圧縮比

圧縮比（あっしゅくひ、Compression Ratio/CR）とは、内燃機関及び外燃機関の内燃室（ないねんしつ）において、最も容積が大きくなる時の容量と、最も容積が小さくなる時の容量の比率を表す値であり、一般的な熱機関の基本的な仕様となる値でもある。

レシプロエンジンにおいては、内燃室はシリンダー、ピストン、燃焼室で構成される。ピストンがシリンダー内部で上下動する時、 ピストン下死点の時に内燃室容積は最大となり、ピストン上死点の時に内燃室容積は最小となる。この値の比率がそのエンジンの圧縮比となるのである。

例えばシリンダーが900cc、燃焼室が100ccの容積を持ち、尚かつ平坦なピストントップのピストンを用いていて、ピストンが下死点にある時に内燃室全体が1000ccの容積を持つ単気筒エンジンを例に取ると、ピストンが上死点に達するとシリンダー内の容積は1000ccから燃焼室そのものの容積である100ccまで圧縮される。この時、内燃室の最大:最小容量比は1000:100となり、圧縮比として表すと下二桁を切り捨てて10:1となる。

もしもこのようなエンジンにて燃焼室を切削して容積を150ccに増やした場合には、総排気量は1050ccとなり、内燃室の最大:最小容量比は1050:150となり、圧縮比として表すと7:1となる。

逆に、燃焼室はそのままでピストントップが盛り上がった高圧縮ピストンに交換して、ピストン上死点に達した時の最小容積が90ccとなった場合、下死点の時の容積も10cc減る為、総排気量は990cc。内燃室の最大:最小容量比は990:90となり、圧縮比として表すと11:1となる。

エンジンがより高い熱効率を発揮して、同じ量の混合気からより大きな運動エネルギーを取り出す為には、圧縮比が高い方が理想的である。圧縮比が高ければ高い程、圧縮行程の際に燃料の分子はより細かく霧化を起こし、燃焼の際の膨張エネルギーも増すことになるためである。一般的に、同じ系列のエンジンでも高い圧縮比のエンジンは低い圧縮比のエンジンより高出力・高トルクである場合が多い。

しかし高い圧縮比を持つガソリンエンジンは、品質の悪い燃料を使用した場合にノッキングを起こしやすくなる。これが余りにも酷くなるとプレイグニッションやデトネーションといった異常燃焼に発展し、最終的にはピストン溶損などのエンジンブローに至ってしまう。これを防ぐ為にはハイオクガソリン等の高品質の燃料を用いるか、点火時期を通常よりも遅らせる事が必要になる。1970年代後半に電子制御式燃料噴射装置が登場すると、エンジンにはノッキングを検出して自動的に点火時期を遅らせるノックセンサーが多くの車両で用いられるようになり、アメリカでは1996年にOBD-II準拠のECUの搭載と同時にノックセンサーの搭載も義務付けられるようになった。

点火時期を遅らせるという事は、それだけ混合気の膨張エネルギーのロスも大きくなる為、馬力やトルクの低下に繋がる。その為、ガソリンエンジンにおいては極端に高すぎる圧縮比は点火時期設定の制約が大きくなり却って性能低下に繋がるという結論に繋がってくる。

その一方で、圧縮点火機関であるディーゼルエンジンは、圧縮力によって燃料を自然発火させる構造上、ガソリンエンジンでいうノッキングそのものが点火装置となる為、ガソリンエンジンよりも高い圧縮比を設定する事が可能となる。これはひいてはディーゼルエンジンの方がガソリンエンジンよりも熱効率に優れるという結論ともなる。

圧縮比の公式

圧縮比は以下のような公式で算出可能である。

${\mbox{CR}}={\frac {{\tfrac {\pi }{4}}b^{2}s+V_{c}}{V_{c}}}$

$b\;$ = シリンダーのボア(直径)

$s\;$ = ピストンのストローク長

$V_{c}\;$ = ピストンが上死点に達した時の内燃室の最小容積。この数値は燃焼室容積とは必ずしもイコールになるとは限らない為、ピストンと燃焼室が複雑な形状をしている事が目視で明らかな場合や、フルノーマルエンジンでも出来るだけ正確な現状の容積を求めたい場合には、ピストンとシリンダーヘッドをシリンダーブロックに組み付けた上で圧縮上死点を出し、プラグホールから灯油などの液体を注入して、燃焼室満杯まで注入できた量を直接測定して算出する事が望ましい。

エンジン形式別の代表的な圧縮比

ガソリンエンジン(自然吸気仕様)

通常、複雑で高度な電子制御機構を持たないごく普通の自然吸気ガソリンエンジンの場合には、デトネーションを防ぐ為に圧縮比が10:1よりも高い数値となる事は少ない。アメリカにおいては1955年から1972年に掛けて、一部の超高性能エンジンを搭載した市販特別仕様車では13:1などの極めて高い圧縮比を持つものも現れたが、安全の為に高濃度のテトラエチル鉛を大量に添加した専用有鉛ハイオクガソリンを使用する事が絶対条件であった。

ノッキングの開始を防ぐのに使用されるエンジン制御としては、吸気ポートが混合気を燃焼室に供給する際に何らかの機構を用いてスワール(横渦流)やタンブル(縦渦流)を意図的に発生させる事が挙げられる。近年の高度に電子制御された可変バルブ機構やノックセンサーを含めた点火時期制御が行われているエンジンでは、87オクタンのレギュラーガソリンでも11:1を超える高い圧縮比の実現が可能となっている。

このような高度な電子制御が行われているエンジンの中には、2005年式BMW・K1200Sのように13:1という高圧縮比を持つものも存在する。ジャガーは1981年に14:1というガソリンエンジンでは限界に近い高圧縮比のエンジンを登場させたが、程なく12.5:1まで圧縮比が落とされている。

ガソリンエンジン(過給機仕様)

ターボチャージャーやスーパーチャージャーを搭載したエンジンでは、圧縮比は9:1以下とされる事が一般的である。

1980年代のターボエンジンでは7:1等の低い圧縮比を持つものも珍しくはなかった。この様なエンジンは総じて大きめのターボチャージャーに0.5-1.0kgf/cm2程度の高めの最大過給圧が設定されており、所謂ドッカンターボと呼ばれるフィーリングを持っていたが、近年のターボエンジンでは9:1前後の高めの圧縮比に小さめのターボチャージャーを組み合わせ、0.3-0.5kgf/cm2程度の低めの最大過給圧を設定してレスポンスの低下を抑えるマイルドチャージと呼ばれるセッティングが主流となっている。

同じ系列のエンジンで自然吸気とターボエンジンを両方持つ車種の中には、コストダウンの為にピストンヘッドの形状変更のみで圧縮比変更を行っている事例も散見される。

ガソリンエンジン(レーシング仕様)

ワークスチームなどで用いられる純粋なレーサー仕様オートバイやF1等の純然たるレーシングエンジンにおいては、14:1以上という極めて高い圧縮比が用いられる事も珍しくはない。使用されるガソリンもレース専用の超高オクタンのスペシャルガソリンを用いる事が前提とされる。

プライベーター向けに市販されるレーサー仕様オートバイでは86-90オクタン前後のガソリンが使用される事も考慮して、12:1前後の圧縮比とされる事が一般的である。

なお、インディカーやチャンプカーの様に燃料にメタノールやエタノールを用いるエンジンでは圧縮比が15:1に達する。

ターボ時代のF1では、当時最高峰の性能を誇っていたホンダ製V6ターボエンジンでも1983年のRA163Eで9.4:1、1985年から1986年に掛けて使用されたRA167Eでも7.4:1から8.4:1前後であった。しかしこの様な圧縮比であっても過給圧は4バール(約4kgf/cm2)を超え、最高出力は600馬力から1500馬力以上。使用されるガソリンにはノッキングを防ぐ為に大量のトルエンが添加されているという途方もない代物であり、市販車両のターボエンジンとは比較対象にならないものであった。

LPG/CNGエンジン

タクシーや商用車で用いられるLPGやCNG仕様エンジンでは、一般的に同系列のガソリンエンジンよりも高い圧縮比が用いられる事が多い。これはLPGやCNGの耐ノッキング性能がガソリンよりも優れている為である。

2ストロークエンジン

2ストロークエンジンはその特性上4ストロークエンジンと比較して圧縮比は低めに抑えられる傾向がある。

市販車両でもレーサーレプリカのカテゴリーに属するホンダ・NSR250Rでも7.4:1という圧縮比であり、特別な排気デバイスなどを持たない2ストロークエンジンは7:1から6:1程度の圧縮比に抑えられる事が一般的であった。

近年ではユーロ3規制等の厳しい排ガス規制に対応する為に、排気ポート形状を変更するなどして12:1等の4ストロークエンジン並みの高い圧縮比を持つ車両も登場してきたが、これにより2ストロークならではの高回転まで伸びるフィーリングや最高出力は大きくスポイルされてしまっているのが現状である。

ディーゼルエンジン

点火プラグを用いない圧縮点火機関であるディーゼルエンジンはノッキングを考慮する必要が無い為、ガソリンエンジンの限界とされる圧縮比14:1を大きく超える事が普通である。

ディーゼルエンジンの適切な圧縮比は燃料噴射方式とシリンダーヘッドの副燃焼室形状、ピストンキャビティ(主燃焼室)形状などに依存する為、旧式の副燃焼室式エンジンでも14:1から16:1前後、コモンレール式登場以前の直接噴射式エンジンでは18:1から20:1前後の圧縮比が採用される事が一般的であった。ターボエンジンでもこの圧縮比から若干下げる程度で十分に対応が可能である為、ガソリンエンジンと比較して過給機仕様の燃費の低下は少ない傾向がある。

現在の高度に電子制御されたコモンレール式ディーゼルエンジンでは22:1を上回る圧縮比が採用される事も珍しくはない。

圧縮圧力と圧縮比の関係

通常、エンジンの状態を診断する為には点火プラグを取り外してコンプレッションテスター（圧力計）を接続してクランキングする事で、圧縮圧力の測定を行ってシリンダーヘッドやピストンリングの状態判断を行う事が出来る。

シリンダーの圧縮圧力からは圧縮比の状態や数値そのものを知る事は不可能であるが、ノーマルエンジンでスペック表などから圧縮比が判明している場合や、チューニング後に圧縮比を計算や測定で算出している場合など、エンジンの圧縮比が事前に分かっている場合には、圧縮圧力の数値を得た上で、以下の公式を使用することでプレイグニッションが発生する圧縮圧力を見積もることが可能である。

$p=p_{0}\times C_{r}^{\gamma }$

$p_{0}\;$は、ピストン下死点(Bottom Dead Center/BDC)でのシリンダー圧力であり、通常は大気圧である1気圧であると仮定する。 $C_{r}\;$は圧縮比。$\gamma \;$は混合気の比熱比であり、通常は空気の値である1.4かメタン混合物の1.3の間の数値を用いる。

例えば、自然吸気ガソリンエンジンで圧縮比が10:1に設定されている場合、上死点(TDC)の圧縮圧力が下記の数値となった場合、プレイグニッションやデトネーションが発生する事になる。

$p_{TDC}=(1bar)\times 10^{1.4}=25.1bar(25.1kgf/cm2)$

しかし、この公式はバルブタイミングに依存しており、特に$p_{0}\;$の値が大きく変化する。例えば吸気バルブの開閉タイミングが少し遅い場合には下死点での筒内圧力は大気圧ではなく負圧になっている場合があるし、インテークマニホールドの設計が慣性過給を起こすように設計されている場合や過給機のブーストが掛かっている場合には大気圧に過給圧が上乗せされるからである。

その為、実際のプレイグニッション圧力の推定には後述の動的圧縮比を用いた計算式が用いられる事になり、その結果一般的な自動車用エンジンの設計圧力は安全率を見積もって丁度10バール(10kgf/cm2)とされる事が普通となっている。

しかし一般的な知識や施設では動的圧縮比の算出自体が困難を極める為、圧縮比などの仕様変更の際には上記の計算で求められた上死点圧力を基準に、下記のような仮判定を行って安全性を確かめる。

仮に上記と同じ仕様のエンジン（設計圧縮圧力10バールとする）に最大過給圧0.6バールの過給機をそのまま取り付けた場合には、下記のような値が得られる。

$p2_{TDC}=(1+0.6bar)\times 10^{1.4}=37.7bar(37.7kgf/cm2)$

この過給圧でこの圧縮比では計算上の上死点圧力が元の値から高くなりすぎてしまう為、圧縮比を下げた上で再度補正計算を行う。仮に燃焼室やピストンを加工して圧縮比を7:1とした場合、下記のような計算結果となる。

$p3_{TDC}=(1+0.6bar)\times 7^{1.4}=24.4bar(24.4kgf/cm2)$

これにより、上死点圧力は元の仕様とほぼ変わらない数値となる為、最大過給圧0.6バールの過給機を取り付ける場合には圧縮比を7:1前後とする事でフルブーストの際にも比較的安全な仕様となる事が判定出来るのである。

もしも後述のチューンナップ手法により圧縮比を変更した場合、エンジン組み上げ後に圧縮圧力を測定した際に10バールを大きく超える圧力が測定された場合には、十分な注意が必要である。なお、レーシングエンジンなど極端なカムプロフィールのカムシャフトを用いる場合や、工業用の据え付け型のエンジンの場合にはもう少しラフに見積もられて150-200psi（10.3-13.8kgf/cm2)程度の圧縮圧力が用いられる。

なお、この圧縮圧力はピストンリングやバルブシートの劣化により、設計圧縮圧力から次第に下がっていく。粘度の高いエンジンオイルを使用する事で多少は劣化による圧縮圧力の低下を回復させる事も不可能ではないが、極端に圧縮圧力が下がっている場合、特に多気筒エンジンで各シリンダー間の圧縮平均値の-10%を上回るシリンダーが現れた場合には次のような方法で圧縮が落ちている原因を判定し、直ちに何らかの修理が必要である。

• 圧縮圧力を測定して、設計圧力10バールよりも極度に低いシリンダーが見つかった場合には、プラグホールから小さじ一杯程度のエンジンオイルをピストンヘッドに垂らして、再度圧縮圧力を測定する。

• もしもこれで圧縮が大幅に回復した場合にはピストンリングやピストン、シリンダー等の腰下の不具合に起因する圧縮漏れ（発進時に白煙を吹く場合には、オイルリング不良によるオイル上がりも併発している）であり、これでも圧縮が全く回復しない場合にはシリンダーヘッドやヘッドガスケット、バルブシートとポペットバルブの密着具合等の腰上の不具合に起因する圧縮漏れ（発進時に白煙を吹く場合にはバルブステムシール不良によるオイル下がりも併発している）である事。圧縮の回復が僅かである場合には腰上と腰下の両方に不具合がある事が判定出来る。

• さらに部品毎に細かく漏れの原因を探る場合にはen:Leak-down_testerを用いる場合もある。

動的圧縮比

上記の計算式で算出された圧縮比は、通常の場合カタログスペックでも用いられるものであるが、この計算ではピストンがシリンダーの下部の下死点(BDC)で停止して吸排気バルブも完全に閉鎖され、その状態から圧縮された容積がエンジンの実容積であるという仮定の下で算出される、いわば静的圧縮比(せいてきあっしゅくひ、Static Compression Ratio/SCR)と呼べる類の数値である。

しかし、実際のバルブタイミングでは吸気バルブの閉鎖は殆どの場合下死点の後で行われる。その為、下死点を通り過ぎて上昇を始めたピストンにより、吸気バルブ付近の混合気はいくらかは吸気ポートへ押し戻される事になる。また、吸気ポートやインテークマニホールドのヘルムホルツ共鳴を利用した慣性過給や、排気ポートやエキゾーストマニホールドの排気洗浄作用のセッティングによっては、吸気行程時のシリンダー内の圧力は大気圧よりも高くなっている場合もある。これにより前述の計算上の静的圧縮比は始動しているエンジン内部でそのまま成立するものではなく、実際には上記の様々な条件の下で補正された動的圧縮比(どうてきあっしゅくひ、Dynamic Compression Ratio/DCR)が現れるのである。

この動的圧縮比は、そのエンジンに組み込まれるカムシャフトのプロフィールやバルブタイミングの設定により大きく変化する。純正カムやローカムなどで下死点よりも手前で吸気バルブが閉じる場合には動的圧縮比は計算により求められる静的圧縮比やカタログ上の名目的な圧縮比よりも高くなる傾向を示し、ハイカムなどで下死点より後で吸気バルブが閉じる場合には動的圧縮比はより低い値を示す傾向となる。

ピストンの下死点は実測或いは図上でもストロークとコネクティングロッドの長さを利用して三角法で算出する事が可能であるが、このようにして算出された絶対的な総排気量は上記の理由により、必ずしも動的圧縮比の計算に準用出来るものとは限らない。動的圧縮比を算出する為には吸気バルブが閉じた時のピストンの位置を起点に総排気量を算出しなければならない。

例えば、冒頭の計算例で用いられた「シリンダーが900cc、燃焼室が100ccの容積を持ち、尚かつ平坦なピストントップのピストンを用いていて、ピストンが下死点にある時に内燃室全体が1000ccの容積を持つ単気筒エンジン」を例に取ると静的圧縮比は10:1となるが、仮にこのエンジンの吸気バルブのバルブタイミングがピストンが上昇してシリンダー容積が650ccになった位置で全閉すると仮定した場合、動的圧縮比は750:100=7.5:1となる。

同様の事が静的圧縮比の上死点圧力計算で用いられる比熱比の値にも言える。通常は空気の比熱比である1.4が用いられるが、この数値は高熱且つ排気ガスや混合気が複雑に混じり合う内燃室内部の状況については考慮されていない。その為、動的圧縮比の計算においてはメタン混合物の値である1.3か或いはそれよりも低い1.2という値が用いられる。

例えば静的圧縮比が10:1、上記の様なピストン位置補正を行って動的圧縮比が7.5:1と算出されたエンジンがあると仮定すると、前述のプレイグニッションが発生する圧縮圧力を見積もる公式は以下のようになる。

$Dp=Dp_{0}\times DC_{r}^{\gamma }$

Dp0には大気圧である1バール(14.5psi若しくは海面大気圧の14.7psi)ではなく、13.7psi(約0.945バール)という値を用いる事が望ましいとされている。γについても1.3若しくは1.2が用いられる為、実際に動いているエンジンのプレイグニッションに至る上死点圧力は、想定される最悪の条件を考慮して計算すると下記の通りとなる。

$Dp_{TDC}=(0.945bar)\times 7.5^{1.2}=10.6bar(10.6kgf/cm2)$

こうした計算の結果、エンジン設計で用いられる規定圧縮圧力は高くても10バール前後が安全であると見積もられるのである。

チューニングによる圧縮比変更

エンジンのチューニングにより圧縮比を変更する手法には、おおまかに次のような方法が考えられる。

1. ピストンを変更する - 高・低圧縮比ピストンを組むか、元のピストンヘッドを切削して圧縮比を下げる。大きなボアアップを行った場合も圧縮比は変化する。
2. 燃焼室を加工する - 圧縮比を上げる場合には肉盛り加工、下げる場合には切削加工を行う。シリンダーヘッドの面研を行って燃焼室容積を一律に下げる方法もある。
3. ヘッドガスケットの厚さを変える - 圧縮比を上げる場合にはより薄いガスケットを、下げる場合にはより厚いガスケットを選択する。

オーバーサイズピストンなどを使用していないフルノーマルの状態から圧縮比を変更する際には、まずは元のエンジンのスペック表を入手して現在の総排気量と圧縮比、ボア・ストロークを知る事が基本となる。例えば総排気量105cc、圧縮比9.5:1の単気筒エンジンの場合には、公式から圧縮上死点の際の内燃室最小容積は約11ccと推定出来る。

また、シリンダーヘッドを下ろした際にバルブを閉じた状態で燃焼室に灯油などを満たしてその容量を量る事で、燃焼室容積も算出する事が出来る。

この改造前の初期数値を測定して記録して置いた上で、上記の変更を行った際にはピストンやシリンダーヘッドを組み付けた後に圧縮上死点を出してプラグホールから灯油などを満たして新たな内燃室最小容積を測定する事で、おおまかな圧縮比を知る事が可能になる。

正確な圧縮比を測定により求める事は、エンジンの最大限の性能発揮とエンジンの破損を防ぐ為には必ず必要となるので、プライベートチューンの際には測定を励行する事が望ましい。特に純正・社外部品が手に入りにくい旧車のチューンにおいて、他のエンジンのピストンを加工流用する場合にはピストン変更による圧縮比変化量が作業事前に分からない事が多い為、組み付け後の測定とそれに応じたピストン再加工は繰り返し行わなければならない。

なお、OHCエンジンの場合でガスケット変更やシリンダーヘッド面研による圧縮比変更を行った場合には、その変更した厚さに応じてストロークが変化する為、バルブタイミングや点火時期も厚さが変化した分ズレが生じる。このようなガスケット組み付けや面研作業後には、カムスプロケットの調整によるバルブタイミングの変更や、ディストリビューターやカムポジションセンサーの調整による点火時期変更を適切に行わなければ、本来の性能を発揮できなくなり、場合によっては圧縮比変更前より性能が低下する恐れもあるため注意が必要である。

また、経年使用によりピストンヘッドや燃焼室内壁、ポペットバルブにはカーボンが堆積して、次第に内燃室最小容積が減少＝圧縮比が自然増大する傾向を示す為、耐久性を重視したチューンの際には圧縮比を過剰に上げすぎない事も、エンジンを長持ちさせる上では重要となる。極端に高圧縮比とした仕様のレーシングエンジン程、レース毎にオーバーホールを行っているという事実をゆめゆめ忘れないように心がけなければならない。

サーブの可変圧縮エンジン

通常のレシプロエンジンではシリンダーボア、ストローク、燃焼室容積は（カーボン付着による僅かな減少を除けば）常に一定である為、圧縮比も常に一定であるのが普通である。これは例えノッキングでエンジンに損害が出た場合であっても変わる事はない。

但し、サーブが実験用エンジンとして研究を進めているen:Saab Variable Compression engine (SVC)では、エンジン内部の燃焼状態に応じて直接的に内燃室の容積を変更して、圧縮比を変える機構が用いられている。

その機構とは、オートバイエンジンのようにクランクケースとシリンダーを別体式とし、シリンダーとクランクケースの接合面の片側に蝶番を設け、もう片側に油圧式のアクチュエーターを配置してシリンダーそのものを上下させる事で、内燃室容積全体を変化させるというものである。

可変圧縮比エンジン

サーブのSVCは近代的で高度な技術力で可変圧縮比を実現した一例だが、このような機構の可変圧縮比エンジン(Variable Compression Ratio/VCR)のアイデア自体は、1920年代にen:Harry Ricardoによって最初に考案された。彼のアイデアは当時は技術力が追いつかなかった上、その後ガソリンエンジンはガソリンのオクタン価を調整してノッキング対策を行う方向に向かった為に当時は実用化には至らず、サーブの手により再び世に現れるまでは自動車工学界でも長年忘れ去られていた技術だったのである。

サーブはこの研究を更に進めて、ガソリンエンジンでありながらディーゼルエンジンに比肩する燃焼効率を持つエンジンを開発する事を目指して Office of Advanced Automotive Technologiesという研究機関を立ち上げ、日産、ボルボ、PSA・プジョーシトロエン及びルノーなどが共同研究に参加していたが、現在まで目立った成果はまだ上がっていないのが現状である。

なお、アトキンソンサイクルエンジンもこうした可変圧縮比を実現する為の最初の試みの一つであった。

関連項目

• en:Mean effective pressure
• en:Overall pressure ratio - ジェットエンジンの性能を表す比率

• シリンダーヘッド
• 燃焼室
• 死点
• 点火時期
• バルブタイミング
• ピストン
• 自然吸気
• 過給機

外部リンク

• Variable compression engine
• Cam Timing vs. Compression Ratio Analysis
• Calculating Compression Ratio changes with engine modifications

• 2ストエンジンの「圧縮比」についての一考 - 具体的な内燃室最小容積測定方法について解説されている。