Solver Turbulence Model Wall Treatment Engine Speed Fuel Injection Timing Combustion Model Reaction Mechanism Fig. 11 Comparison of Predicted Friction Velocity －88－ 更に，壁面熱流束の予測差が燃焼に及ぼす影響を考えるため，Fig. 14に熱発生率の比較を示す。本モデル（式(7)+(14)）の結果に対し，従来モデル（式(7)+(10)）は燃焼が緩慢化している様子が確認できる。これは，Fig. 15に示す熱発生率の等値線（吸排気バルブ間のヘッド面から約3mmオフセットした位置の断面）から分かるように，従来モデルを使用した場合には，スキッTable 2 Computational Condition of Various Flow Fields Solver Turbulence Model Wall Treatment Fluid Time Integration Case1Case2Case3Fig. 10 Computational Domain of Various Flow Fields さまざまな流動場に対する式(14)の適用性を調査するため，数値解析を実施した。Table 2に計算条件，Fig. 10に対象とする流れ場を示す。壁面第1層をy+<1となるようにメッシュを設定し，低レイノルズ数型の乱流モデルを使用した。これにより，壁面近傍の速度勾配から式(3)で摩擦速度uτ,dを直接算出できる。また，壁面境界層内（0≤y+≤100）で平均化した平均乱流運動エネルギーとその散逸率から式(14)で摩擦速度uτ, wmを算出した。両者を比較した結果をFig. 11に示す。図より，両者が良く一致することが確認できる。このため，本研究で構築した式(14)は，さまざまな流動場で摩擦速度を定量的に予測可能であるといえる。以上の結果より，式(7)に式(14)を適用した新たな伝熱モデルを活用して，エンジンの壁面熱流束を高精度に予測できると考えられる。 前項で新たに構築した伝熱モデルを試験用単気筒エンジンにおける3D-CFDに適用し，エンジン燃焼場における検証を行った。Table 3に計算条件を示す。熱流束計測位置は，Fig. 12の燃焼室概略図に示すスキッシュ部である。 ン燃焼場の壁面熱流束を精度良く予測可能なことを実証できた。 STAR-CCM+Low-Re-number Standard k-εWithout Wall FunctionAirImplicit / UnsteadyCase4Case5Table 3 Computational Condition of In-Cylinder Flow Cylinder Head Fig. 12 Measurement Position of Heat Flux Fig. 13 Comparison of Local Heat Flux for Test Engine KIVA-4RNG k-εWall Function2500 rpmPRF90Intake StrokeDetailed Chemical ReactionReduced KUCRS Mech.Measurement Point Cavity Piston Squish Areaマツダ技報 Fig. 13に壁面熱流束の結果を示す。比較のために，式(7)と式(10)で構成される従来モデルの結果を併せて示す。新たに構築したモデルを用いることで，エンジNo.35（2018）4. モデルの検証 5. エンジン計算
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