
秒付近で極小値をとり，その後温度が上昇し，定常とな
20 秒ではすでに全負荷となっているものの，図 26 から
る結果が得られた．これはエンジン内部の冷却水流路の
わかるようにエンジン壁温がまだ高温であったためと考
構造上，最初に低温冷却水が流入するのがシリンダライ
えられる．
ナ吸気側のウォータージャケットであるため，壁温が大
きく下がりオーバーシュートがみられたと考えられる．
Ignition timing
[deg.BTDC]
Ignition Timing
9.8
14.8
17.2
CA50 [deg.ATDC]
16.6
10.4
7.06
BMEP [kPa]
856
880
884
33.2
34.2
34.4
[deg.BTDC]
表 5　トランジェント試験条件
Engine speed
Inrake air
Temp
Coolant flow
rate
Coolant Temp
(Engine inlet)
Fuel flow rate
表 6　点火時期の影響
1500[rpm]
25 [℃]
Brake thermal
21 → 38 [l/min]
efficiency
100 → 60[℃]
55 → 86 (WOT) [g/min]
MBT (Fuel
flow rate
55[g/min])
↓
9.8
(Knock limit
@ Coolant
Temp
100℃)
MBT (Fuel
flow rate
55[g/min])
↓
14.8
(Knock limit
@ This
experimental
condition)
MBT (Fuel
flow rate
55[g/min])
↓
17.2
(MBT @
Coolant
Temp 60℃)
(3) エンジン水温・点火時期同時切り替え実験　上
述の実験結果から，中負荷から全負荷に変化させると同
時に冷却水温度を低下させれば，エンジン壁温が低下す
図 25　図示平均有効圧の時間変化
ることが明らかになった．上述の実験では，高負荷に切
り替えた際の点火時期は高負荷定常時のノッキング限界
の点火時期であった．エンジン壁温が低下すればノッキ
ング限界も向上するため，点火時期を進角することがで
き，エンジン性能の向上が見込める．そこで，エンジン
負荷・水温を変化させると同時に点火時期を進角させた
実験を行った．実験条件を表 5 に示す．点火時期は燃料
流量 55g/min のときの MBT となる点火時期から，そ
れぞれ，水温が 100℃のときのノッキング限界（9.8deg.
BTDC），水温が 60 ℃ のときの MBT となる点火時期
（17.2deg.BTDC），水温切り替え後にノッキング限界と
図 26　壁面温度の時間変化 (Ignition timing 14.8 deg.
BTDC)
17
CALSONIC KANSEI TECHNICAL REVIEW vol.12 2016
ト上昇が伴うが，それなりの燃費の取り分があれば実用
化可能と考えられ，モデルベース制御も取り入れながら
引き続き研究を進めている．
3.2.4.　その他の要素
エンジン熱制御に関係する要素として，EGR クーラ
が最近注目されている．EGR はディーゼル車では主に
NOx 低減のため，ガソリン車では低中負荷のポンプロ
ス低減や冷却損失の低減，高負荷でのノッキング抑制の
ために使用される．この圧力損失が EGR やその応答性
図 27　エンジン入口水温の時間変化
に影響を与えるため，低減が求められている．
過給機で高温になった空気の冷却を行うインタークー
図 25 の結果から冷却水温度，流量を切り替えると同
ラも重要度を増している．温度制御性と夏場の冷却性能
時に点火時期を進角することで IMEP が上昇している
を確保するために，水冷式のインタークーラが主流にな
ため，エンジン性能が改善されることが明らかとなっ
ると考えられる．ポンプ損失の低減と応答性向上のため
た．流路切り替えてから約 10 秒で IMEP の上昇がみら
に，この圧力損失低減も必要とされている．
れた．本実験では燃料流量，点火時期の制御には ECU
ガソリン車にも過給式が増え，ダウンサイジングが進
を用いた．ECU はあらかじめ設定した燃料噴射量マッ
んでいる．このことは最大負荷時の熱負荷増大を意味し，
プと点火時期マップから吸気スロットル開度に応じて任
その対策が必要である．冷却能力の確保は水温や流量の
意の値を選択するようになっており，吸気スロットルを
確保に加えて，潤滑油の流し方やその温度や流量の制御
中負荷時から WOT にするには数秒を要する．そのため，
も重要となる．
IMEP の上昇には約 10 秒程度の時間がかかったものと
例えばガソリン車のプレイグニッションは，発生する
考えられる．
とスーパーノッキングをもたらし，一発でエンジンが破
点火時期を水温切り替え後にノッキング限界となる点
壊することもある．この現象は水温が低く，かつオイル
火時期（14.8deg.BTDC）として実験を行った際のエン
がシリンダ内に流出しやすい環境下で発生しやすい．ま
ジン壁温の時間履歴を図 26 に，エンジン入口水温の変
た，排気温度が高いと，過給機の材料が持たないため，
化を図 27 に示す．図 26 はシリンダヘッドバルブシー
排気マニホールドをエンジンブロックと一体化し，その
ト間吸排気側，シリンダライナ吸排気側の温度変化の時
周りに冷却水を流して排気温度を下げてから過給機へ導
間履歴である．図 27 から低温の冷却水がエンジン内部
入することも行われている．（同時に暖機性能向上やコ
に流入するのは流路切り替えから約 7 秒であるが，図 26
スト低減にもつながる）最近は問題視されなくなってい
からエンジン壁温が低下し始めるのが 15 秒前後である
たブローバイガス中のオイルミストやシリンダ内へのオ
ので，冷却水温低下に対して壁温より出力性能のほうが
イル上がり／下がり，ピストンリングの機能向上（リン
応答性がよいことが明らかとなった．
グ張力低減による摩擦低減と同時にオイル上がりの防止
や耐久性の確保）も再び重要な課題となっている．
3.2.3.　まとめと今後の展望
このほかにも，排熱利用，蓄熱によるコールドスター
負荷を中負荷から全負荷に切り替えると同時に冷却水
ト改善，空調機の効率改善と快適性の改善の両立なども
温度を低下させることで，低温冷却水がエンジン内部に
あるが，紙面の都合で省略する．
流入した以後は壁温を低下できることが明らかになっ
た．つまり，エンジン負荷が上昇し始めてから冷却水温
4.　お　わ　り　に
を下げ始めても壁温上昇は生じないことが分かった．
エンジン車の燃費改善につながる熱技術について解説
中負荷から全負荷への切り替えと同時に冷却水温，点
を行った．これらの技術は，実際にエンジンを回したり，
火時期を変化させたところ，冷却水温の低下，流量の増
車両を使った実験も必要となるものが多いが，千葉大学
加に伴い壁温が低下したため，全負荷定常時の点火時期
ではその設備を有し，実験と理論面からの研究を行って
より進角することができ，熱効率や出力の改善が行える
いる．この設備は 2014 年に経産省のイノベーション拠
ことが明らかとなった．
点事業の補助金で整備されたもので，千葉大学に次世代
欧州車には冷却水温 105℃とするものも多く見られる
モビリティパワーソース研究センタ（640 平米の新築建
が，日本車には少ない．水温の切り替えには多少のコス
物とエンジンおよび車両計測設備）という独立した組織
18
自動車の燃費改善のための熱制御技術
となっている．最新の設備として，シャシーダイナモ（動
(10)森吉ほか：筒内温度成層化による火花点火式ガソリ
力吸収 140kW までで PEMS による車両単体での排ガス
ン機関のノッキング強度低減，第 23 回内燃機関シ
計測可能，文科省の施設整備費による），シミュレーショ
ンポジウム (2012)
ンベンチ（JC08 などのモード走行評価をエンジンベン
チ単体で可能），過給機評価システム，さらにエンジン
ベンチ 6 室がある．現在，内閣府の SIP（革新的燃焼技術），
環境省の二酸化炭素低減実証用天然ガスコージェネエン
ジンシステム研究，大学発ベンチャー企業との共同／受
託研究，企業などとの個別の共同／受託研究などを行っ
ている．このうち SIP の活動や AICE の発足は，ドイツ
森吉　泰生
に倣う産学官研究の日本での本格的な始まりを意味し，
筆者が 10 年以上前から熱望していた活動が日本全体で
略　歴
も始まって大変うれしく思う反面，内燃機関研究の欧州
への立ち後れに対する危機感の現れともいえる．
SIP などの産学官連携が成果を挙げて，日本の内燃機
関技術が世界を再びリードし，標準化された技術になる
1990 年東京工業大学大学院理工学研究科博士課程修了
（工学博士）. 専門は熱流体工学（特に内燃機関
の計測，理論解析）
ことを期待している．そのために，大学は基盤研究に加
千葉大学工学部助手，助教授を経て，教授，2013 年千
え，最新設備を使ったプロジェクト指向教育研究による
葉大学次世代モビリティパワーソース研究センタ長，現
継続的な人材育成を行ってゆきたいと考えている．引き
在に至る
続き，関係各位からのご協力と，若い研究者がエンジン
SAE，日本機械学会，自動車技術会フェロー
研究に興味を持ち続け，共同研究など様々な機会を通し
日本液体微粒化学会副会長，IEA Implementing Agreement
積極的に参加頂くことをお願いしたい．
参　考　文　献
(1) http://www.mlit.go.jp/jidosha/sesaku/environment/
ondan/fe_mode.pdf，国土交通省ホームページ
(2) http://www.jama.or.jp/lib/jamagazine/201005/06.
on Energy Conservation and Emissions Reduction in
Combustion 日本代表，JECC 委員会主査など．これまで，
SAE 最優秀論文賞，日本機械学会賞（研究奨励賞，部門
賞など）
，自動車技術会賞（研究奨励賞，優秀講演賞など）
等を受賞．
html, JAMA ホームページ（自動車の燃費改善技術）
(3) 長尾，内燃機関講義，養賢堂
(4) 山本他，新型 2.8L 直列 4 気筒ディーゼルエンジンの
開発，自動車技術会講演前刷 No.20155295 (2015)
(5) 森吉，窪山，岩崎：冷却水制御が燃料消費率に及ぼ
す影響，2009 年自動車技術会秋季学術講演会前刷集
20095779
(6) 村田，竹井：水温制御による燃費向上，2001 年自動
車技術会秋季大会前刷集　20015444
(7) Alex Eiser, Joachim Doerr, Michael Jung, Stephan
Adam:：The new 1.8L TFSI Engine from Audi
Part 1: Base Engine and Thermomanagement ,
MTZworldwide 06|2011 P32-39
(8) Daishi Takahashi, Koichi Nakata, Yasushi Yoshihara:
Engine Thermal Control for Improving the Engine
Thermal Efficiency and Anti-Knocking Quality , SAE
International 2012-01-0377
(9) 戸井田ほか：冷却水温度及び吸気温度がガソリン
機関の熱効率に与える影響，学術講演会前刷集　20125798
19

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