JP2023103406A - 排気ガス再循環システム及びこれを備える船舶 - Google Patents

Abstract

【課題】デュアル燃料エンジンのガスモード運転に適用するための排気ガス再循環システムの提供。【解決手段】シリンダーの上側に備えられる排気バルブと、ピストンが下死点から上死点に移動する途中でシリンダーにガス燃料を供給するためのガス燃料供給ユニットと、シリンダーに流入される掃気ガスが経由する吸気ラインＬ２と、シリンダーから排出される排気ガスが経由する排気ラインＬ１と、吸気ラインに連結されて掃気ガスを圧縮しシリンダーに供給する圧縮機と、排気ラインに連結されてシリンダーから排気ガスの供給を受けて駆動し、回転力を圧縮機に伝達するタービンを含むターボチャージャーと、排気ラインのうちタービンの前段部と吸気ラインのうち圧縮機の前段部を連通するＥＧＲラインＬ３と、排気バルブの開閉を制御する第１制御部及び／またはタービンに供給される排気ガスの流量を制御する第２制御部と、を含む。【選択図】図５

Description

本発明は排気ガス再循環システム及びこれを備える船舶に関する。

一般的に、船舶などに搭載される大型エンジンとしては、ディーゼルエンジン（Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ）、ガスエンジン（Ｇａｓ Ｅｎｇｉｎｅ）、デュアル燃料エンジン（Ｄｕａｌ Ｆｕｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ）などの様々なエンジンが開発されている。このうち、デュアル燃料エンジン（Ｄｕａｌ Ｆｕｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ）は、２つの燃料、例えば、ガス（ＬＮＧなど）とディーゼルを並行して使用できるメリットにより船舶に多く使用される。

このようなデュアル燃料エンジンが設けられた船舶は、燃焼室の内圧に応じて高圧エンジン（ＭＥＧＩ）と低圧エンジン（Ｘ－ＤＦなど）に区分され、２サイクルエンジン（ＭＥＧＩ、Ｘ－ＤＦ）または４サイクルエンジン（ＤＦＤＥ）などに区分されることができる。

デュアル燃料エンジンは、ガスを主燃料に利用して推進駆動力を発生させるガスモードと、ディーゼルを主燃料に利用して推進駆動力を発生させるディーゼルモードのうち何れか１つを利用して運転する。

このため、デュアル燃料エンジン（特に、２サイクル低圧Ｏｔｔｏ ｃｙｃｌｅエンジン）は、燃焼室を有するシリンダーと、シリンダーにおいて上下方向に往復運動するピストンと、シリンダーの上側に設けられるシリンダーカバーと、シリンダーカバーに設けられてシリンダーにディーゼル燃料を噴射するディーゼルインジェクターと、シリンダーカバーに設けられてシリンダーで燃焼された排気ガスを排出させるための排気バルブと、シリンダーから排出される排気ガスの供給を受ける排気ガスレシーバーと、シリンダーの下側に設けられてシリンダーの内部に空気を供給する掃気レシーバーと、シリンダーの上側と下側の間に設けられてシリンダーの内部にガス燃料を供給する燃料供給部（ガスインジェクターまたはガスノズル）と、ガスモードでの点火のために少量のディーゼル燃料をパイロット燃料として注入するディーゼルインジェクターまたは別のパイロットインジェクターと、を含む。

また、デュアル燃料エンジンは、シリンダーから排出される排気ガスを利用してシリンダーに供給される空気の量を増加させることでエンジンの出力を上げるターボチャージャーを含む。ターボチャージャーで供給する圧縮された空気は掃気レシーバーに供給されてシリンダーに供給されることができる。

このようなデュアル燃料エンジンがディーゼルモードで運転される場合には、高温で空気と燃料の燃焼が起きるため、有害物質である窒素酸化物（ｎｉｔｒｏｕｓ ｏｘｉｄｅ；ＮＯｘ）が多量に排出されるが、環境問題に対する規制のため、有害物質を取り除かなければならない。

排気ガス再循環（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ、ＥＧＲ）システムは、熱容量が空気より大きい排気ガスの一部をエンジンの掃気ガスに供給することにより、燃焼室内の温度（燃焼温度及び混合物の圧縮温度など）を下げ、酸素濃度の減少により窒素酸化物の生成を抑制することができる。

しかし、デュアル燃料エンジンがガスモードで運転される場合には、空気の流入量が減少することにより燃焼効率が低下し、排気ガス再循環システムの適用効果を有効に得られないか、またはエンジンの運転に制限が発生する可能性がある。従って、デュアル燃料エンジンをガスモードで運転する場合にもＥＧＲシステムの効果を有効に得るための解決方法が求められている。

国際公開第２０１８／１０１１５３号

本発明は上記のような従来技術の問題点を解決するために創出されたものであり、本発明の目的は、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に適用するための排気ガス再循環システムを提供することである。

本発明の一側面により、ガス燃料を主燃料に利用して駆動力を発生させるガスモード、および液体燃料を主燃料に利用して駆動力を発生させるディーゼルモードを有するデュアル燃料エンジンに適用される排気ガス再循環システムであって、 燃料を燃焼させるためのシリンダーと、前記シリンダーの上側に備えられる排気バルブと、前記シリンダーにおいて下死点と上死点の間を往復移動するピストンと、前記ピストンが下死点から上死点に移動する途中で前記シリンダーにガス燃料を供給するためのガス燃料供給ユニットと、前記シリンダーに液体燃料を供給するための液体燃料供給ユニットと、前記シリンダーに流入される掃気ガスが経由する吸気ラインと、前記シリンダーから排出される排気ガスが経由する排気ラインと、前記吸気ラインに連結されて前記掃気ガスを圧縮し前記シリンダーに供給する圧縮機と、前記排気ラインに連結されて前記シリンダーから排気ガスの供給を受けて駆動し、回転力を前記圧縮機に伝達するタービンを含むターボチャージャーと、前記排気ラインのうち前記タービンの前段部と、前記吸気ラインのうち前記圧縮機の前段部を連通するＥＧＲラインと、前記排気バルブの開閉を制御する第１制御部と、を含み、前記シリンダーは、前記ガスモード、または前記ディーゼルモードで運転し、前記第１制御部は、前記シリンダーが前記ガスモードで運転し、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時にガス燃料の供給が完了した直後に前記排気バルブを閉めることを特徴とする。

具体的に、上記第１制御部は、前記シリンダー内の燃焼圧力に応じて液体燃料の噴射タイミングを制御することができる。

具体的に、前記タービンに供給される排気ガスの流量を制御する第２制御部と、をさらに含み、前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記タービンに供給される排気ガスの流量を調整する

具体的に、上記第２制御部は、上記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に上記タービンに供給される排気ガスの流量を増加させることができる。

具体的に、上記排気ガス再循環システムは、上記タービンの前段と後段を連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、上記第２制御部は、上記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に上記バイパスラインを調整することができる。

具体的に、上記排気ガス再循環システムは、上記圧縮機の後段と上記タービンの前段を
連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、上記第２制御部は、上記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に上記バイパスラインを調整して上記圧縮機から排出される掃気ガスの一部を上記タービンに供給することができる。

具体的に、上記排気ガス再循環システムにおいて、上記吸気ラインはクーラーをさらに備え、上記クーラーの後段と上記タービンの前段を連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、上記第２制御部は、上記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に上記バイパスラインを調整して上記クーラーから排出される掃気ガスの一部を上記タービンに供給することができる。

具体的に、上記タービンは備えられるノズル羽根を調整することができる可変型タービンであり、上記第２制御部は、上記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に上記ノズル羽根を調整してタービンに供給される排気ガスの流速を増加させることができる。

具体的に、前記シリンダーから排出された排気ガスは、前記ＥＧＲラインを介して前記圧縮機に流入され、上記ＥＧＲラインには排気ガスを加圧するＥＧＲブロワが省略されることができる。

本発明の他の一側面による船舶は、上記排気ガス再循環システムを有することを特徴とする。

本発明による排気ガス再循環システムは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に、既存の排気ガス再循環システムを単純適用することに比べてエンジンからのメタンスリップ量を減少させることができる。

本発明による排気ガス再循環システムは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に、既存の排気ガス再循環システムを単純適用することに比べて燃料消費率を減少させることができる。

本発明による排気ガス再循環システムは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に、既存の排気ガス再循環システムを単純適用することに比べて窒素酸化物の排出量を減少させることができる。

本発明による排気ガス再循環システムは、ＥＧＲブロワを省略することでＥＧＲブロワによるエンジンシステムの構造変更を防止し、ブロワの設置、運転及びメインテナンスに対する費用を節減することができる。

デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用した概念図である。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるａ．ＥＧＲ有無、を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｂ．排気ガス中のメタンの比率を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるａ．シリンダーの最大圧縮圧力を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｂ．シリンダーの最大圧縮温度を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｄ．シリンダー内の最大燃焼温度を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるａ．ガス燃料供給量を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量をそれぞれ相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｃ．シリンダーのＰ－Ｖダイアグラムによる温度のダイアグラムを示したものである。 デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用し、ガスモードで排気ガス再循環システムを運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるｄ．ピストンクランク角度による温度のダイアグラムを示したものである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムの概念図である。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．ＥＧＲ有無を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．排気ガス中のメタンの比率を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．シリンダーの最大圧縮圧力を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．シリンダーの最大圧縮温度を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｄ．シリンダー内の最大燃焼温度を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．ガス燃料供給量を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例１による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２－１による排気ガス再循環システムの概念図である。 本発明の実施例２－２による排気ガス再循環システムの概念図である。 本発明の実施例２－３による排気ガス再循環システムの概念図である。 本発明の実施例２－４による排気ガス再循環システムの概念図である。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．ＥＧＲ有無を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．排気ガス中のメタンの比率を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．シリンダーの最大圧縮圧力を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．シリンダーの最大圧縮温度を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｄ．シリンダー内の最大燃焼温度を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のａ．ガス燃料供給量を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 本発明の実施例２による排気ガス再循環システムをガスモードで運転する場合のｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量を既存の排気ガス再循環システムを運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。 デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システムを適用しない場合（ＥＧＲ未適用）、既存の排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ適用）、本発明の実施例１による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋エンジンチューニング）及び本発明の実施例２による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋付加装置）において、ａ．ＥＧＲ率を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システムを適用しない場合（ＥＧＲ未適用）、既存の排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ適用）、本発明の実施例１による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋エンジンチューニング）及び本発明の実施例２による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋付加装置）において、ｂ．メタンスリップの比率を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システムを適用しない場合（ＥＧＲ未適用）、既存の排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ適用）、本発明の実施例１による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋エンジンチューニング）及び本発明の実施例２による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋付加装置）において、ｃ．ガス燃料の消費率を相対的な比率で示したグラフである。 デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システムを適用しない場合（ＥＧＲ未適用）、既存の排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ適用）、本発明の実施例１による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋エンジンチューニング）及び本発明の実施例２による排気ガス再循環システムを適用して運転した場合（ＥＧＲ＋付加装置）において、ｄ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生率を相対的な比率で示したグラフである。

本発明の目的、特定の利点及び新規な特徴は、添付の図面と関連する以下の詳細な説明
と好ましい実施例から更に明らかになるだろう。本明細書では、各図面の構成要素に参照番号を付するにおいて、同じ構成要素に限ってはたとえ他の図面上に表示されても、可能な限り同じ番号を付したことに留意すべきである。また、本発明を説明するに当たり、関連する公知技術に対する具体的な説明が本発明の要旨を不要に不明確にすると判断される場合、その詳細な説明は省略する。

以下において、高圧（ＨＰ：Ｈｉｇｈ ｐｒｅｓｓｕｒｅ）、低圧（ＬＰ：Ｌｏｗ ｐｒｅｓｓｕｒｅ）、高温及び低温は相対的なものであり、絶対的な数値を示すものではない。

以下において、ガスはＬＮＧ、ＬＰＧ、エタンなどで、沸点が常温より低い物質を意味することができ、ディーゼルは液体燃料で、発熱量を有する全ての物質を包括する。

以下において、エンジンは、ガス燃料を主燃料に利用して駆動力を発生させるガスモードとディーゼルを主燃料にして駆動力を発生させるディーゼルモードのうち何れか１つで運転するデュアル燃料エンジンであることができ、大きく、シリンダー、ピストン、ガス燃料供給ユニット、液体燃料供給ユニット、排気バルブを含む。

以下において、ターボチャージャーは、大きく圧縮機とタービンを含む。

以下において、有効圧縮比は、ピストンが上死点にあるときのシリンダー容積に対する排気バルブが閉められた時点におけるシリンダー体積の比率である。

以下において、圧縮圧力及び温度は、ピストンが燃焼過程なしに上死点にあるときの混合ガスの圧力及び温度を意味する。

以下において、燃焼圧力及び温度は、燃焼期間の間ピストンに加えられる爆発圧力と温度を意味する。

まず、図１～４を利用してデュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用したものを説明する。

図１は、デュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システムを適用した概念図である。以下において、既存の排気ガス再循環システムは、ディーゼルエンジンまたはデュアル燃料エンジンのディーゼルモード運転時に発生する窒素酸化物の量を低減させるために適用可能な排気ガス再循環システムを意味する。

図１を参照すると、既存の排気ガス再循環システム２は、エンジン３、ＥＧＲバルブ１０、圧縮機１１及びタービン１２ａを含み、上記排気バルブ９から上記タービン１２ａを連結する排気ラインＬ１、上記圧縮機１１から上記シリンダー４を連結する吸気ラインＬ２、上記排気ラインＬ１のうち上記タービン１２ａの前段部と上記吸気ラインのうち上記圧縮機１１の前段部を連通するＥＧＲラインＬ３を含む。

シリンダー４は燃料を燃焼させるためのものである。上記シリンダー４はエンジン３のエンジンブロック（不図示）の内部に形成されることができる。上記シリンダー４は空気、燃料などが供給されることができる燃焼室を有する。上記燃焼室は内部が空いている円筒状に形成されてもよい。シリンダー４とエンジンブロックの間にはシリンダーライナー（不図示）が設けられてもよい。上記シリンダー４の上側にはシリンダーカバー４ａが設けられてもよい。上記シリンダー４にはピストン５が移動できるように設けられてもよい。例えば、上記ピストン５は上記燃焼室の内部において上下方向に往復移動することがで
きる。ここで、上記上下方向は重力方向と平行な方向であってもよいが、異なる方向であってもよい。上記シリンダー４にはガス燃料を供給するためのガス燃料供給ユニット６、及び液体燃料を供給するための液体燃料供給ユニット７が結合されてもよい。これにより、上記シリンダー４は、上記ガス燃料供給ユニット６及び上記液体燃料供給ユニット７からガス燃料及び液体燃料のうち少なくとも１つの供給を受けることができる。上記ガス燃料供給ユニット６及び上記液体燃料供給ユニット７は、上記シリンダー４の下側に設けられる掃気孔（不図示）を介して外部の空気である掃気ガスが供給されてから上記シリンダー４にガス燃料、液体燃料を供給することができる。このとき、上記ガス燃料供給ユニット６及び上記液体燃料供給ユニット７は、上記ガス燃料が供給されてから液体燃料を供給することができる。従って、本発明によるエンジン３は、掃気ガス、ガス燃料及び液体燃料を上記シリンダー４に順次供給するデュアル燃料エンジンであってもよい。上記掃気孔は上記シリンダー４の下側から上記シリンダー４を貫通して形成された孔であり、空気が充填されている掃気レシーバー（不図示）に連結されるように設けられてもよい。これにより、上記掃気レシーバーに充填された空気は上記掃気孔を介して上記シリンダー４に供給されることができる。上記掃気レシーバーは、ターボチャージャーが上記シリンダーから排出される排気ガスを利用して空気を圧縮して供給することで、空気を充填することができる。上記シリンダー４の燃焼室はピストン５が往復運動することにより体積が増減することができる。例えば、燃焼室は、ピストン５が上側方向に移動すると、体積が減少することができる。この場合、燃焼室に供給された燃料と空気は圧縮されることができる。上記ピストンが下死点Ｐ１から移動して上死点Ｐ２に達すると、シリンダー４の上側に設けられたディーゼルインジェクターまたは別のパイロットインジェクター７ａがディーゼルを供給して圧縮された燃料を着火させることで、ガス燃料と空気の混合された燃料が燃焼及び爆発してピストン５を下側方向に移動させることができる。これにより、駆動力が発生し、燃焼室には排気ガスが発生することができる。燃焼室は、ピストン５が下側方向に移動すると、体積が増加することができる。ピストンが下死点Ｐ１側に移動すると、上記掃気レシーバーに充填された空気が上記燃焼室に供給されることができる。従って、上記燃焼室で燃料の燃焼によって発生した排気ガスは上記掃気レシーバーから供給された空気によって排気バルブ９を経て上記燃焼室の外部に排出されることができる。排気ガスは、掃気レシーバーと排気ガスを貯蔵する排気ガスレシーバー（不図示）との圧力差により上記燃焼室の外部に排出されることもできる。上記燃焼室から排出された排気ガスは上記シリンダー４の上側に結合された排気バルブ９に連結された排気ラインＬ１に沿って排出されて排気ガスレシーバーに供給されることができる。

ピストン５は上記燃焼室に供給された空気と燃料を圧縮するためのものである。上記ピストン５は上記燃焼室に移動できるように設けられる。例えば、ピストン５は、上記燃焼室の内部において下死点Ｐ１と上死点Ｐ２の間を往復移動することができる。上記ピストン５は円柱状に形成されることができるが、上記燃焼室で移動でき、且つ燃料と空気を圧縮することができるのであれば、他の形状に形成されてもよい。ピストン５は駆動力を伝達するクランク軸（不図示）によって上側方向に移動することができる。ピストン５は棒状のピストンロッド（不図示）とコネクティングロッド（不図示）を介してクランク軸に連結されることができる。上記ピストン５はクランク軸が回転することにより上側方向に移動することができる。ピストン５はクランク軸によって上側方向に移動する場合、燃料と空気を圧縮することができる。ピストン５は上死点Ｐ２でシリンダー４に供給された燃料及び空気が混合燃焼されて爆発することによって下側方向に移動することができる。従って、ピストン５は、シリンダー４の内部において下死点Ｐ１と上死点Ｐ２の間を往復運動することができる。下死点Ｐ１はピストンの圧縮方向を基準としてピストン５がシリンダー４の内部において最も低い位置に位置する地点であり、上死点Ｐ２はピストンの圧縮方向を基準としてピストン５がシリンダー４の内部において最も高い位置に位置する地点である。ピストン５が上死点Ｐ２付近で、駆動力を発生させるために圧縮された燃料を爆発させることができる。

上記ガス燃料供給ユニット６及び上記液体燃料供給ユニット７は、それぞれ上記シリンダー４にガス燃料及び液体燃料を供給するためのものである。上記ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５の上死点Ｐ２と下死点Ｐ１の間に位置するように上記シリンダー４に結合されることができる。例えば、上記ガス燃料供給ユニット６は上記シリンダー４の側壁に結合されてもよい。上記ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で上記シリンダー４にガス燃料を供給することができる。上記ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で上記シリンダー４にガス燃料及び空気を混合して供給することもできる。例えば、上記ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で上記シリンダー４にガス燃料を供給するとき、補助空気供給ユニット（不図示）から追加で空気の供給を受けて一緒に供給することができる。従って、本発明によるエンジン３は、上記ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中でシリンダー４にガス燃料と空気を混合して供給することができるため、シリンダー４にガス燃料のみを供給する場合に比べて空気と燃料をより均一に混合させてノッキング、早期点火などの異常燃焼の発生を低減または防止することができる。上記ガス燃料供給ユニット６は、掃気孔を介して上記シリンダー４に掃気空気が供給され始めてから上記シリンダー４にガス燃料を供給することができる。

上記ガス燃料供給ユニット６はシリンダー４にガス燃料（不図示）を供給するためのものである。上記ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中でガス燃料をシリンダー４に供給することができる。この場合、シリンダー４は排気バルブ９によって閉鎖された状態であってもよい。上記ガス燃料供給ユニット６は、船舶がＬＮＧ船である場合、ＬＮＧ貯蔵タンク（不図示）に貯蔵されたＬＮＧを気化させて上記シリンダー４にガス燃料を供給することができる。上記ガス燃料供給ユニット６は、ＬＮＧ貯蔵タンクで発生するＢＯＧ（Ｂｏｉｌ ｏｆｆ ｇａｓ）を上記シリンダー４に供給することもできる。ガス燃料供給ユニット６は補助空気供給ユニットと連結されるように設けられてもよい。従って、上記シリンダー４にはガス燃料と空気が混合された空気混合ガス燃料（不図示）が供給されることができる。上記ガス燃料供給ユニット６が上記シリンダー４に供給するガス燃料または空気混合ガス燃料の圧力は、エンジン負荷に応じて約３バー（ｂａｒ）から３０バー（ｂａｒ）の間であってもよいが、好ましくは５バー（ｂａｒ）から２２バー（ｂａｒ）の間であることができる。この場合、上記補助空気供給ユニットが追加で供給する空気の圧力は、上記ガス燃料供給ユニット６が供給するガス燃料の供給圧力より相対的に低いことができる。それは上記シリンダー４へのガス燃料の供給を円滑にするためである。ガス燃料または空気混合ガス燃料の圧力が３０バー（ｂａｒ）を超えると、シリンダー４に空気を供給するためのガス燃料供給ユニット６及び補助空気供給ユニットのそれぞれの容量が大きくならなければならないため、全体的なエンジンのサイズが大きくなる問題がある。ガス燃料または空気混合ガス燃料の圧力が３バー（ｂａｒ）未満であれば、シリンダー４に供給された掃気空気の圧力により、ガス燃料または空気混合ガス燃料がシリンダー４に円滑に供給されない問題がある。ガス燃料供給ユニット６は、ピストン５がピストンの圧縮方向を基準として上記ガス燃料供給ユニット６がシリンダー４の側壁に結合された地点を過ぎると、上記シリンダー４にガス燃料を供給しないことができる。シリンダー４とガス燃料供給ユニット６の連通が遮断されるためである。ガス燃料供給ユニット６は、上記シリンダーライナーに設けられる燃料噴射ノズルと連結されるガス燃料供給配管の開度を開閉することにより、上記シリンダー４にガス燃料を供給または遮断することができる。上記ガス燃料供給ユニット６は、上記ガス燃料供給配管の開度が開放される大きさ、または上記ガス燃料供給配管の開度が開放される開放時間を調整することで、上記シリンダー４に供給されるガス燃料の量を調整することができる。例えば、上記ガス燃料供給ユニット６は上記ガス燃料供給配管の開度を大きく開放するか、開放時間を増加させることで、上記シリンダー４に供給されるガス燃料の量を
増加させることができる。上記ガス燃料供給ユニット６は、上記ガス燃料供給配管の開度を小さく開放するか、開放時間を減少させることで、上記シリンダー４に供給されるガス燃料の量を減少させることができる。上記ガス燃料供給ユニット６は上記シリンダー４にガス燃料を供給するためのガス燃料移送装置の移送力を増減させることで、上記シリンダー４に供給されるガス燃料の量を調整することもできる。上記ガス燃料移送装置は、圧縮機、インペラ、ブロワのうち少なくとも１つであってもよい。

上記液体燃料供給ユニット７はシリンダー４に液体燃料（不図示）を供給するためのものである。上記液体燃料供給ユニット７は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で上記シリンダー４にガス燃料が供給されてから液体燃料をシリンダー４に供給することができる。好ましくは、上記液体燃料供給ユニット７は上記ピストン５が上死点Ｐ２付近に達したとき、液体燃料を供給することができる。この場合、シリンダー４は排気バルブ９によって閉鎖された状態であってもよい。上記液体燃料供給ユニット７は、液体燃料が貯蔵された液体燃料貯蔵タンク（不図示）から液体燃料の供給を受けて上記シリンダー４に供給することができる。上記液体燃料はディーゼルであってもよいが、必ずしもこれに限定されない。上記液体燃料供給ユニット７は上記シリンダーカバー４ａに設けられたディーゼルインジェクターまたは別のパイロットインジェクター７ａに結合されて上記シリンダー４の上側から液体燃料を上記シリンダー４に供給することができるが、これに限定されず、ピストン５が上死点Ｐ２付近に位置したときに液体燃料をシリンダー４に供給することができるのであれば、パイロットインジェクター（不図示）などのシリンダーカバー４ａまたはシリンダー４の他の位置に設けられて上記シリンダー４に液体燃料を供給することもできる。上記液体燃料供給ユニット７は、ガス燃料を主燃料に利用して推進するガスモード運転で供給するディーゼル燃料の量よりさらに多い液体燃料の量を上記シリンダー４に供給することができる。上記液体燃料供給ユニット７は、ディーゼルインジェクターまたは別のパイロットインジェクター７ａが上記シリンダー４に液体燃料を噴射する噴射期間を増大させるか、噴射圧力を増加させることで、ガスモード運転で供給するディーゼル燃料の量よりさらに多い液体燃料の量をシリンダー４に供給することができる。液体燃料供給ユニット７は上記ディーゼルインジェクターまたは別のパイロットインジェクター７ａに連結される液体燃料供給配管の開度を開閉することで、上記シリンダー４に液体燃料を供給または遮断することもできる。上記液体燃料供給ユニット７は、上記液体燃料供給配管の開度が開放される大きさ、または開度が開放される時間を調整することで、上記シリンダー４に供給される液体燃料の量を調整することができる。例えば、上記液体燃料供給ユニット７は、上記液体燃料供給配管の開度を大きく開放するか、開度が開放される開放時間を増加させることで、上記シリンダー４に供給される液体燃料の量を増加させることができる。上記液体燃料供給ユニット７は、上記液体燃料供給配管の開度を小さく開放するか、開放時間を減少させることで、上記シリンダー４に供給される液体燃料の量を減少させることができる。上記液体燃料供給ユニット７は、上記シリンダー４に液体燃料を供給するための液体燃料移送装置の移送力を増減させることで、上記シリンダー４に供給される液体燃料の量を調整することもできる。上記液体燃料移送装置はインペラ、ポンプのうち少なくとも１つであってもよい。上記液体燃料供給ユニット７は、上記ガス燃料供給ユニット６がシリンダー４の側壁側から供給したガス燃料と上記掃気レシーバーが供給した掃気空気がピストン５が上死点Ｐ２側に移動して圧縮された場合に、上記シリンダー４に液体燃料を供給して着火させることができる。

エンジン３で燃焼された排気ガスはシリンダー４の上側に備えられた排気バルブ９を介して排気ラインＬ１を経由することができ、排気ラインＬ１に連結されているタービン１２ａに流入されて外部に流出するか、圧縮機１１で圧縮される掃気ガスと合流して再びエンジン３に供給されることができる。

ターボチャージャー（Ｔｕｒｂｏ Ｃｈａｒｇｅｒ）は、エンジン３から排出される排
気ガスの高圧及び高温のエネルギーを利用して空気を圧縮させてエンジン３に注入することで、エンジン３で利用される燃料の効率を向上させることができる。このようなターボチャージャーは圧縮機１１とタービン１２ａを含む。

圧縮機１１は吸気ラインＬ２に連結されて空気を圧縮してエンジン３に供給する。圧縮機１１には外部から空気が流入されるが、圧縮機１１に内蔵されたホイール（不図示）の回転によって流入された空気が圧縮されて掃気ガスになることができる。

タービン１２ａは排気ラインＬ１に連結されてエンジン３から排気ガスの供給を受けて駆動し、回転力を圧縮機１１に伝達するように軸を介して圧縮機１１と連結されることができる。タービン１２ａの駆動はエンジン３で燃焼された排気ガスが流入されて、排気ガスが有するエネルギーによってタービン１２ａ内に自由に支持されたタービン１２ａのホイール（不図示）が回転されることにより行われることができる。このとき、タービン１２ａに内蔵されたホイールの回転トルクが軸を介して圧縮機１１のホイールに伝達されることができ、圧縮機１１のホイールが回転されることによって流入された空気が圧縮されて掃気ガスになることができる。

このようなターボチャージャーから排出された掃気ガスが吸気ラインＬ２を経由してエンジン３に流入されるが、掃気ガスの温度を下げるクーラー（不図示）と掃気ガスから湿気を取り除く湿気除去装置（不図示）が吸気ライン（不図示）上に設けられて、ターボチャージャーから排出された掃気ガスはエンジン３で求める温度に低くなり、不要な湿気が除去されることができる。ここで、クーラーは水を冷媒に利用して掃気ガスと熱交換が行われて掃気ガスを冷却させることができ、湿気除去装置は公知の湿気除去装置に代えることができ、具体的な説明は省略する。

ＥＧＲラインＬ３は排気ラインＬ１と吸気ラインＬ２を連通して排気ガスを循環させることができる。ＥＧＲラインＬ３の一端部は排気ラインＬ１のうちタービン１２ａの前段部に連結され、ＥＧＲラインＬ３の他端部は吸気ラインＬ２のうち圧縮機１１の前段部に連結されることができる。ここで、タービン１２ａの前段部は排気ガスの流れ方向を基準として排気ラインＬ１の上流部分であり、圧縮機１１の前段部は掃気ガスの流れ方向を基準として吸気ラインＬ２の上流部分である。このようなＥＧＲラインＬ３の連通構造により、タービン１２ａを経由した排気ガスと圧縮機１１に循環する排気ガスは互いに独立して流動することができる。即ち、排気ガスのうち一部はＥＧＲラインＬ３を経由して圧縮機１１に循環され、残りの排気ガスはタービン１２ａを経て外部に排出される。エンジン３から排出された排気ガスは高圧状態でＥＧＲラインＬ３を介して圧縮機１１に流入される。従って、ＥＧＲラインＬ３には排気ガスを加圧する構成、例えば、ＥＧＲブロワ（不図示）が省略されてもよい。ＥＧＲブロワは排気ガスを吸気ラインＬ２に強制的に流入させる構成であり、ＥＧＲブロワが駆動される間、少なくは１００ｋｗから多くは５００ｋｗまで継続的に電力を消費するが、ＥＧＲブロワを省略すると、システムの消費電力を減少させることができる。

また、圧縮機１１は、ＥＧＲラインＬ３を介して高圧の排気ガスが流入されると、外部から流入された空気を加圧するときよりも負荷を減少させることができるメリットがある。即ち、圧縮機１１による消費電力も減少させることができる。

一方、ＥＧＲラインＬ３を介して排気ガスが掃気ガスと合流されることにより、出力の減少を最小化しながら燃焼最高温度を下げて窒素酸化物の排出量を減少させることができる。これは、シリンダーに流入される掃気ガスに排気ガスを混入すると、燃焼温度と酸素濃度が低くなって窒素酸化物の発生を抑制することができるためである。

さらに、ＥＧＲラインＬ３上にＥＧＲバルブ１０が設けられてもよい。ＥＧＲバルブ１０は、ＥＧＲラインＬ３を介して排気ガスが再循環されるように排気ガスの流量を調整する構成であり、ＥＧＲバルブ１０はＥＧＲラインＬ３を介して排気ガスが再循環される場合、開放されることができる。

また、ＥＧＲラインＬ３上にＥＧＲクーラー（不図示）が設けられてもよいため、排気ガスの温度を低下させることができ、湿気除去装置（不図示）により湿気を除去することができる。ここで、ＥＧＲクーラーは水により排気ガスの温度を下げることができる。

図２はデュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システム２を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるａ．ＥＧＲ有無、ｂ．排気ガス中のメタンの比率、ｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率、ｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）をそれぞれ相対的な比率で示したグラフである。

図２ａはＥＧＲ有無を示したグラフであり、以下では、排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）の上記システム環境などを比較して説明する。

図２ｂはタービン１２ａの前段の排気ラインＬ１を流動する排気ガス中のメタン（ＣＨ₄）の比率を相対的に示したグラフである。Ｘ－ＤＦなどの低圧エンジンでは、燃料の部分的な不燃焼によりメタンが排気ガスに混ざってシリンダー４から抜け出るメタンスリップ（ｍｅｔｈａｎｅ ｓｌｉｐ）が発生することがあるが、排気ガス再循環システム２を運転する場合には、排気ガスと外部から流入された掃気ガスが混合されてシリンダー４に供給されながらエンジン３の効率が減少するため、運転しない場合に比べて不燃焼される燃料の量が増加することができる。

図２ｃは掃気ガスに再循環されるメタンの比率を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム２を運転しない場合には、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、メタンが検出されない。排気ガス再循環システム２を運転する場合には、排気ガス中のメタンがＥＧＲラインＬ３を介して圧縮機１１に流入された後、吸気ラインＬ２に流入されることができる。

図２ｄはシリンダー４内の有効ラムダ（実際の空燃比／理論空燃比）を相対的に示したグラフである。エンジン３は、特にデュアル燃料エンジンを安定的に稼動するためには空燃比の制御が重要であるが、ガス量対比で空気量が減少して空燃比が低くなると、ノッキング（ｋｎｏｃｋｉｎｇ）が発生することがあり、ガス量対比で空気量が増えて空燃比が高くなると、失火（Ｍｉｓｆｉｒｉｎｇ）が発生することがある。そのうえ、空燃比に応じてエンジン３の最大燃焼温度が異なることがあり、これはエンジン３の排気ガス中の窒素酸化物の発生量にも影響を与える。排気ガス再循環システム２を運転しない場合には、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に供給される掃気ガスには相対的に空気（酸素）量が多くて空燃比が相対的に高く表れる。これに比べて、排気ガス再循環システム２を運転する場合には、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合により、シリンダー４の燃焼室内の空気量が減少して空燃比も相対的に低く表れる。

図３はデュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システム２を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）によるａ．シリンダーの最大圧縮圧力、ｂ．シリンダーの最大圧縮温度、ｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力、ｄ．シリンダー内の最大燃焼温度をそれぞれ相対的な比率
で示したグラフである。以下では、上記図２に関する説明に続いて、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図３ａはシリンダー４の最大圧縮圧力を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム２を運転する場合、上記システム２を運転しない場合に比べてシリンダー４の最大圧縮圧力が相対的に減少することができる。排気ガス再循環システム２を運転することによって排気ラインＬ１を流動する排気ガスの一部がＥＧＲラインＬ３を介して圧縮機１１及び吸気ラインＬ２を経てシリンダー４に流動するようになるため、排気ラインＬ１に沿ってタービン１２ａに流入される排気ガスの量は減少するようになる。タービン１２ａは排気ガスの供給を受けて駆動するものであるため、排気ガス量の減少による排気エネルギーの減少はタービン１２ａホイールの回転数の減少に繋がる。タービン１２ａホイールの回転数が減少することにより、軸を介して連結された圧縮機１１の回転数も減少するようになり、ＥＧＲラインＬ３を介して流入される排気ガスと外部から流入される空気が混合された混合空気の流入量が減少するようになる。吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に供給される混合空気の量が減少することにより、シリンダー４内の燃焼室の初期圧力が減少するため、シリンダー４の最大圧縮圧力も減少するようになる。

図３ｂはシリンダー４の最大圧縮温度を相対的に示したグラフである。シリンダー４の最大圧縮温度は、排気ガス再循環システム２を運転する場合が上記システム２を運転しない場合に比べて微細に低く表れた。排気ガス再循環システム２の運転によりシリンダー４内の燃焼室に流入される掃気ガスの温度が上昇することにより燃焼室内のガスの比熱比が減少してシリンダー４の最大圧縮温度が減少するようになる。

図３ｃはシリンダー４内の最大燃焼圧力を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼圧力は、排気ガス再循環システム２を運転する場合と上記システム２を運転しない場合が類似したが、これは、後述するガス燃料供給量を比較するために、排気ガス再循環システム２を運転する場合の最大燃焼圧力を運転しない場合の最大燃焼圧力と類似するレベルに合わせたために表れた結果である。排気ガス再循環システム２を運転する場合には、燃焼室内に流入された掃気ガスの圧力が低いため、シリンダー４内部の圧縮圧力も低くなり、これはエンジン３の効率悪化に繋がる。排気ガス再循環システム２の運転時にも一定以上のエンジン効率を確保した状態で排気ガス再循環システム２の運転による効果を運転しない場合と比較するために、最大燃焼圧力を類似するレベルに合わせた。排気ガス再循環システム２を運転する場合、シリンダー４で発生する出力を上記システム２を運転しない場合のレベルに合わせるために要求されるガス燃料の量が増加するようになる。

図３ｄはシリンダー４内の最大燃焼温度を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼温度は、排気ガス再循環システム２を運転する場合が上記システム２を運転しない場合に比べてさらに高く表れた。図２ｄで述べたように、排気ガス再循環システム２を運転することで吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に流入される空気量が減少することにより、空燃比が減少するようになる。このとき、エンジン３がディーゼルモードで運転される場合には空燃比が減少することによって最大燃焼温度が低くなり、排気ガス中の窒素酸化物の発生量が低減されることができる。しかし、エンジン３がガスモードで運転される場合は、ディーゼルとは異なり、シリンダー４の燃焼室の内部でガス燃料と空気が混合された状態で存在するようになるため、空燃比が低くなるほど、さらに早く燃焼するようになり、シリンダー４内の最大燃焼温度がさらに高くなることができる。

図４はデュアル燃料エンジンに既存の排気ガス再循環システム２を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ
ｏｆｆ）によるａ．ガス燃料供給量、ｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量をそれぞれ相対的な比率で示したグラフであり、ｃ．シリンダーのＰ－Ｖダイアグラム、ｄ．ピストンクランク角度による温度のダイアグラムを示したものである。以下では、上記図２及び３に関する説明に続いて、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図４ａは排気ガス再循環システム２を運転する場合と運転しない場合に同じエンジン出力を有することを基準としたとき要求されるガス燃料の供給量を相対的に示したグラフである。図３ｃで述べたように、排気ガス再循環システム２を運転する場合、燃焼室内に流入された掃気ガスの圧力が減少するため、排気ガス再循環システム２を運転しない場合と同じレベルの出力を確保し保持するためにはエネルギー供給量、即ち、シリンダー４内に供給するガス燃料の供給量を増加させなければならない。

図４ｂは排気ガス中の窒素酸化物の量を相対的に示したグラフである。図３ｄで述べたように、ガスモードで排気ガス再循環システム２を運転する場合は、空燃比が減少すると、ガス燃料の燃焼がより促進されて最大燃焼温度がさらに増加するようになる。このような高い燃焼温度により排気ガス中の窒素の酸化反応が促進されて窒素酸化物の発生量が増加するようになる。

図４ｃはシリンダー４のＰＶダイアグラム、図４ｄはピストン５クランク角度による温度のダイアグラムを示したもので、排気ガス再循環システム２を運転する場合、運転しない場合と同じエンジン出力（ダイアグラム上同じ面積）を確保するためには圧縮圧力と最大圧縮圧力の差を増加させなければならないことを意味する。このような結果は、デュアル燃料エンジンにおいてディーゼルモードではないガスモードで運転するとき、排気ガス再循環システム２の適用による有効な効果を得るためにはガス燃料をさらに供給しなければならないことを示す。

以下では、既存の排気ガス再循環システム２対比で、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時にも排気ガス再循環システムの適用による有効な効果を確保するための本発明の実施例を説明する。

以下では、図５～８を参照して本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１について詳細に説明する。

図５を参照すると、本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１は、上述した既存の排気ガス再循環システム２において、排気バルブ９の開閉を制御する第１制御部８ａをさらに含むシステムを提供する。以下では、本実施例が上述した既存の排気ガス再循環システム２と比べて変わる点を中心に説明し、説明を省略した部分は上述した内容に代える。

第１制御部８ａは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システム１の運転によってＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、上記排気バルブ９のクロージングタイミングを調整することができる。好ましくは、上記第１制御部８ａは上記排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることができる。デュアル燃料エンジンのガスモード運転時の排気バルブ９のクロージングは、シリンダー４内の燃焼室への掃気ガスの供給とガス燃料供給ユニット６によるガス燃料の供給が完了した後に行われることができる。シリンダー４内の燃焼室への掃気ガスの供給はピストン５が上死点Ｐ２から下死点Ｐ１に移動する途中で始まってもよく、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で完了することもできる。ガス燃料供給ユニット６によるガス燃料の供給は、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２に移動する途中で完了することができ、掃気
ガスの供給が完了した後に完了することもできる。排気バルブ９は、ガス燃料の供給が完了した時点から一定時間後に閉められることができるが、第１制御部８ａは排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることができ、好ましくは、ガス燃料の供給が完了した直後に排気バルブ９を閉めることができる。第１制御部８ａが排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることで、ピストン５が下死点Ｐ１から上死点Ｐ２まで移動することによるシリンダー４内の圧縮時間が長くなる。

第１制御部８ａは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システム１の運転によってＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、上記シリンダー４の有効圧縮比を調整することができる。好ましくは、上記第１制御部８ａは、上記シリンダー４の有効圧縮比を保持または増加させることができる。第１制御部８ａが排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることで、シリンダー４内部のガス燃料と掃気ガス混合物の外部への流出率が低くなり、シリンダー４内部の圧縮時間が長くなって既存の排気ガス再循環システム２の運転に比べてシリンダー４内の有効圧縮比を保持または増加させることができる。シリンダー４内の有効圧縮比が保持または増加されることにより、シリンダー４の圧縮圧力が排気ガス再循環システム１を運転しない場合と同等のレベルに保持されることができる。即ち、エンジン３のガスモード運転時に本実施例１による排気ガス再循環システム１を運転する場合には、上記システム１を運転しない場合と同等のレベルのシリンダー４の最大圧縮圧力を確保することができるため、排気ガス再循環システム１を運転する場合と運転しない場合に同じエンジン出力を有することを基準としたとき要求されるガス燃料の量を節減することができる。

また、第１制御部８ａは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システム１の運転によってＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、上記シリンダー４の内部に液体燃料を噴射するタイミングを調整することができる。上記シリンダー４内において燃焼圧力が高い場合には液体燃料の噴射タイミングを遅らせることができ、燃焼圧力が低い場合には噴射タイミングを早めることができる。

第１制御部８ａは、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システム１の運転によってＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、上記シリンダー４内の圧縮温度を調整することができる。好ましくは、上記第１制御部８ａは上記シリンダー４内の温度を上昇させることができる。上述したように、排気ガス再循環システム１の運転により、既存の排気ガス再循環システム２の運転に比べてシリンダー４内の圧縮時間が長くなり、シリンダー４内の有効圧縮比を保持または増加させることができ、有効圧縮比の増加と掃気ガス温度の増加によりシリンダー４内の圧縮温度が上昇することができる。シリンダー４内の圧縮温度の上昇と排気ガス再循環システム１の運転による空燃比の減少はシリンダー４内の燃焼温度を増加させることができるが、既存の排気ガス再循環システム２の運転による燃焼温度の増加分に比べては相対的に低いことができる。即ち、エンジン３のガスモード運転時に本実施例１による排気ガス再循環システム１を運転する場合、システムを運転しない場合に比べては燃焼温度が増加するが、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べると、その増加幅が小さいため、既存の排気ガス再循環システム２に比べて窒素酸化物の発生量を低減させることができるようになる。

図６は、デュアル燃料エンジンに本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．ＥＧＲ有無、ｂ．排気ガス中のメタンの比率、ｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率、ｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対して相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したものである。

図６ａはＥＧＲ有無を示したグラフであり、以下では、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）の上記システム環境などを比較して説明する。本実施例１による排気ガス再循環システム１を運転する場合、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて再循環率が増加したが、このような排気ガス再循環率はＥＧＲバルブ１０の開度を調整して変更することができる。

図６ｂはタービン１２ａの前段の排気ラインＬ１を流動する排気ガス中のメタンの比率を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合に比べて排気ガス中のメタンの比率が減少し、図２ｂの既存の排気ガス再循環システム２の運転時に発生した排気ガス中のメタンの比率と比較してもメタンの比率が著しく減少する。これは、本実施例１による排気ガス再循環システム１において、第１制御部８ａが排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることで、シリンダー４内部のガス燃料と掃気ガスの混合物が外部に流出できる期間が短くなり、メタンの流出量が減少するためである。このようなメタンスリップ量の直接的な減少により、排気ガス再循環システム１のタービン１２ａの前段の配管で検出されるメタンの比率が既存の排気ガス再循環システム２の運転時に比べて低くなることができる。

図６ｃは掃気ガスに再循環されるメタンの比率を相対的に示したグラフである。上述したように、排気ガス再循環システム１を運転しない場合にはＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、メタンが検出されない。排気ガス再循環システム１を運転する場合は、排気ガス中のメタンがＥＧＲラインＬ３を介して圧縮機１１に流入された後、吸気ラインＬ２に流入されることができるが、図６ｂに示したように、排気ガス中のメタンの流量が減少するため、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて掃気ガスに再循環されるメタンの比率も低くなる。

図６ｄはシリンダー４内の有効ラムダ（空燃比）を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転しない場合には、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に供給される掃気ガスには相対的に空気（酸素）量が多くて空燃比が相対的に高く表れる。これに比べて、排気ガス再循環システム１を運転する場合は、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合により、シリンダー４の燃焼室内の空気量が減少して空燃比も相対的に低く表れる。

図７は、デュアル燃料エンジンに本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．シリンダーの最大圧縮圧力、ｂ．シリンダーの最大圧縮温度、ｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力、ｄ．シリンダー内の最大燃焼温度を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。以下では、上記図６に関する説明に続いて、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図７ａはシリンダー４の最大圧縮圧力を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の最大圧縮圧力が同等に保持される。排気ガス再循環システム１の運転によってＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、第１制御部８ａが排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることで、シリンダー４内部のガス燃料と掃気ガス混合物の外部への流出率が低くなり、シリンダー４内部の圧縮時間が長くなって既存の排気ガス再循環システム２の運転と比べてシリンダー４内の有効圧縮比が保持または増加することができる。シリンダー４内の有効圧縮比が保持または増加することにより、排気ガス再循環システム１を
運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができ、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて高い圧縮圧力を保持することができる。

図７ｂはシリンダー４の最大圧縮温度を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の最大圧縮温度が上昇するようになる。排気ガス再循環システム１の運転によりシリンダー４内の燃焼室に流入される掃気ガスの温度が上昇し、上述したようにシリンダー４内の有効圧縮比が増加することによってシリンダー４の最大圧縮温度が上昇するようになる。

図７ｃはシリンダー４内の最大燃焼圧力を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼圧力は排気ガス再循環システム１を運転する場合と運転しない場合が類似したが、これは、後述するガス燃料供給量を比較するために排気ガス再循環システム１を運転する場合の最大燃焼圧力を上記システム１を運転しない場合の最大燃焼圧力と類似するレベルに合わせたために出た結果である。

図７ｄはシリンダー４内の最大燃焼温度を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼温度は排気ガス再循環システム１を運転する場合が上記システム１を運転しない場合に比べてより高く表れた。排気ガス再循環システム１の運転により吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に流入される空気量が減少することで、空燃比が減少するようになる。エンジン３がガスモードで運転される場合は、ディーゼルとは異なり、シリンダー４の燃焼室内でガス燃料と空気が混合された状態で存在するようになるため、空燃比が低くなるほど、さらに早く燃焼するようになり、シリンダー４内の最大燃焼温度がさらに高くなることができる。既存の排気ガス再循環システム２の運転と比べて排気ガス再循環システム１の運転時に再循環率が少し高く表れたため、最大燃焼温度は既存対比で低いことができる。

図８は、デュアル燃料エンジンに本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．ガス燃料供給量、ｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。以下では、上記図６及び７に関する説明に続いて、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図８ａは、排気ガス再循環システム１を運転する場合と運転しない場合の同じエンジン出力を基準として要求されるガス燃料の供給量を相対的に示したグラフである。図７ａで述べたように、排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合と同等のレベルのシリンダー４内の圧縮圧力を保持することができるため、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて、エンジン出力を確保するために要求されるガス燃料の量を節減することができる。

図８ｂは排気ガス中の窒素酸化物の量を相対的に示したグラフである。図７ｄで述べたように、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合は、空燃比の減少によりガス燃料の燃焼がさらに促進されて最大燃焼温度がさらに増加するようになる。このような高い燃焼温度により排気ガス中の窒素の酸化反応が促進されて窒素酸化物の発生量が増加するようになる。しかし、既存の排気ガス再循環システム２の運転に比べて、排気ガス再循環システム１の運転時の最大燃焼温度は低いことができるため、既存のシステム２に比べて窒素酸化物の発生量はより少ないことができる。

このように、本実施例は、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時の排気ガス再循環システムの効果を有効に得るために、排気ガス再循環システム１に排気バルブ９の開閉を制御する第１制御部８ａを設け、ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記排気バルブ９のクロージングタイミングを早めることで、シリンダー４の有効圧縮比を保持または増加させ、同じレベルのエンジン出力を基準として既存のシステム２の条件対比でガス燃料の消費量を節減することができ、排気ガス中の窒素酸化物の発生量を低減させることができる。

以下では、図９～１５を参照して本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１について詳細に説明する。

図９～１２には、それぞれ本発明の実施例２－１～２－４による排気ガス再循環システム１を示した。実施例２による排気ガス再循環システム１は、上述した既存の排気ガス再循環システム２において、タービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を調整する第２制御部８ｂをさらに含むシステムを提供する。上記第２制御部８ｂは、上記タービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を増加させるものであってもよい。以下では、本実施例が上述した既存の排気ガス再循環システム２と比べて変わる点を中心に説明し、説明を省略した部分は上述した内容に代える。

本発明の実施例２－１に関する図９を参照すると、排気ガス再循環システム１はタービン１２ａの前段と後段を連結し開閉できるバイパスラインＬ４ａをさらに含み、上記第２制御部８ｂは上記ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記バイパスラインＬ４ａを調整することができる。好ましくは、上記第２制御部８ｂは上記バイパスラインＬ４ａを一部閉じるが、完全に密閉することができる。排気ガス再循環システム１が運転しない場合、即ち、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスの流動が起きない場合は、上記バイパスラインＬ４ａは開放された状態で保持され、排気ラインＬ１を介して流動する排気ガスはタービン１２ａを経てからそのまま外部に放出されることができる。排気ガス再循環システム１を運転する場合には、上記バイパスラインＬ４ａの一部を閉じるか、完全に密閉することで、上記タービン１２ａに供給される排気ガスの量を増加させることができる。タービン１２ａに供給される排気エネルギーの量を排気ガス再循環システム１を運転しない場合と同等のレベルに保持することにより、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができる。

本発明の実施例２－２に関する図１０を参照すると、排気ガス再循環システム１は、圧縮機１１の後段とタービン１２ａの前段を連結し開閉できるバイパスラインＬ４ｂをさらに含み、上記第２制御部８ｂは上記ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記バイパスラインＬ４ｂを調整することができる。好ましくは、上記第２制御部８ｂは上記バイパスラインＬ４ｂを開放して上記圧縮機１１から排出される掃気ガスの一部を上記タービン１２ａに供給することができる。排気ガス再循環システム１が運転しない場合、即ち、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスの流動が起きない場合は、上記バイパスラインＬ４ｂは密閉された状態で保持されて吸気ラインＬ２を介して流動する掃気ガスはシリンダー４の内部に流入されることができる。排気ガス再循環システム１を運転する場合は、上記バイパスラインＬ４ｂを開放することで、上記タービン１２ａに供給される排気ガスの量を増加させることができる。タービン１２ａに供給される排気エネルギーの量を排気ガス再循環システム１を運転しない場合と同等のレベルに保持することにより、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができる。

本発明の実施例２－３に関する図１１を参照すると、排気ガス再循環システム１の吸気ラインＬ２はクーラー１３をさらに備え、上記クーラー１３の後段とタービン１２ａの前
段を連結し開閉できるバイパスラインＬ４ｃをさらに含み、上記第２制御部８ｂは上記ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記バイパスラインＬ４ｃを調整することができる。好ましくは、上記第２制御部８ｂは上記バイパスラインＬ４ｃを開放して上記クーラー１３から排出される掃気ガスの一部を上記タービン１２ａに供給することができる。排気ガス再循環システム１が運転しない場合、即ち、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスの流動が起きない場合は、上記バイパスラインＬ４ｃは密閉された状態で保持されて吸気ラインＬ２を介して流動する掃気ガスはシリンダー４の内部に流入されることができる。排気ガス再循環システム１を運転する場合は、上記バイパスラインＬ４ｃを開放することで、上記タービン１２ａに供給される排気ガスの量を増加させることができる。タービン１２ａに供給される排気エネルギーの量を排気ガス再循環システム１を運転しない場合と同等のレベルに保持することにより、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができる。

本発明の実施例２－４に関する図１２を参照すると、排気ガス再循環システム１のタービンはノズル羽根（不図示）を備え、上記ノズル羽根を調整することができる可変型タービン１２ｂであり、上記第２制御部８ｂは上記ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記ノズル羽根を調整してタービン１２ｂに供給される排気ガスの流速を増加させることができる。可変型タービン１２ｂのタービンホイール（不図示）に排気ガスを供給するための排気経路上には可変ノズル機構（不図示）が設けられてもよく、上記可変ノズル機構上にノズル羽根が設けられてもよい。可変ノズル機構は上記ノズル羽根を調整することで、排気経路の排気流動面積（スロットル面積）を変更することができる。第２制御部８ｂは、上記可変ノズル機構を制御してノズル羽根の開閉を調整することができる。ノズル羽根が一部閉まるか、完全に密閉されると、タービンホイールに流入される排気ガスの流速が増加するようになり、ターボチャージャーの回転速度が増加するようになる。ターボチャージャーの回転速度の増加により圧縮機１１における排気ガスと外部から流入された空気の混合量が増加するようになり、吸気ラインＬ２を介した掃気ガスの供給量が増加するようになる。従って、排気ガス再循環システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができる。

纏めると、エンジン３のガスモード運転時に本実施例２による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合は、上記システム１を運転しない場合と同等のレベルでシリンダー４の最大圧縮圧力を確保することができるため、既存の排気ガス再循環システム２に比べてエンジン出力を確保するために要求されるガス燃料の量を節減することができる。

図１３は、デュアル燃料エンジンに本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．ＥＧＲ有無、ｂ．排気ガス中のメタンの比率、ｃ．掃気ガスに再循環されるメタンの比率、ｄ．シリンダー内の有効ラムダ（空燃比）を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対して相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したものである。

図１３ａはＥＧＲ有無を示したグラフであり、以下では、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）の上記システム環境などを比較して説明する。本実施例２による排気ガス再循環システム１を運転する場合、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて再循環率が増加しているが、このような排気ガス再循環率はＥＧＲバルブ１０の開度を調整して変更することができる。

図１３ｂはタービン１２ａ、１２ｂの前段の排気ラインＬ１を流動する排気ガス中のメタンの比率を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、排気ガス再循環システム１を運転しない場合と比べて同等のレベルのメタン比率を示し、
図２ｂの既存の排気ガス再循環システム２の運転時に発生した排気ガス中のメタンの比率に比べては著しく減少した。これは、本実施例２による排気ガス再循環システム１において第２制御部８ｂがタービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を増加させることにより、供給されるガス燃料の量が減少するようになってシリンダー４から流出されるメタンの量が減少するためである。このようなメタンスリップ量の減少により排気ガス再循環システム１のタービン１２ａ、１２ｂの前段の配管で検出されるメタンの比率が既存の排気ガス再循環システム２の運転時に比べて低くなることができる。

図１３ｃは掃気ガスに再循環されるメタンの比率を相対的に示したグラフである。上述したように、排気ガス再循環システム１を運転しない場合は、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、メタンが検出されない。排気ガス再循環システム１を運転する場合には、排気ガス中のメタンがＥＧＲラインＬ３を介して圧縮機１１に流入された後、吸気ラインＬ２に流入されることができるが、図１３ｂに示したように、排気ガス中のメタンの流量が減少するため、掃気ガスに再循環されるメタンの比率も低くなる。

図１３ｄはシリンダー４内の有効ラムダ（空燃比）を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転しない場合は、ＥＧＲラインＬ３を介した排気ガスと掃気ガスの混合が行われないため、吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に供給される掃気ガスには相対的に空気（酸素）量が多くて空燃比が相対的に高く表れる。これに比べて、排気ガス再循環システム１を運転する場合には、ＥＧＲラインＬ３を介して排気ガスが流入されるため、運転しない場合に比べては空燃比が低くなるが、外部からの空気の流入量が増加するようになるため、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べては高い空燃比になる。

図１４はデュアル燃料エンジンに本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．シリンダーの最大圧縮圧力、ｂ．シリンダーの最大圧縮温度、ｃ．シリンダー内の最大燃焼圧力、ｄ．シリンダー内の最大燃焼温度を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。以下では、上記図１３に関する説明に続いて、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図１４ａはシリンダー４の最大圧縮圧力を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の最大圧縮圧力が同等に保持される。排気ガス再循環システム１の運転によりＥＧＲラインＬ３を介して排気が再循環されるとき、第２制御部８ｂがタービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を増加させることにより、既存の排気ガス再循環システム２の運転と比べてタービン１２ａ、１２ｂに供給される排気エネルギーをさらに高く保持することができる。これにより、排気ガス再循環システム１を運転しない場合と比べてシリンダー４の圧縮圧力を同等のレベルに保持することができ、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて高い圧縮圧力を保持することができる。

図１４ｂはシリンダー４の最大圧縮温度を相対的に示したグラフである。排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合に比べて最大圧縮温度が微細に低く表れる。排気ガス再循環システム１の運転によりシリンダー４内の燃焼室に流入される掃気ガスの温度が上昇することによって燃焼室内のガスの比熱比が減少してシリンダー４の最大圧縮温度が減少するようになる。

図１４ｃはシリンダー４内の最大燃焼圧力を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼圧力は排気ガス再循環システム１を運転する場合と運転しない場合が類似ているが、これは、後述するガス燃料供給量を比較するために排気ガス再循環システム１を運転する場合の最大燃焼圧力を運転しない場合の最大燃焼圧力と類似するレベルに合わせたために出た結果である。

図１４ｄはシリンダー４内の最大燃焼温度を相対的に示したグラフである。シリンダー４内の最大燃焼温度は、排気ガス再循環システム１を運転する場合が上記システム１を運転しない場合に比べて微細に低い。排気ガス再循環システム１の運転により吸気ラインＬ２を介してシリンダー４に流入される空気量が減少することにより、空燃比が多少減少するが、シリンダー４内に再循環供給される排気ガスを含む掃気ガスは二酸化炭素の含量が増加することによって熱容量（比熱）が増加するようになり、熱容量の増加によって最大燃焼温度はシステムを運転しない場合に比べて低くなることができる。既存の排気ガス再循環システム２の運転に比べて排気ガス再循環システム１の運転時に空燃比が増加するため、最大燃焼温度は既存対比で低いことができる。

図１５は、デュアル燃料エンジンに本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を適用し、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合のａ．ガス燃料供給量、ｂ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生量を既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に対してそれぞれ相対的な比率（ＥＧＲ ｏｎ）で示し、排気ガス再循環システムを運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）と一緒に示したグラフである。以下では、上記図１３及び１４に関する説明に続いて、排気ガス再循環システム１を運転する場合（ＥＧＲ ｏｎ）と運転しない場合（ＥＧＲ ｏｆｆ）のシステム環境などを比較して説明する。

図１５ａは、排気ガス再循環システム１を運転する場合と運転しない場合、同じエンジン出力を有することを基準としたとき要求されるガス燃料の供給量を相対的に示したグラフである。図１４ａで述べたように、本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を運転する場合、上記システム１を運転しない場合と比べて同等のレベルのシリンダー４内の最大圧縮圧力が保持できるようになるため、既存の排気ガス再循環システム２に比べてエンジン出力を確保するために要求されるガス燃料の供給量を減少させることができる。

図１５ｂは排気ガス中の窒素酸化物の量を相対的に示したグラフである。図１４ｄで述べたように、ガスモードで排気ガス再循環システム１を運転する場合には、シリンダー４内の掃気ガスの比熱が増加することにより、最大燃焼温度は上記システム１を運転しない場合に比べて低くなることができ、既存の排気ガス再循環システム２の運転と比べて排気ガス再循環システム１の運転時の空燃比が増加することにより、最大燃焼温度は既存システム２に比べて低いことができ、窒素酸化物の発生量がさらに少ないことができる。

このように、本実施例は、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時の排気ガス再循環システムの効果を有効に得るために、排気ガス再循環システム１にタービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を制御する第２制御部８ｂを設け、ＥＧＲラインＬ３を介した排気再循環時に上記タービン１２ａ、１２ｂに供給される排気ガスの流量を増加させることで、同じレベルのエンジン出力を基準として、有効圧縮比の変更なしに既存システム２の条件に比べてガス燃料の消費量を節減することができ、窒素酸化物の発生量を低減させることができる。

図１６は、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に排気ガス再循環システムを適用しない場合（ＥＧＲ未適用）、既存の排気ガス再循環システム２を適用して運転した場合（ＥＧＲ適用）、本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を適用して運転した
場合（ＥＧＲ＋エンジンチューニング）及び本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を適用して運転した場合（ＥＧＲ＋付加装置）において、ａ．ＥＧＲ率、ｂ．メタンスリップの比率、ｃ．ガス燃料の消費率、ｄ．窒素酸化物（ＮＯｘ）の発生率を相対的な比率で示したグラフである。

図１６ａはＥＧＲ有無を示したグラフであり、本発明の実施例１及び２による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合、既存の排気ガス再循環システム２を運転した場合に比べてさらに高い再循環率が示されているが、このような排気ガス再循環率はＥＧＲバルブ１０の開度を調整して変更することができる。

図１６ｂはタービン１２ａ、１２ｂの前段の排気ラインＬ１を流動する排気ガス中のメタンの比率を相対的に示したグラフである。上述したように、本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合、排気バルブのクロージングタイミングを早めることで、シリンダー４からの直接的なメタンスリップ量を大幅に減少させることができる。本発明の実施例２による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合、運転しない場合と比べて同等のレベルのメタン比率を示した。

図１６ｃは、排気ガス再循環システム１、２を運転する場合と運転しない場合、同じエンジン出力を基準として要求されるガス燃料の供給量を相対的に示したグラフである。上述したように、本発明の実施例１及び２による排気ガス再循環システム１を運転する場合、運転しない場合と比べて同等のレベルのシリンダー４内の最大圧縮圧力を保持することができるようになるため、既存の排気ガス再循環システム２と比べて、エンジン出力を確保するために要求されるガス燃料の供給量を減少させることができる。

図１６ｄは排気ガス中の窒素酸化物の量を相対的に示したグラフである。上述したように、本発明の実施例１による排気ガス再循環システム１を運転する場合、最大燃焼温度の上昇により、運転しない場合に比べては窒素酸化物の発生量がより多いことができるが、実施例１及び２の場合、両方とも最大燃焼温度が既存の排気ガス再循環システム２の運転による最大燃焼温度より低いことができるため、窒素酸化物の発生量がさらに少ないことができる。

纏めると、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に本発明の実施例１及び２による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合、運転しない場合や既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて、同じエンジン出力を基準としてさらに要求されるガス燃料の供給量を節減することができる。

また、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時に本発明の実施例１及び２による排気ガス再循環システム１を適用して運転する場合、既存の排気ガス再循環システム２を運転する場合に比べて窒素酸化物の発生量を低減させることができるが、これは排気ガス再循環システム１で燃焼温度を高めて窒素酸化物の発生量の低減分を減少させると、ガス燃料の消費量及びメタンスリップ量をさらに低減させることができることを示唆する。

従って、本発明の実施例による排気ガス再循環システム１は、デュアル燃料エンジンのガスモード運転時のエンジン出力に制限を最小化しながら、排気ガス再循環システムの適用による効果を有効に確保することができる。

一方、図面には示されていないが、本発明の実施例による排気ガス再循環システム１は、図５に示された第１制御部８ａ及び図９～図１３に示された第２制御部８ｂの両方を同時に含んでもよい。また、本発明の実施例による排気ガス再循環システム１において、図１３に示された可変型タービン１２ｂは図５、図９～図１２の実施例に含まれてもよい。
また、本発明の実施例による排気ガス再循環システム１において、図１１のクーラー１３は図５、図９、図１０及び図１２の実施例に含まれてもよい。

本発明は、上記で説明した実施例に限定されず、上記実施例の組み合わせまたは上記実施例のうち少なくとも何れか１つと公知技術の組み合わせをさらに他の実施例として含むことができる。

以上では、本発明の実施例を中心に本発明を説明したが、これは単なる例示に過ぎず、本発明を限定するものではなく、本発明が属する分野の通常の知識を有する者であれば、本実施例の本質的な技術内容から外れない範囲内で実施例に例示されていない様々な組み合わせまたは変形と応用が可能であることが分かるだろう。従って、本発明の実施例から容易に導出できる変形と応用に関する技術内容は本発明に含まれると解釈されるべきである。

１ 排気ガス再循環システム
２ 既存の排気ガス再循環システム
３ エンジン
４ シリンダー
４ａ シリンダーカバー
５ ピストン
６ ガス燃料供給ユニット
６ａ ガスインジェクター
７ 液体燃料供給ユニット
７ａ ディーゼルインジェクターまたはパイロットインジェクター
８ａ 第１制御部
８ｂ 第２制御部
９ 排気バルブ
１０ ＥＧＲバルブ
１１ 圧縮機
１２ａ タービン
１２ｂ 可変型タービン
１３ クーラー
Ｌ１ 排気ライン
Ｌ２ 吸気ライン
Ｌ３ ＥＧＲライン
Ｌ４ａ、ｂ、ｃ バイパスライン

Claims (10)

1. ガス燃料を主燃料に利用して駆動力を発生させるガスモード、および液体燃料を主燃料に利用して駆動力を発生させるディーゼルモードを有するデュアル燃料エンジンに適用される排気ガス再循環システムであって、
   燃料を燃焼させるためのシリンダーと、
   前記シリンダーの上側に備えられる排気バルブと、
   前記シリンダーにおいて下死点と上死点の間を往復移動するピストンと、
   前記ピストンが下死点から上死点に移動する途中で前記シリンダーにガス燃料を供給するためのガス燃料供給ユニットと、
   前記シリンダーに液体燃料を供給するための液体燃料供給ユニットと、
   前記シリンダーに流入される掃気ガスが経由する吸気ラインと、
   前記シリンダーから排出される排気ガスが経由する排気ラインと、
   前記吸気ラインに連結されて前記掃気ガスを圧縮し前記シリンダーに供給する圧縮機と、前記排気ラインに連結されて前記シリンダーから排気ガスの供給を受けて駆動し、回転力を前記圧縮機に伝達するタービンを含むターボチャージャーと、
   前記排気ラインのうち前記タービンの前段部と、前記吸気ラインのうち前記圧縮機の前段部を連通するＥＧＲラインと、
   前記排気バルブの開閉を制御する第１制御部と、を含み、
   前記シリンダーは、前記ガスモード、または前記ディーゼルモードで運転し、
   前記第１制御部は、前記シリンダーが前記ガスモードで運転し、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時にガス燃料の供給が完了した直後に前記排気バルブを閉めることを特徴とする排気ガス再循環システム。
2. 前記第１制御部は、前記シリンダー内の燃焼圧力に応じて前記液体燃料の噴射タイミングを制御することを特徴とする請求項１に記載の排気ガス再循環システム。
3. 前記タービンに供給される排気ガスの流量を制御する第２制御部と、をさらに含み、
   前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記タービンに供給される排気ガスの流量を調整することを特徴とする請求項１に記載の排気ガス再循環システム。
4. 前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記タービンに供給される排気ガスの流量を増加させることを特徴とする請求項3に記載の排気ガス再循環システム。
5. 前記タービンの前段と後段を連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、
   前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記バイパスラインを調整することを特徴とする請求項3に記載の排気ガス再循環システム。
6. 前記圧縮機の後段と前記タービンの前段を連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、
   前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記バイパスラインを調整して前記圧縮機から排出される掃気ガスの一部を前記タービンに供給することを特徴とする請求項3に記載の排気ガス再循環システム。
7. 前記吸気ラインはクーラーをさらに備え、
   前記クーラーの後段と前記タービンの前段を連結し開閉できるバイパスラインをさらに含み、
   前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記バイパスラインを調整して前記クーラーから排出される掃気ガスの一部を前記タービンに供給することを特徴とする請求項3に記載の排気ガス再循環システム。
8. 前記タービンは備えられるノズル羽根を調整することができる可変型タービンであり、
   前記第２制御部は、前記ＥＧＲラインを介した排気再循環時に前記ノズル羽根を調整してタービンに供給される排気ガスの流速を増加させることを特徴とする請求項3に記載の排気ガス再循環システム。
9. 前記シリンダーから排出された排気ガスは、前記ＥＧＲラインを介して前記圧縮機に流入され、
   前記ＥＧＲラインには排気ガスを加圧するＥＧＲブロワが省略されることを特徴とする請求項１に記載の排気ガス再循環システム。
10. 請求項１～９の何れか１項に記載の排気ガス再循環システムを備える船舶。

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