2016 年 6 月 4 日

エネルギー変換研究センター；先進エンジン工学講座

第６回「ディーゼル噴霧燃焼の基礎と応用；高効率ディーゼル燃焼の最先端」のご案内

噴霧・燃焼工学研究室 千田二郎・松村恵理子

エネルギー変換研究センター・先端パワートレイン研究センター共催

前略

エネルギー変換研究センターでは、2003 年からの文部科学省－私立大学大学院高度化研究助成－学術

フロンティア推進事業「次世代ゼロエミッション・エネルギー変換システム」、および 2009 年からの文

部科学省－私立大学戦略的研究基盤技術形成支援事業「ゼロエミッション技術を基盤とした環境調和型

エネルギーグリッドの最適化研究」を実施し、関連分野の多数の技術セミナーを教育・研究の活性化の

一環として開催してまいりました。

今般、エンジン燃焼分野では、2014年4月から国内自動車メーカー８社および２団体によって「自動車

用内燃機関技術研究組合（英語名：Research Association of Automobile Internal Combustion Engines (AICE)）」

が発足し主にディーゼル機関の排気系の高度研究が開始され、2014年9月からは政府の総合科学技術会議

-戦略的イノベーション創造プログラム（ＳＩＰ）において「革新的燃焼技術」が始まりガソリン機関、

ディーゼル機関双方で熱効率50％の高い必達目標が設定されています。

この度、ディーゼル機関燃焼分野で著名な新エィシーイー研究部長の内田 登氏をお招きして、首記

の特別セミナーを開催いたします。関係者各位に多数ご参加いただきたく、ここにご案内申し上げます。

草々

記

日 時：2016 年 6 月 29 日(水)、13：00～16：00 ；事前申込不要、参加費無料

場 所：光喜館 3F 会議室（KK313-314）

講 演 者：内田 登 (株式会社 新エィシーイー 代表取締役常務 研究部長)

お問い合わせ先：同志社大学 理工学部 教授 千田二郎 Tel & Fax：0774-65-6405 E-mail：jsenda@mail.doshisha.ac.jp

同志社大学 理工学部 准教授 松村恵理子 Tel & Fax：0774-65-6466 E-mail：ematsumu@mail.doshisha.ac.jp

共同研究室（大学院生居室）： Tel: 0774-65-7742

以上

◆会場のご案内◆

会場：同志社大学 京田辺キャンパス エネルギー変換研究センター (光喜館)

交通機関

近鉄京都線

JR学研都市線

最寄駅～同志社大学京田辺キャンパスエネルギー変換研究センター

・「興戸(こうど)」駅下車，徒歩20分

・「新田辺」駅下車，奈良交通バス「同志社大学デイヴィス記念館」行き

・「三山木(みやまき)」駅下車，

「理工学部 前」下車すぐ

あるいはタクシーにて同志社正門；約10分，1000円

「理工学部 前」下車すぐ

奈良交通バス「同志社大学デイヴィス記念館」行き

「同志社前」駅下車，徒歩15分

※同志社大学のホームページ(http://www.doshisha.ac.jp)もご覧下さい．

State of the Art High Efficiency

Diesel Combustion Research

29, June, 2016

@ Doushisha University

Noboru Uchida

Common Sense: The Target BTE is Around

50 - 55%

2

from “Remarks on the Efficiency Potential of Chemical Engines”, Chris F. Edwards, Transportation

Combustion Engine Efficiency Colloquium, March 3–4, 2010

But, introducing WHR = increase in cycle complexity is the Only

Breakthrough Technology to achieve more than 50% of BTE?

The Way to BTE of More than 50% 3

Challenge: Friction,

Exergy Balance

Engine Mod.: Heavy

(Split cycle and etc.)

BTE of >50%

US DOE SuperTruck

FP7 CO2RE ＋ NoWaste

Challenge: WHR

Engine Mod.: Light

Ricardo CryoPower

Lund Univ. ε=60

Achieved!

Underway

What else?

Challenge: ??? but w/o WHR Engine Mod.: Medium

Back to Combustion Itself

How to Improve Diesel Engines BTE? 4

【Exhaust loss】

□Exhaust temperature

・Combustion phase (Timing, EGR)

・Mechanical (ε, EVO)

・Average temp. (εc, λ, Tin)

【Pumping loss】

□Valve flow resistance

・Exhaust pressure (Pb, EVO etc.)

・Time (Engine speed, IVC, EVO etc.)

【Cooling loss(wall)】

□Temperature

・Average temp.(εc, λ, EGR, Tin, Pinj)

・Local temp.(EGR, Pinj)

□Heat transfer rate

・Flow velocity (Swirl, Piston velocity)

・Ambient composition (EGR, λ, Tcyl)

・Boundary layer (Pcyl, dP/dθ, Tcyl)

□Wall temperature

・Average & Local temp.

・Wall material & Material layer

□Surface area

【Combustion】

□Can be controlled

・Fuel mixing with air (Pinj, nozzle hole etc.)

・Combustion (Pinj, Timing)

□Can not be controlled

・Combustion (Chemical)

【Theoretical efficiency】

□εc & εex

□Specific heat ratio

・Cylinder temp. (λ, Tin)

・Composition (atomic, λ, EGR)

【Mechanical loss】

□Cylinder pressure

・Pmax (εc, Pb, degree of constant volume)

・Average press. (εc, Pb)

□Engine speed

For further improvement in BTE, it is important to maximize the thermal cycle efficiency against the increase in many energy losses.

Many Constraints & Trade-offs

Difficult to Breakthrough the Trade-off between

Thermal Efficiency and Energy Losses

5

38.4 39.3 39.3 38.8

9.1 8.8 9.5 10.0

9.6 11.8 12.5 13.1

41.7 38.8 37.5 36.9

1.0

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce 0.8

Common rail pressure [MPa]90 120 150 180

100

96949290

De

gre

e o

f

co

nsta

nt

vo

lum

e

98

39.5 40.0 40.5 40.8

7.8 8.8 8.8 9.0

18.6 12.4 13.5 11.4

33.0 37.5 35.9 37.4

1.0

0.6

0.4

0.2

0

Energ

y b

ala

nce 0.8

S Injection

EGR:0%

SOC:TDC

+EGR:60%

+SOC:-5°

+M Injection

Ne:1200rpm,Q:130mm3/st, SOC:TDC,

Pin:191.3kPa(abs.), EGR30% Ne:1200rpm,Q:115mm3/st, Pin:276.3kPa(abs.)

Increase in degree of constant volume

combustion

Decrease in heat loss

by high EGR and multiple injection

Exhaust

loss

Heat

loss

Mechanical

loss

Brake thermal

efficiency

Exhaust

loss

Heat

loss

Mechanical

loss

Brake thermal

efficiency

Improvement in theoretical efficiency vs.

Increase in heat loss and mechanical loss

Decrease in heat loss vs.

Increase in exhaust loss Decrease in cycle efficiency

BTE was not significantly

improved ! Shimada, K., et al., Transactions of JSAE, Vol. 45, No. 4, pp. 621-626, 2014.

Osada, H., et al., SAE2013-01-0909

In Case of Large Two-stroke Marine Engines

Neither High ε nor Otto-cycle is Essential !

6

(1) MITSUBISHI HEAVY INDUSTRIES, LTD. HP：http://www.mhi.co.jp/products/pdf/UEC80LSE-Eco-B1.pdf

(2) Tayama, K., "Historical Development of Two Stroke Slow Speed Marine Diesel Engine," Systematization survey of the National Science Museum Technology, Vol. 8, pp. 183-240, 2007.

• Effective compression ratio and expansion ratio was not so high (14.0:1 and 17.0:1)

• Combustion profile was almost constant pressure

BT

E [

%]

Power [W]

2-stroke Large Marine Engines

⇒Diesel cycle (low degree of constant volume combustion) and low ε

Pathway for Thermal Efficiency Improvement

Thermal efficiency improvement from theoretical equation;

𝜼th = 𝟏 −𝟏

𝜺𝜸−𝟏

Determination Factors are only ε : Engine specifications and 𝛾: Gas composition

How to determine optimum ε to achieve 55% of BTE? For ε = 18.0, 𝜂th = 68% while 𝜂b of the single cylinder engine = Max.47%

Assume each loss is unchanged, 𝜂th = 76% to achieve 𝜂b = 55% (8% increase), namely ε = 35.0 will be essential

Consider whether it is possible to apply the theoretical equation itself to such a high ε, or not

Potential to control 𝛾

Each loss reduction, that is gap reduction between 𝜂th and 𝜂b

Why BTE of large 2-stroke marine engines is so high, even with relatively low ε (about 14.0)?

Cooling loss and exhaust loss are directly correlated with the engine specifications and the combustion control

7

Brief overview of the recent findings

for higher efficiency

Our Goal

Find out general solution for simultaneous improvement in engine efficiency and exhaust emissions through fundamental understanding of combustion phenomena

Efficiency 55% of brake thermal efficiency (currently 50.3% by Wärtsilä 31 is the World Record) w/o any waste-heat recovery systems

Emissions Future anticipated emission regulation targets

Japan Challenging target in 2016, and beyond 2016

EURO VI & VII

Evaluate in wide range of NOx emissions to take a variety of exhaust aftertreatment strategies into account

Fuels Mainly based on Diesel fuel

Alternative fuels to confirm compatibility of new technologies

9

Breakthrough-3 Breakthrough-2

NACE Framework

BTE: 55% w/o WHR

Improvement in

cycle efficiency

Engine

specification

optimization

Technical path evaluation for 55%

New engine design & Generalization of combustion control concept

Reduction in

each energy loss

Fundamental

heat loss

analysis

Proposal of

new insulated

wall structure

Combustion

control w/

multi-injectors

Practicability w/ real engines Opt. energy balance design

Trade-off Breakthrough-1

Translation of SCE results into MCE

New engine

structures B/M

Theoretical

thermo-

dynamics

Feasibility

study of 2st

engines

Spray mixture

formation

analysis

As a part of MLIT

(Japanese

government) project Improvement

in PMEM and

FMEP

10

Summary

Detailed investigation into the mechanism of the new combustion concept, and its improvement

Improvement in the multiple-injector concept aiming active HRR control, which could overcome the trade-off between thermal efficiency and energy losses

Extend operating condition to a higher load, higher compression ratio

Estimation of BTE of more than 50% as a Milestone in the way to 55%

Detailed analysis of the spray from side injectors as the new mixture formation concept to realize the breakthrough between NOx and smoke exhaust emissions

New wall heat loss mechanism analysis (ongoing toward the new heat insulating concepts)

Effect of Zirconia thermal spraying on heat loss at the piston surface

The cause of discontinuous heat loss variation for the set of pistons with different compression ratio

Progress in the measurement and analyzing techniques Combustion visualization analysis

Boundary layer observation at the point of spray flame impingement to the wall

Two-dimensional flame speed analysis penetrating into the squish area

High in-cylinder pressure (up to 16MPa) combustion observation (bottom view)

Preparation of instantaneous and local wall heat flux by the original thin film thermocouple (TFT)

Averaged but local wall temperature measurement to determine the TFT measuring point

New TFT design to reduce the measurement errors into half

More detailed scaling or translating strategy of the results achieved with the single cylinder engine into those with real multi-cylinder engines

11

Schematic of Experimental Apparatus

and Engine Specifications

12

Engine type

DI single cylinder

4stroke diesel

engine

Bore×Stroke Φ135mm×140mm

Displacement 2003.9cm3

Piston type Forged steel

piston

Fuel injection

equipment

Denso common

rail system

(Max. 220MPa)

Nozzle Center: φ0.177×8

Side : φ0.177×3

Valve

actuation

Sturman cam-less DHVVA

Baseline

compression

ratio

18.0:1

Swirl ratio 0.9

0-D BTE Calculation Process 13

Otto Sabathe (Limited pressure) Diesel

ξ：Cut-off ratio = V3/V2 ψ：Pressure ratio

=P3/P2

Theoretical IMEP

Apparent IMEP (Gross) →ηi , ηheat_loss

BMEP →ηb , ηmechanical_loss

Heat loss : Newton’s law of cooling

Heat transfer coefficient : Woschni

IMEP= Theoretical IMEP

– Heat loss

BMEP= IMEP – FMEP (PMEP=0) Mechanical loss: Chen-Flynn

pistonmaxFlynn Chen cVbPaFMEP

Assume fuel-air cycle, PMEP=0 Fuel energy(LHV) = Heat energy

V2 V3

P2

P3

ψ

ξ

Effects of HRR on BTE potential by utilizing

0-D thermodynamic model

There should be a optimum HRR

to maximize BTE potential under

each mechanical constraint

Dieselξ:1.6ξ:1.4ξ:1.2Otto

0.48

0.50

0.46

0.44

0.42

0.40Bra

ke t

herm

al e

ffic

ien

cy

40

60

20

0

Pm

ax [

MP

a]

30

30 2520

Ne:1000rpm Q:240mm3/st Tin:323K

λ:3.0 EGR:0% ε:14.0,18.0,22.0

14

Strategy to achieve idealized HRR

Even applying multiple injection, it is

difficult to realize such HRR profile

only with a conventional center-

mounted injector by shot-to-shot and

spray-to-spray interactions.

Concurrent heat release

without any interactions

Pre-mixed

combustion

region Diffusion

combustion

region

No interference

New HRR Control Concept

15

Premixed combustion area and

multiple diffusion combustion areas

are spatially isolated even though

their heat releases are temporally

overlapped each other.

Overall HRR profile is provided as a

total of both HRRs.

New Combustion Concept 16

Reduction in gas

temperature close to the

wall (a kind of spatial

insulation)

Independent fuel injection (timing, duration, and rate shape) from

the separated points in the cavity realized by multiple injectors

Expected Benefit

Well divided combustion

space for each spray +

Improve in air utilization Reduce in heat loss

+ And…

Possibly improve in

fuel-air mixture formation

Continuous air flow (swirl)

from the upper stream of

nozzle orifices

May have a potential to overcome the trade-off between cooling loss and combustion

efficiency, which can’t be achieved with a conventional cylinder-center injector

+ Potential of active heat

release rate control by

Overall HRR = HRR𝑖

3

𝑖=1

Improve in cycle efficiency

Piston Cavity Design, Injector Layout, and

Spray Directions of Side Injectors

Φ0.177×3

Side injector

Side injector

Piston

Center injector

17

Φ0.177×8

- 150º

*Nozzle hole size was the

same as that of center

injector

Number of orifice was

limited by nozzle sac size

HRR and Cylinder Pressure Modulation by

Each Injection Timing and Duration Control

18

20

12

8

4

0

Cylin

de

r p

ressu

re [M

Pa

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

16

-40

2000

1500

1000

500

0

Cylin

de

r te

mp

era

ture

[K

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

600

400

200

0

-200

Ap

pa

ren

t ra

te o

f h

ea

t re

lea

se

[J/°

]

Ne:1000rpm, Q:120mm3/st(40%load), λ:2.5, EGR: 0%, Pinj: 200MPa, Pin:171kPa(abs.), Tin:323K

The required combination of constant volume combustion and constant pressure combustion can be achieved with appropriate injection parameters of each injector.

1.18 1.59 1.35 1.69 1.50 1.77

ψ:1.77

ψ:1.59

ψ:1.35

Nee

dle

lift

Center Side1 Side2

ψ: Pressure ratio

Effects of Pressure Ratio (HRR Profile) on Energy

Balance and Combustion Characteristics

Ne:1000rpm Q:120mm3/st λ:2.5 ψ:1.18,1.35,1.50,1.59,1.69,1.77

0.53

0.51

0.50

0.49

340

330

320

310

300

290

1.00

0.98

0.96

0.94

0.92

Ind

ica

ted

th

erm

al e

ffic

ien

cy

Exh

au

st

tem

pe

ratu

re [K

]

Deg

ree

of

co

nsta

nt vo

lum

e

0.52

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

1.0

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce

0.8

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

37.8 37.9 38.3 38.5 38.2 37.7

12.6 13.9 14.3 13.8 13.8 13.8

18.5 18.0 17.9 18.5 19.7 21.1

31.1 30.1 29.5 29.2 28.9 27.9

Brake thermalefficiency

Mechanicalloss

Pumpingloss

Heatloss

Exhaustloss

19

As pressure ratio was increased, heat

loss was also increased resulting in the

optimum pressure ratio of 1.5 for

indicated thermal efficiency.

This result is almost consistent with 0-D

thermodynamic model simulation.

Effects of Pressure Ratio (HRR Profile) on

Exhaust Emission Characteristics

NOx emissions can be decreased to 1/3 without any increase in CO, HC and Smoke (simultaneously decreased! even under diesel combustion).

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

Pressure ratio 1.18 1.50 1.35 1.59 1.69 1.77

3000

2500

1500

1000

500 NO

x e

mis

sio

n [p

pm

]

0

2000

50

40

20

10 CO

em

issio

n [p

pm

]

0

30

0.06

0.05

0.03

0.02

0.01

Sm

oke

[F

SN

]

0

0.04

240

160

80

40 TH

C e

mis

sio

n [p

pm

C]

0

120

200

Ne:1000rpm Q:120mm3/st (40%load) λ:2.5 ψ:1.18,1.35,1.50,1.59,1.69,1.77

20

Late Combustion Deterioration with Increase

in Injection Amount from Side Injectors

20

12

8

4

0

Cylin

de

r p

ressu

re [M

Pa

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

16

-40

1.5

0.5

0

-0.5

-1.5

dP

/dθ

[M

Pa

]

2000

1500

1000

500

0

Cylin

de

r te

mp

era

ture

[K

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

600

400

200

0

-200

Ap

pa

ren

t ra

te o

f h

ea

t re

lea

se

[J/°

]

-1.0

1.0

Ne:1000rpm Q:120mm3/st λ:2.5

Late Combustion by higher amount of fuel from the side injectors was inactive

because of the mixture formation deterioration by the lack of penetration

21

Pressure Ratio:1.0

w/o Center Injection

Plausible HRR

Experiment

Effect of Post Injection of Center Injector on

Combustion Characteristics

12

9

6

3

0

Cylin

de

r p

ressu

re [M

Pa

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

400

200

100

0

-100

Ap

pa

ren

t ra

te o

f h

ea

t re

lea

se

[J/°

]

300 w/ w/o

Nee

dle

lift

[m

m] 0.4

0

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

0.2

Nee

dle

lift

[m

m] 0.4

0

0.2

w/o After injection

w/ After injection

Ne:1000rpm Q:120mm3/st (40%load) λ:2.5 ψ:1.18

1.0

0.8

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce

w/o w/

38.4 37.5

12.2 12.6

18.4 16.2

31.0 33.6

Exhaustloss

Heatloss

Pumpingloss

Mechanicalloss

Brake thermalefficiency

Center Side1 Side2

22

Schematic of Bottom View 23

Comparison of combustion process by the

bottom view

24

Effect of Pressure Ratio on Combustion

Characteristics under Higher Load Condition

Ne:1000rpm Q:240mm3/st（85％load） λ:2.4 ψ:1.00,1.15,1.20,1.38,1.44,1.57

30

25

15

10

5

0

Cylin

de

r p

ressu

re [M

Pa

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

20

-40

2.0

1.0

0

-1.0

-2.0

dP

/dθ

[M

Pa

]

2000

1500

1000

500

0

Cylin

de

r te

mp

era

ture

[K

]

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

800

400

200

0

-200

Ap

pa

ren

t ra

te o

f h

ea

t re

lea

se

[J/°

]

600

1.00 1.38 1.15 1.44 1.20 1.57

By applying the post injection, HRR in the late combustion was able to control

like 40% load combustion

25

Effects of Pressure Ratio (HRR Profile) on Energy

Balance and Combustion Characteristics

Ne:1000rpm Q:240mm3/st（85％load） λ:2.5 ψ:1.00,1.15,1.20,1.38,1.44,1.57

0.540

0.530

0.525

0.520

390

380

370

360

350

1.00

0.97

0.94

0.91

0.88

Ind

ica

ted

th

erm

al e

ffic

ien

cy

Exh

au

st

tem

pe

ratu

re [℃

]

Deg

ree

of

co

nsta

nt vo

lum

e

0.535

Pressure ratio 1.00 1.20 1.15 1.38 1.44 1.57

1.0

0.8

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce

1.00 1.15 1.20 1.38 1.44 1.57

Pressure ratio

The optimum BTE was achieved at the

pressure ratio of around 1.4 under the high

load condition, since the heat loss was

significantly increased for the pressure ratio

of above 1.38.

Interestingly, the mechanical loss was the

highest at the most Diesel-like combustion

regardless of Pmax.

41.9 42.9 43.3 43.6 43.6 43.5

10.1 9.6 9.8 9.7 9.6 9.6

11.2 12.2 11.8 12.0 13.1 13.4

36.3 34.8 34.7 34.3 33.5 33.3

Brake thermalefficiency

Mechanicalloss

Pumpingloss

Heatloss

Exhaustloss

26

More Degree of Freedom to Control HRR

-60 -20 0 20 40 60

Crank angle [°ATDC]

-40

800

400

200

0

-200

Ap

pa

ren

t ra

te o

f h

ea

t re

lea

se

[J/°

]

600

○Further improvement in ITE (in heat loss)

○New smoke reduction technique from the

mixture formation point view

Nozzle orifice optimization for both center and side injectors

should be essential

HRR ramp modulation Combustion improvement in side

injectors w/o post injection

Shorter

premixed

combustion

duration

Further

improvement

in late

combustion

Sm

oke [

FS

N]

0

0.5

1.0

1.5

NOx [ppm]0 500 1000 1500 2000 2500 3000

Single Pin: 320kPa (abs.)

Multi Pin:400kPa(abs.)

Multi Pin:320kPa(abs.)

28

Expected Pathway to BTE > 50% w/o Any

WHRs based on Flexible HRR Control Concept

29

45.2

48.7

47.6

49.5

50.5 50.752.0

48.0

46.0

BT

E [%

]

44.0

50.0

Base +C.R.

+Injector +Nozzle

+Lubricant

+TBC

1.1

2.4

0.8

1.00.2

45.5 46.6

8.0 7.9

13.7 13.6

31.9 30.7

1.0

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce 0.8

εc:16.0

εe:18.0

εc:20.0

εe:22.0

45.2 47.6

9.3 6.910.3 10.3

34.5 34.5

1.0

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce 0.8

G3-HP0

Multi-injector

G4-HP7

Multi-injector

10.8

10.4

10.0

9.6

9.2

Mechanic

al fr

iction [

%]

Oil A Oil COil B

Exp./Comp.

Optimization

Parasitic Loss

Reduction

Low Viscosity Oil

& Additives

Nozzle Spec.

Optimization

Need better

mixture formation

Further HRR Control Potential 30

Pre

ssure

[M

Pa]

05

10

20

20

RH

R [

J/°

]

-100

0

100

400

200Tem

pera

ture

[K

]0

500

1000

2000

1500

Crank angle [°ATDC]-60 -40 -20 0 20 40 60

Experiment

Calculation

15

25

0.561 0.568

0.114 0.116

0.324 0.316

1.0

0.6

0.4

0.2

0

En

erg

y b

ala

nce 0.8

Experiment Calculation

Exhaust

loss

Heat

loss

Indicated

work

Ne:1000rpm Q:240mm3/st λ:3.0 εgeo,exp：18.0

Although there could be a trade-

off between ITE and heat loss,

there remains a room for the

improvement in BTE.

Heat loss reduction is much

more important for further BTE

improvement by the HRR profile

control.

Like 0-D Result

Try to Understand More Detailed Mechanism

of Heat Loss from the Wall

𝑇𝑔𝑚𝑒𝑎𝑛 = 𝑓 𝐺𝑎𝑖𝑟 , 𝐺𝑓𝑢𝑒𝑙 , 𝑇𝑎𝑖𝑟, 𝑇𝐸𝐺𝑅, 𝑅𝐸𝐺𝑅, 𝑃𝑔, 𝑇𝑤𝑎𝑙𝑙𝑚𝑒𝑎𝑛 𝑇𝑤𝑎𝑙𝑙mean = 𝑓𝜌, 𝜆, 𝐶, ℎ,𝑇𝑔𝑚𝑒𝑎𝑛

ℎ = 𝑓𝑇𝑔𝑚𝑒𝑎𝑛, 𝑃𝑔 𝑖𝑛𝑐𝑙. 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑢𝑟𝑒 𝑟𝑒𝑠𝑜𝑛𝑎𝑛𝑐𝑒 , 𝑉𝑒𝑙𝑜. ,

𝐿𝑜𝑐𝑎𝑙 𝑔𝑎𝑠 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑜𝑠𝑖𝑡𝑖𝑜𝑛

𝑇g𝑙𝑜𝑐𝑎𝑙 = 𝑓𝐼𝑛𝑗. 𝑃𝑎𝑟𝑎𝑚. , 𝑅𝐸𝐺𝑅, 𝑡𝑖𝑔𝑛 , 𝑀𝑖𝑥𝑡𝑢𝑟𝑒 𝑓𝑜𝑟𝑚𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛,

𝑇𝑔𝑚𝑒𝑎𝑛

𝑇𝑤𝑎𝑙𝑙𝑙𝑜𝑐𝑎𝑙 = 𝑓

𝑇𝑤𝑎𝑙𝑙𝑚𝑒𝑎𝑛,

𝜌, 𝜆, 𝐶, ℎ′,𝑇𝑔𝑙𝑜𝑐𝑎𝑙

ℎ′ = 𝑓

𝑇𝑔𝑚𝑒𝑎𝑛 , 𝑃𝑔 𝑖𝑛𝑐𝑙. 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑢𝑟𝑒 𝑟𝑒𝑠𝑜𝑛𝑎𝑛𝑐𝑒 , 𝑉𝑒𝑙𝑜. ,

𝐿𝑜𝑐𝑎𝑙 𝑔𝑎𝑠 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑜𝑠𝑖𝑡𝑖𝑜𝑛, 𝑇𝑤𝑎𝑙𝑙𝑙𝑜𝑐𝑎𝑙 ,𝑆𝑝𝑟𝑎𝑦 𝑚𝑜𝑚𝑒𝑛𝑡𝑢𝑚

𝑅𝑙𝑜𝑐𝑎𝑙

= 𝑓𝐶𝑎𝑣𝑖𝑡𝑦, 𝑉𝑒𝑙𝑜. ,𝐼𝑛𝑗. 𝑃𝑎𝑟𝑎𝑚

Spatial Insulation

Local Heat Loss from

Impinged Spray Flame

Physical Insulation

31

54.4% 53.1% 51.6%

3.0% 3.0% 3.0%

13.5% 13.5% 15.4%

31.1% 32.4% 32.0%

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

70%

80%

90%

100%

Heat

Bala

nce

Indicated Work Pumping WorkWall Heat Loss Exhaust EnargyOthers

Ne=1200rpm, ε=17, Rs =1.4, q=50mm3/st, EGR Rate 0% Pb=126.6kPa abs, λ=4.7

Piston & Surface Material

Base

Steel

CR17

ZrO2

Sprayed

CR16.7

Fe

Sprayed

CR16.7

Base, Steel_CR17

ZrO2_CR16.7 Fe_CR16.7

Heat Transfer with ZrO2 Coating and Cause

of Its Difference from Baseline

32

Crank Angle deg

400

800

1200

1600

2000

Tc

yl

K

-0.10

0.00

0.10

0.20

0.30

-30 -20 -10 0 10 20 30 40 50

RO

HR

k

J/d

eg

0

10

20

Pc

yl

MP

a

-1.0

-0.5

0.0

0.5

1.0

dp

/dθ

MP

a/d

eg

Base, Steel

⇒Ra 3.2～6.3

ZrO2 Sprayed

⇒Ra 6.0～7.0

Fe Sprayed

⇒Ra 8.0

From the comparison of Baseline and Iron thermal spray, surface roughness affects heat loss. This could also be the reason why ZrO2 was little effect on heat loss.

Engine Conditions: 1200rpm, ε18, Rs =1.4, Pinj=90MPa, Pb=126.3 kPa abs, EGR Rate 0%, Q=30mm3/st

True position

Mirror Image

Inverted by

a mirror

High Speed Camera

Sapphire Window

Piston, Combustion Chamber

Cylinder Head

Broadband Mirror Swirl Direction

Swirl Direction

Cavity Circumference Wall

φ98

Top View Visualization System and Captured

Image Example

33

Observation of Cavity Wall Edge during

Combustion

34

①Heat-resistant silver painted on squish area of the piston identify the wall edge by utilizing the difference in reflection intensity

②Marking-off the1mm scale on the squish area set approximate measuring scale for the flame location and distance from the wall

To detect non-luminous boundary layer thickness very close to the piston wall,

5 5

Effect of Wall Surface Material on the

Boundary Structure of Impinged Flame

35

For ZrO2, the layer between flame and wall was very thin

Pinj=200MPa，Steel Pinj=200MPa，Zirconia

148.0μm

164.4μm

66.7μm

116.7μm

Engine Conditions: 1200rpm, ε17, Rs =1.4, q=50mm3/st, Pb=176.3kPa absEGR Rate 0%

9.0deg. ATDC 8.5deg. ATDC

9.0

9.5

10.0

10.5

11.0

11.5

12.0

12.5

13.0

Piston roughness

50.0μm

Piston roughness

12.5μm

Piston roughness

6.3μm

Piston roughness

3.2μm

Piston roughness

0.1μm

Inte

gral

Wal

l He

at L

oss

(C

om

p.,

Exp

. cyc

le)

kW

Surface Variation

-4.0

-3.0

-2.0

-1.0

0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

Piston roughness

50.0μm

Piston roughness

12.5μm

Piston roughness

6.3μm

Piston roughness

3.2μm

Piston roughness

0.1μm

Inte

gral

He

at L

oss

C

han

gein

g R

ate

% Effect on heat balance (points)

3D Simulated Results of Piston Heat Loss for

Various Surface Roughness Conditions

36

1200rpm, ε18,

Rs =1.0,

q=120mm3/st,

Pinj=200MPa,

Pb=176.3 kPa abs,

EGR Rate 0%,

Category Model

Code AVL FIRE

Turbulence

k-ζ-f model

Combustion

ECFM-3Z

Ignition Two-Stage (Database)

Droplet breakup

KH-RT

Baseline Stable machining limit Optical surface level

The smoother surface, the lower heat loss could be achieved

BASE

BASE

Porous & Permeable Wall 37

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

0

500

1000

1500

2000

2500

1.E+04 1.E+05 1.E+06 1.E+07 1.E+08

V m

/s , P

MP

a

TK

Re

T@12MPa,20m/s V@12MPa,1250K P@1250K,20m/s

Sensitivity of Reynolds number for T, V and P

Critical Re along flat plate

Perm

eab

le w

all

Sm

oo

th s

urf

ace

wall

V Near Wall

h

Turbulence at the surface reduces velocity, and increase heat transfer

Surface velocity >0

①Flow existence in the wall

⇒Surface velocity > 0

②Possible to induce turbulence

Transition into turbulence by small change

Increase in heat transfer by permeable wall

There could be the optimum material to maintain the

wall surface temperature

Or, Surface Temperature Effect on both DeltaT

(Gas-Surface) and h(Quenching Distance)

Aluminum Steel / Cast Iron ZrO2 Coating Ceramics ?

Other Results from Different Piston Bowls

ε=18.0（base) ε=22.0

ε=26.0 ε=30.0

φ98

φ81

Φ88.6

φ74.3

13.3

4

12.1

1

14.8

7

11.0

3

Chamber design concept:

Clearance between cavity bottom surface and fuel spray are the same

39

Comparison of Heat Balance

Cooling loss for ε: 22:1&26:1 was less than that for

ε: 18:1, while that for ε: 30:1 was certainly higher

What is the cause for such discontinuous behavior?

： 1200rpm

： TDC.

： 200MPa

： 4.00

： 20.9%

：18.0,22.0,26.0,30.0

：120mm3/st

Ne

SOC

P-inj.

λ

[O2]in

ε

q

40

Effect of Local Velocity induced by Squish

Flow on Convective Heat Transfer

Newton’s Law Qloss=A・h ・ (Tg - Tw)

Woschni’s formula doesn’t account for the effect of squish velocity, even there have been many cases to improve heat loss by squish optimization

CR 30:1 CR 26:1

Hashizume Toyota

High temperature corrosion appears only at chamber lip

Wall temperature near the lip was increased by higher squish velocity

Sq

uis

h v

elo

cit

y

Averaged Wall Surface Temperature Measurement

(at the Bottom of Cylinder Head)

Measurement Plug

(Cast Iron)

Thermo

-couple

Top-view Cylinder Head

Investigate the effect of squish flow (varied with different compression ratio, or cavity diameter) on the wall temperature distribution

Identify the practical wall temperature (as the temperature and heat transfer coefficient of the coolant side was in constant, higher wall temperature indicates higher heat loss)

As compression ratio increased (cavity diameter decreased), hot spot in the cylinder head surface moved toward the periphery of the cylinder

42

AnalyAve_Rotate_0917_1_10_N3_143.tif

AnalyAve_Rotate_0909_1_21_N5_124.tif AnalyAve_Rotate_1007_1_9_N3_000140.tif AnalyAve_Rotate_0929_1_9_N5_105.tif

Squish Velocity Analysis 43

C/R 18:1 22:1 26:1 30:1

Temporal variation of flame velocity

Fla

me

Vel

oci

ty [

m/s]

Crank Angle [˚ATDC]

0

10

20

30

40

50

0 2 4 6 8

26

2 0 4 6 8 0

10

20

30

40

18 25.2

33.2

50

38.9 30

C/R 28.5:1 C/R 30.0:1

By changing top clearance, flame speed in the

squish area and the temperature distribution at the

cylinder head were significantly changed

： 1200rpm

： TDC.

： 200MPa

： 4.00

： 20.9%

： 30.0

：120mm3/st

Ne

SOC

P-inj.

λ

[O2]in

ε

q

0

10

20

30

40

50

3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Fla

me S

peed m

/s

ATDC deg

3030(28.5)

Averaged Wall Surface Temperature

Measurement Results

44

Cooling Loss should not be Determined Only

by Squish Velocity ： 1200rpm

： TDC.

： 200MPa

： 4.00

： 20.9%

：120mm3/st

Ne

SOC

P-inj.

λ

[O2]in

q

ε 26.0

ε 24.9

ε 28.5 30.0

ε 24.9 26.0

By utilizing ε: 26:1 piston, experiments were carried out to reduce squish velocity with thicker cylinder head

gasket like ε: 30:1 ‘s case. The result indicated that higher cooling loss was observed under less squish velocity.

Difference in the cylinder head wall temperature distribution could be a hint for reducing cooling loss.

45

Other Topics Outside Japan

46

SAE High Efficiency IC Engine Symposium

SAE High Efficiency IC Engine Symposium歴史

第1回は２００９年のサンアントニオ（テキサス）で開催されたPF&L Meetingにおいてパネルディスカッションセッションとして開催、近年はSAE World Congress開催日の前日＋前々日（つまり土・日）にDetroitにて開催されている

ディーゼルエンジンに限らず、ガソリン或いはRCCI、ガスエンジン等の新燃焼コンセプトエンジンの高効率化に関しても取り上げられてきた

当初は基礎的な熱力学的コンセプトに関する議論もあったが、近年は次第にエンジン開発に寄った内容、つまりストラテジーでなく数値を強調、が増えている感が強い（昨年同様、全体の方向性に対する議論は減っている）

48

SwRI T. Algerのスライド 「７年を振り返って」 49

SwRI T. Algerのスライド 「７年を振り返って」 50

SwRI T. Algerのスライド 「７年を振り返って」 51

SwRI T. Algerのスライド 「７年を振り返って」

納得

52

2016 HEICE Symposium （青字は参加者に資料公開）

日時:April 10-11, 2016

場所：Westin Book Cadillac Hotel

○1日目

- Dedicated EGR

- High Efficiency Engine Technology Bundles

- New Diesel Combustion Control（内田）

- Water Injection

- Potential of VCR

- How to Predict the Powertrains of the Future

○2日目

- Overview of the DOE

- Fuels and Heat Rejection

- Fuel to Power Gasoline Compression Ignition Engine

- The State of Simulation for IC Engine Design

- Enabling High Throughput Calculations on Supercomputers

- Model-based Engine Combustion Control

- 48V Architectures for Enabling High Efficiency

- Emission Challenges for Advanced Combustion Engines

- Direct Injection of DEF for Improved NOx Reduction

53

Dedicated EGR: Using In-Cylinder Reforming To Increase Thermal Efficiency in SI Engines

Terry Alger氏(SwRI)

Dedicated EGRについて実車試験結果および燃費改善効果について報告した。実車試験では低温始動性やドライバビリティは問題なく、ベースエンジンより燃費が改善することを示した。BTEは最大で42%を達成した。

【既に某社が開発中と噂されるD-EGRで、昨年からの新たな進展は特に無かった】

54

Fuel to Power Compression Ignition Engine

Virginie Morel氏(Aramco)

燃料の観点から低CO2、低エミッションが達成できないか報告した。CIエンジンにおいてディーゼル燃料の代わりに低オクタン価ガソリン（ナフサ）を用いることでディーゼル燃料比で、トルク・出力は同等以上、CO2削減、PMの減少を達成できるとした。背反としてはHCが2倍程度増加する。【エネルギー密度の低下やHCの増加等も有り、Drop-inではなく専用エンジン設計が必要となる事が課題】

55

・THE STATE OF SIMULATION FOR IC ENGINE DESIGN ・ENABLING HIGH THROUGHPUT CALCULATIONS ON SUPERCOMPUTERS FOR EFFICIENT ENGINE DESIGN

High Efficiencyといっても内燃機関についてではなく、シミュレーションの効率化に関する話題もあり、スパコンの素晴らしさを宣伝していた

【かなりHigh Efficiencyと言う言葉に対するネタ切れ感、或いは現オーガナイザーの力不足（多分、皆忙しすぎる）を感じる】

56

High Efficiency その他...【正直、新しくない】

・Water Injection for Spark Ignition Engines

・・・Li Jiang氏（Bosch）

インマニへの水噴射による燃費改善効果の報告

・水-燃料比で35%の水噴射を行う事で，13%燃費が向上する

・噴射水源としては，①タンクを追加する，②エアコン周りの凝縮水を集める，③排気中H2Oの活用などを考えている

・水噴射系はDeNOx触媒添加用を流用

・ Potential of VCR to Meet Future Legislative

Requirements・・・Rob de Bruijn氏（FEV）

コンロッド小端部における可変圧縮比技術による熱効率改善効果の報告

・高負荷で低圧縮比，軽負荷で高圧縮比，回転数でも可変する

・エキセントリックピストンピン(右図)による，油圧制御型のシステムである

57

2016 SAE HEICEシンポジウム総括

恐らく2020年前後での実用化を目指した技術はOEM各社共水面下で着実に開発が進行中である一方、その先の次世代コンセプトを模索している段階で、全体としてはトピックスとしてのインパクト（新鮮みも）に欠けており、個人的感想からするとSAE World Congressの1セッションに戻す方が良いと感じた（但し、将来規制＆燃料動向、48V化やSuper Computing等、業界にどんな動きが有るかを纏めて俯瞰するには確かに有益で、初心者には興味深いかも）... でもそれにしては参加費が高く、参加者も減りつつある印象（150名程か？） 各講演の共通項が少なく、High Efficiencyの狙いに対しては各人各様の切り口（捉え方）となり、「将来エンジン」としての方向性はむしろ曖昧になってしまっている

どのカテゴリーにターゲットを絞るのか（熱損失、フリクション、ポンピング、サイクル効率？？）またそのアプローチは全体のバランスをどう考えているのか？

現状レベルとの充分納得の行く定量化された損失とサイクル効率の比較が殆どなされていない

熱効率改善のために必要なコンセプトとその実現に必要なハードウェア（要件）は？という視点がもう少し有るべき

今年の傾向として、小型ガソリンエンジン固有の課題に対するテーマが多く、ディーゼルエンジン（特に大型）の内容が乏しかった

58

Coboセンター

Registration付近

その他、NACEが見たSAE 2016 World Congress 59

World Congress Presentation Topics 1

Engine Concepts, Efficiency, etc. 2016-01-0681 (MCE-5 Development) Constensou, C. and Collee, V., “VCR-VVA-High Expansion Ratio, a Very Effective Way to Miller-Atkinson Cycle,”

→ MCE-5 VCRエンジンを想定したGT-POWERモデルにて、可変圧縮比の可変範囲においてCO2低減ポテンシャルを検討。ε8～20の連続可変とε10.5＆15.0の2段切り替え型の違いなどを比較。連続可変は10%のCO2低減効果があるが、SIでノック考慮条件では2段切り替え型と大差ない。

2016-01-1019 (Achates Power Inc.) Sharma, A. and Redon, F., “Multi-Cylinder Opposed-Piston Engine Results on Transient Test Cycle,”

→ Achates Power対向ピストン2ストロークエンジンの4.9L、3気筒プリプロダクションエンジンにおけるFTPモード燃費、エミッションに関する内容。試験エンジンからの小型化を行う傍ら、FTP平均BTE38.4％、最大BTE48％を実現している。エミッションはDOC＋DPF＋SCRでEPA2010以下を実現。

60

World Congress Presentation Topics 2

2016-01-0812 (Linkoping University) Eriksson, L. and Sivertsson, M., “Calculation of Optimal Heat Release Rates under Constrained Conditions,”

→ NACEでは理想の熱発生率制御を狙ったマルチインジェクタ燃焼系の研究を進めているが、この研究も同様に理想の熱発生率形態を理論モデルから導く事を目指している。昨年のモデル構築の拡張から、本年は様々な制約条件の影響を導入し、膨張行程での損失を減らすためには上死点前着火も必要、などの結果を得た。

2016-01-0815 (Michigan Tech. University) Razmara, M. et al., “ Innovative Exergy-Based Combustion Phasing Control of IC Engines,”

→ エクセルギー最大化の観点から、どの様な燃焼位相（CA50）に制御するのが最も良いか、を考えた燃焼制御手法の提案。但し燃焼形態は無過給HCCIを前提としている。燃焼位相を固定した場合に比べて、5.4％の燃費改善効果が得られたとしている。過給や後処理システム付きでの通常燃焼で同様な考え方が今後は必要。

61

World Congress Presentation Topics 3

Turbocompound（ORCよりも最近の注目度は高い） 2016-01-0567 (Technical Univ. of Braunschweig) Eilts, P., “Investigation of Engine Processes with Extreme Pressures and Turbocompounding,”

→ φ320×400という大型機関での研究。筒内最高圧を実用レベルに維持しながら平均有効圧を55bar程度まで増加させる手段として、ターボコンパウンドを採用した理論解析を実施した。計算結果では圧縮比の最適化（13.5）等を含めて、筒内最高圧を225barに維持しつつ、165g/kWhの正味燃費を得た。

2016-01-0548 (Universidad Politecnica de Valencia) Hervas-Blasco, E., et al., “Dynamic Model of a New Powertrain Concept Based On Energy Recovery from Exhaust Gases and Kinetic Losses to Electrify the Main Auxiliaries Oriented To Reduce Fuel Consumption,”

→ 欧州委員会FP7の中のGASTONEと呼ばれるプロジェクトの一環。オルタネータ回生も含んでいるが、排気のエネルギーはガスの方が高い、ということでガスエンジンをベースに排熱回生を想定したモデル検討。結果は3.6％の燃費改善。

62

3rd ATZ International Engine Congress

開催地はドイツ南部の観光地 Baden-Baden 電車でStuttgartから1時間半程度

会場のKongresshaus

Lichtentaler Allee

会場近くの散策路

（今年は雪が降ったり天気は

あまり良くありませんでした）

街の目抜き通り

ATZ Congressが重要なのは、主に欧州（特にドイツ語圏）における産＆学の研究成果が混在して発表されるところ。

発表に関連した新技術の展示も多く、講演時に質問できなかった内容を改めて聞くことが出来る。

ウィーンモーターシンポジウムやアーヘンコロキウムの様に、新製品や企業の将来ビジョンの発表だけでなく、現在進行形の研究も多くある意味、「生」の欧州動向が反映されている。

64

3rd International Engine Congress（2月23・24日） 乗用車関係と商用車関係がパラレルで講演…どちらも聴講可能

65

Progress in the development of natural gas high

pressure direct injection for Euro VI heavy-duty trucks

Dale Goudie

(Westport Innovations)

商用車のセッションに今回はガスエンジン（或いはDual fuelと言った方が良い）が加わり、この発表もそのうちの1つ

1．WestportはCumminsと繋がりが深いと思っていたが、今回のインジェクタHPDI2.0はDelphi社との協同開発

2．LNGを気化して軽油と同じコモンレールに蓄圧（<500bar）2つの燃料をインライン供給

3．燃焼期間は長くなり、軽油に比べて1～3％悪化、但し噴射圧上昇による燃費効果は、補機駆動ロスを入れても有意

4．Smokeが出にくいのでSmoke

limitを見直すことでトルクレスポンスは軽油より良好、CH4

も規制内

66

Control of predefined diesel combustion

processes by a burn-rate model

Reza Rezaei

(IAV GmbH)

燃焼制御の考え方として、恐らく現在NACEで取り組んでいるマルチインジェクタ燃焼系による燃焼制御にも、最終的には反映しなくてはならない考え方で、要するに要求熱発生率形状を実現するのには、どの様な噴射率が必要かを数値モデルで逆算する手法の提案

1．類似のケースとしては例えばマツダのSKYACTIV-Dでの燃焼制御の考え方も狙いは同じ

2．無論、より一般化するためには混合気形成、着火遅れや燃焼等の数値シミュレーションを駆使した逆解析が必要になるため、リアルタイム制御は未だ難しい

2．更には時間遅れのある過給＋EGR

率の燃焼への影響も加味して順次噴射系制御を行わないと、過渡では狙い通りの結果が得られない

67

Electrically assisted turbocharging in long-

haul truck application Hans Felix Seitz

(AVL List GmbH)

電動アシストの過給システムのアセスメントを12Lの大型商用車エンジンをベースに実施

1．燃費改善効果はダウンスピード込みで最大3％程度

2．エネルギー回生や過給機駆動を考えると48Vシステムが前提

3．電動ターボチャージャよりはブースターとパワータービンを分けた方が電気系の耐久性やレイアウトのし易さで有利

4．パワータービンはシリーズ配置より小型でウエストゲートの置換としたパラレル配置の方が主過給機のマッチングも損なわず、暖気時も主過給機を止められる等有利

SAEと同じく、排熱回生システムとしてORCより最近はT/Compoundが優位にある印象が強い

68

3rd ATZ International Engine Congress総括

参加者は約400人、欧州のエンジンOEM、サプライヤの目指す技術トレンドがある程度把握出来る 一方で紹介しなかったが、φ135の大型とφ81の小型エンジンを熱力学的に比較評価するといったFVVの成果報告や、噴射ノズルについたデポジットの過渡噴霧挙動への影響、ミラーサイクルの熱力学的本質にシミュレーションと実験から迫る、といった基礎的な研究も多く発表された（4室に分かれたパラレルセッションなので全ては聴講出来ていない、またProceedingsも比較的簡素のため未聴講だと内容を追い切れない） 本年のキーワードとしては、

代替燃料、大型では特にDual fuelとしての天然ガス利用、小型は持続可能な燃料（電気：e-fuelを含む）の製造まで検討、ディーゼル燃料として合成燃料のOME（[CH3O(-CH2O-)nCH3]、特にn=1）も何件か有り（バイエルン州がサポート、DarmstadtとMünchen工科大等が研究）

燃料に関係したところでは、Shellは今世紀末まで新たな化石燃料の開発はせず、CCS技術等に注力すると基調講演で話をしていた

完全HEVまでの繋ぎとしての48V化（大型でも検討）

過給機の電動化 and/or 排気エネルギー回生（48V化とも密接に関連）

残念ながら今年は基調講演でもないのに特定の技術ではなく、全体的なパワートレーンの周辺環境を含む将来予測のような発表（タイトルが曖昧、しかもそういった発表に限って資料を残さない）がやや目立った（次回2017年2月21～22日はどうなるか？）

69

Questions?

Your Intuition,

feedbacks,

long-term support, understanding,

encouragement,

comments,

and examinations

are always helpful to our future research.

Thank you! 70