要旨

圧縮空気エネルギーを合理的に配分できる新しいカムレス圧縮空気エンジンを提案した。 カムレス圧縮空気エンジンの解析を通じて、動作プロセスの数学的モデルを構築した。 MATLAB/Simulinkを使用してシミュレーションを行い、シリンダーの圧力、温度、空気質量を求めた。 数理モデルの精度を検証するために、実験を行った。 さらに、圧縮空気エンジンを設計するために、性能解析を導入した。 その結果、第一に、シミュレーション結果は実験結果と良い一致を示した。 次に、異なる吸気圧のもとで、クランク速度が500rpmに達したときに最高の出力が得られ、同時に最大出力トルクも得られることがわかりました。 最後に、回転数、吸気圧、バルブ開度が低いほど、高いエネルギー利用効率が得られることがわかった。 本研究は、圧縮空気エンジンのカムレスバルブの設計の参考となるものである。 はじめに

霧、ヘイズ、温室効果、酸性雨などの環境問題は広く知られている。 化石燃料を内燃機関（ICE）で燃やして輸送することは、環境問題の主要な原因である。 風力、太陽エネルギー、圧縮空気など、化石燃料に代わる新しいエネルギー源は、環境問題を解決するための明白な解決策である。 環境保護に関しては、エネルギー消費の問題が重要視されている。 一部の学者は、従来の自動車は将来的に新エネルギー自動車に取って代わられるだろうと考えている。 現在、新エネルギー自動車には、電気自動車、ハイブリッド自動車、圧縮空気エンジン（CAE）などがある。 CAEはゼロ公害車の代表的な製品で、多くの学者や機関によって研究されている。

スムーズな走行と高速応答を確保するために、多くのCAEシステムでは空気の流れは単純なカム機構によって制御されている。 従来の機械式バルブトレインは、カム機構の設計によってバルブのタイミングとリフトが固定されているのが一般的であった。 そのため、吸気バルブのタイミング、デュレーション、リフト量などを自由に変更することができないのが欠点である。 また、CAEは圧縮空気を膨張させて機械的な仕事をするため、エネルギー効率を高めるために圧縮空気の流量をコントロールする必要があります。 そのため、カム機構では対応しきれない。 そこで、エネルギー効率を最適化するために、可変吸気バルブ技術がCAEに採用されている。

可変吸気バルブ技術は、エネルギー損失と燃料消費を低減するために、内燃機関に広く使用できる可能性を持っている。 これまでの研究では、主にカム機構弁をベースにしたシミュレーションやシステムインテグレーションに焦点が当てられてきた。

本論文では、可変吸気バルブのリフト量とデュレーションがCAEの性能に与える影響に焦点を当てる。 そのため、作業プロセスを記述する詳細な数学モデルを構築し、実験によって検証している。 本論文の構成は以下の通りである。 第 2 節では、詳細な数理モデルについて説明する。 第3章では、理論モデルの精度を検証するために、シミュレーションと実機実験の結果を得て、比較する。 4節では、可変吸気バルブのリフト量とデュレーションがCAEの性能に与える影響について分析する。 最後に第5節で結論を述べる。 理論解析

CAEの動作プロセスを理解するために、図1に示すようなシリンダー内のプロセスを研究する必要がある。 ガスタンクはエネルギー源を提供する。 吸気圧は圧力制御装置で制御される。 空気の流れはソレノイドバルブで制御される。 主にシリンダー、バルブ、タンクの3つの部品から構成されています。 以下では、熱力学とピストン運動学に基づいて、これらのモデルを構築する。 単段ピストン式 CAE の場合、圧縮空気は吸気バルブからシリンダ内に入り、ピストンは圧縮空気で押される。 その後、特定のクランク角で吸気バルブが閉じ、その間も圧縮空気はピストンを押し続け、仕事を出力する。 ピストンが下死点（BDC）に達すると、排気弁が開き、残圧のある空気が排出される。 ピストンは下死点から上死点へ移動し、CAEは1サイクルの仕事を完了する。 Valve Flow

吸気バルブまたは排気バルブからの絞り効果はエネルギー損失を占めるので、バルブの流れはCAEにとって重要である。 バルブ流れは1次元の等エントロピーの流れとして考える。

流れが詰まっている場合、質量流量は

ここで上流側の停滞音速で与えられる。

バルブ面積は、次式で表される。

バルブ面積とバルブリフト量の関係は、次式で定義される。

スケールファクター「」は、ここで最大バルブ面積とする。

カムレスバルブの動きは、各吸気バルブの角度（または開き具合）、最大リフト、期間によって特徴付けることができる。 ここで、andは時間領域で固定されている。 クランク角領域への座標変換により，エンジン回転数ごとに異なるバルブプロフィールが得られる． バルブリフト量のプロファイルを図2に示す。 In-Cylinder Process

シリンダー内容はエネルギー交換プロセスである。 シリンダー内の圧縮空気の圧力と温度は、グローバルなエネルギーバランスによって計算されます：ここで、シリンダー内の空気の内部エネルギーの割合、シリンダー壁からシリンダー内容物への熱伝達の割合、開放系で行われる仕事の割合（に等しい）である。

空気の内部エネルギーは、ここで , .

(9)を(8)に代入すると , .

シリンダー内の圧力変化率は、理想気体の法則で得られる。

2.3. 熱伝導

円筒内容物間の瞬間的な熱相互作用を評価するためには、熱伝達率を定義することが必要である。 文献によれば、ガス速度が平均ピストン速度に比例すると仮定すると、熱伝達率は次式で表わすことができる：

平均ピストン速度は次式で表わすことができる：

ここに対応する熱伝達は総面積がクランク角度によって次のように表すことができる：

2.4. ピストンリング摩擦

圧縮リングの摩擦力の微分要素は、この力が作用するピストンストロークで表すことができる。

この式をエンジンサイクル全体に積分して摩擦による仕事を考慮し、純サイクル仕事から差し引く。 シミュレーションと実験の検証

3.1. CAEのシミュレーション

CAEの動作特性は第2節で述べた理論解析により決定される。 非線形・連立微分方程式はMATLAB/Simulinkでモデル化されている。 表1にパラメータの初期値を示す。

図3（a）、（b）、（c）はシミュレーション結果である。 図3（a）はシリンダの空気圧を、図3（b）はシリンダの空気温度をクランク角に対してプロットしたものであり、図3（c）はシリンダの空気質量流量を曲線で表したものである。

図3に示すように、CAEのシリンダ内の圧力、温度、質量は周期的に変化していることがわかる。 ピストンがTDCに到達すると吸気弁が開き、高圧タンクからの圧縮空気がシリンダ内に急速に流入する。 シリンダ内の圧力は急速に上昇し、吸気圧力に達する。 一方、シリンダー内の質量と温度は上昇する。 質量流量がシリンダー容積の割合より少なくなると、シリンダー内の圧力は急激に低下する。 一方、シリンダー内の圧縮空気は膨張し、シリンダーの温度はピークから低下します。

吸気バルブが閉じられると、圧縮空気はシリンダーに流れ込まなくなります。 このとき、空気の質量流量はゼロになる。 ピストンはシリンダー内の圧縮空気の膨張によってBDCまで押される。 1344>

ピストンがBDCに到達すると排気バルブが開く。 シリンダー内に残留していた圧縮空気が排出され、シリンダー内の質量は上部から減少していく。

以上の過程を繰り返し、機械力を連続的に出力することができる。

図3（b）によると、シリンダの温度は240Kに達し、氷結する恐れがあるので、熱交換をする必要がある。 実験による検証

数学モデルの精度を検証するために、実験を行った。 実験装置は図4に示すように、高圧タンク、レギュレータ（IR3020-03BC）、低圧タンク、スロットルバルブ（AS3001F）、2ポート電磁弁、表2に示す基本パラメータを持つ換装エンジン、アドバンテックのデータ収集カード（PCI1711）、絶対角変位センサ、シーメンスのプログラムロジック制御装置（PLC）から構成されています。 実験では，4ストロークガソリンエンジンを吸気ポートと排気ポートの電磁弁で圧縮空気エンジンに改質した． エンジンの仕様を表 2 に示す．

この実験では、まず圧縮空気源が作動しレギュレータの出口圧力を一定値に設定した。 次に、低圧タンクは一定時間圧力を維持した後、タンクから圧縮空気を安定して排出できるようにスロットルバルブを調整しました。 吸気口と排気口の電磁弁は、角度センサーの絶対値で検出した軸の角度でPLCにより制御しました。 吸気ポート電磁弁はピストンがTDCに達すると開き、クランク角で全閉となる。 そして、シリンダー内の圧縮空気が膨張する。 この間、排気ポートソレノイドは閉じたままで、ピストンは入ってきた圧縮空気によってTDCからBDCに向かって押され、パワーストロークを発生させる。 ピストンがBDCに到達すると、排気口ソレノイドが開弁する。 この間、吸気ソレノイドバルブは閉じたままです。 シリンダー内の圧縮空気はシリンダーから排出され、ピストンはBDCからTDCに向かって移動した。 クランク角は角変位センサの絶対値で計測した。 最後にデータの取得と保存を行った。

試験装置は図5に示すように製作した。 シリンダーの主なパラメータは表2に示した。

図6に示すように、シミュレーションの曲線傾向は実験の曲線傾向と一致し、上記の数理モデルを検証することができる。 しかし、シミュレーション結果と実験結果との間には3つの相違点がある。 (1)最大圧力が異なる、(2)実験曲線がシミュレーション曲線に対してバックオフセットしている、(3)実験排圧値がシミュレーション排圧値よりも大きい。

この違いの主な理由をまとめると、以下のようになる。 吸気ソレノイドの有効流動面積が小さいことを考慮すると、スロットル効果はかなり顕著に現れると思われる。 一方、各ソレノイドバルブには動作の遅れが生じるが、その遅れ時間は状況によって異なる。 本論文では、簡単のために遅延時間が一定であるとの仮定でシミュレーションを行います。 そのため、実験の圧力曲線はシミュレーションの圧力曲線に対してバックオフセットされています。 また、排気流量がシリンダ容積の割合より少ない場合、排気時にシリンダ内の圧力が上昇する。

出力トルクの実験およびシミュレーション曲線を図7に示す。 実験とシミュレーションの曲線が同じような傾向を示していることは明らかである。 両者とも回転数が上がると出力トルクは減少する。 しかし、シミュレーションではスロットルロスを考慮していないため、異なるクランク速度において、シミュレーションの出力トルクは実験値よりも大きくなっています。 クランク回転数の上昇に伴い、実験結果と数値結果の差が大きくなっていることは明らかである。 これは、数値計算では軸受の摩擦トルク、補機類、歯車のトルク損失が考慮されていないためです。 これらのトルクはクランク速度の上昇に伴い増加する。

4.Performance Analysis

エネルギー効率評価基準はICEには適さないがCASEには適さない。 この項では、CAEのエネルギー効率を評価するために、新しいエネルギー効率評価である空気力を簡単に紹介する。

空気力は、標準状態での空気の体積を表す利用可能エネルギー、で表される。

エネルギー効率はITがトルクを示すところで

表示トルクは

これまでの議論から、吸気圧、IVD、IVLを変えた場合のCAE性能を求めることができる。 パラメータの初期値を表1に示す。

図8(a)と(b)は各吸入圧におけるCAEの出力パワーとトルクを示したもので、吸入圧、IVD、IVLは比較のために変化させた。 7 bar、500 rpmで0.3345 kWの最高出力が得られている。 最高のトルク出力 8.4727 Nm は、7 bar、300 rpm で得られました。 最高の供給圧力は最高のトルクと出力を得ることができます。

(a)
(b)
(c)

様々な吸気圧力とクランク回転数でのエネルギー効率を図8(c)に示す。 クランク回転数が低いほどエネルギー効率は高くなる。 また、空気圧が低いほど効率が高い。

より大きなパワーとトルクを出力するためには、供給圧力を高めることが有効であることがわかる。 しかし、この方法はエネルギー効率を低下させる。

図9は、5バールの吸気圧でさまざまなIVD角度でCAEの性能を示している。

図9（a）、（b）に示すように、様々なIVD角度でシミュレーションを行い、CAEから出力されるパワーとトルクを求めた。 どのIVD角度でも500rpmで最も高い出力が得られている。 また、出力トルクはIVDが大きくなるにつれて増加する。 500rpmでは、IVD角度を変えても出力パワーとトルクは等しくなる。 エネルギー効率はIVDが大きくなると低下し、図9(c)に示すようになる。 しかし、IVDが20度の場合、クランク速度が100rpmのときに効率が低下する。 これは、最低のクランク回転数で圧縮空気がCAEに入るほど、高い圧力の排気が発生するためである。

図10は、吸気圧5barでの各種IVLでのCAE性能である。