JP3706589B2

JP3706589B2 - Reciprocating internal combustion engine and method for operating reciprocating internal combustion engine

Info

Publication number: JP3706589B2
Application number: JP2002047105A
Authority: JP
Inventors: 裕幸石田; 聡村田; 邦憲伊藤; 晃広柚木; 明角田; 武新井
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2002-02-22
Filing date: 2002-02-22
Publication date: 2005-10-12
Anticipated expiration: 2022-02-22
Also published as: JP2003247458A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばディーゼルエンジン等の往復動内燃機関に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば船舶用エンジン等として広く用いられているディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、これを往復動内燃機関と称する）は、シリンダと、該シリンダ内で往復運動するピストンと、該ピストンの往復動力を負荷に伝達するクランクとを備えた構造が一般的である。
この種の従来の往復動内燃機関の内、例えばディーゼルエンジンにおいては、吸気行程でシリンダ内に空気のみを吸入し、続く圧縮行程でこの空気をピストンによって高圧に圧縮し、上死点付近で燃料をシリンダ内に霧状に噴射して高温高圧となっている空気を燃焼・膨張させ、続く排気行程で燃焼後の排気ガスをシリンダ内から排気するという一連の動作を繰り返し行うことで、クランクを回転させて動力を得ている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記説明の従来の往復動内燃機関は、以下に説明する問題を有していた。
すなわち、前記排気行程でシリンダから排出される排気ガスは、例えば、シリンダ内に空気を加圧供給する過給器のタービンを回転させる動力源等として再利用される場合があるが、排気ガス中に含まれている排熱を効率良く回収して往復動内燃機関の仕事に再生利用することが困難となっていた。
【０００４】
そこで、特開２０００−０１０６１２号に開示されるように、エンジンの排熱を用いて加熱した高圧水をシリンダに噴射することにより、排熱回収を行う技術が提案されている。この技術について、さらに経済性を向上させることが望まれている。
【０００５】
本発明は、上記事情を鑑みてなされたものであって、高圧水を噴射する往復動内燃機関において、経済性を向上させることができる往復動内燃機関の提供を目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の往復動内燃機関は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置と、前記高圧水の比エンタルピを測定する水エンタルピ測定手段と、前記シリンダ内のガスの温度を求めるガス温度算出手段と、前記高圧水の比エンタルピを制御する比エンタルピ制御手段が設けられており、前記比エンタルピ制御手段は、前記高圧水の噴射時における比エンタルピを h _Ｈ２Ｏとおくと、
【０００７】
【数３】

【０００８】
となるように高圧水の比エンタルピを制御する制御部を備えていることを特徴とする。
【０００９】
この発明においては、高圧水の比エンタルピを制御することができるため、高圧水の噴射時に、高圧水をシリンダ内のガスの比エンタルピと同等となる比エンタルピで噴射することができる。これにより、高圧水噴射によるシリンダ内圧力の上昇を抑えることができる。
また、熱力学第１法則により、熱量 dQ 、外部からのエンタルピ dH 、内部エネルギの変化 dU 、外部へのガスの仕事 ApdV （ A; 仕事当量、 p; 圧力、 dV; 容積変化）を用いると、
dU+ApdV=dQ+dH
となる。この式より、κ =cp/cv 、Ｇ ; ガス重量、 g; 単位ガス重量、 u; 内部エネルギ、 gi; 各成分ガスの質量分率、 hi; エンタルピ、 ui; 内部エネルギ、および状態方程式等を用いて変形すると、
【００１０】
【数４】

【００１１】
となる。さらに、高圧水に着目して変形すると、
【００１２】
【数５】

【００１３】
となる。この式の右辺第２項は高圧水噴射による圧力変化項である。したがって、高圧水噴射による圧力上昇を生じない条件は、［］の中が負であることなので、
【００１４】
【数６】

【００１５】
となる。したがって、高圧水の範囲が上記範囲であれば、高圧水を噴射する際の圧力上昇を防止することができる。
【００１６】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の往復動内燃機関において、前記比エンタルピ制御手段として、前記高圧水の流量を制御する高圧水ポンプが設けられていることを特徴とする。
【００１７】
この発明においては、高圧水ポンプを制御して高圧水の流量を上げることにより高圧水の比エンタルピを下げ、また、高圧水の流量を下げることにより高圧水の比エンタルピを上げることができる。
【００１８】
請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の往復動内燃機関において、前記比エンタルピ制御手段として、前記シリンダ内に対する前記高圧水の噴射量を調節可能な噴射装置が設けられていることを特徴とする。
【００１９】
この発明においては、噴射装置によって高圧水の噴射量を上げることにより高圧水の比エンタルピを下げ、また、噴射量を下げることにより高圧水の比エンタルピを上げることができる。
【００２０】
請求項４に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置と、前記高圧水の比エンタルピを測定する水エンタルピ測定手段と、前記シリンダ内のガスの温度を求めるガス温度算出手段と、前記高圧水の比エンタルピを制御する比エンタルピ制御手段が設けられているとともに、前記高圧水と前記シリンダから排出される排気ガスとの間で熱交換を行う熱交換器を備え、前記比エンタルピ制御手段として、前記熱交換器をバイパスして前記高圧水を流動させるバイパスラインと、該バイパスラインを流動する前記高圧水量を制御する流量調整弁とが設けられていることを特徴とする。
【００２１】
この発明においては、高圧水の比エンタルピを制御することができるため、高圧水の噴射時に、高圧水をシリンダ内のガスの比エンタルピと同等となる比エンタルピで噴射することができる。これにより、高圧水噴射によるシリンダ内圧力の上昇を抑えることができる。
また、この発明においては、流量調整弁によって高圧水の温度を上げることにより高圧水の比エンタルピを上げ、また、高圧水の温度を下げることにより高圧水の比エンタルピを下げることができる。
【００２２】
請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれかに記載の往復動内燃機関において、前記高圧水を前記シリンダ内に噴射する高圧水噴射口と、前記燃料を前記シリンダ内に噴射する複数の燃料噴射口とが設けられ、前記高圧水噴射口は、前記シリンダの周方向位置において、二つの前記燃料噴射口の間に設けられていることを特徴とする。
【００２３】
この発明においては、高圧水が燃料噴射口を避けてシリンダ内に噴射される。したがって高圧水と燃料との衝突が抑制される。
【００２４】
請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の往復動内燃機関において、前記複数の燃料噴射口は、前記燃料を前記シリンダの中央から放射状に噴射するように設けられ、これら燃料噴射口の周方向の噴射角度間隔は、前記高圧水噴射口が設けられている角度近傍においては他より広い角度で設けられていることを特徴とする。
【００２５】
この発明においては、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。
【００２６】
請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれかに記載の往復動内燃機関において、前記高圧水と前記排気ガスとの間で熱交換を行う熱交換器が、前記シリンダから排出される排気ガスの流動経路上に直列に２個設けられ、これら熱交換器においてそれぞれ熱交換された高圧水が、別々に前記シリンダ内に噴射されることを特徴とする。
【００２７】
この発明においては、二つの熱交換器が直列に設けられているため、各熱交換器で熱交換された高圧水の温度は異なることとなる。これら高圧水のうち、低温の高圧水を噴射することによりＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することにより、出力を上げることができる。
【００２８】
請求項８に記載の発明は、請求項１から７のいずれかに記載の往復動内燃機関において、前記シリンダから排出された排気ガスを用いて前記シリンダに供給される燃焼前の空気を加圧する過給器と、前記高圧水と前記排気ガスとの間で熱交換を行う熱交換器とが設けられ、前記過給器に供給される前の前記排気ガスが前記熱交換器によって前記高圧水と熱交換される構成とされ、さらに、該熱交換器をバイパスして前記排気ガスを流動させるバイパスラインと、該バイパスラインを開閉する開閉弁とが設けられていることを特徴とする。
【００２９】
この発明においては、過給器に導入される前の排気ガスが高圧水と熱交換される構成となっていることにより、より高温の高圧水とすることができる。しかしながら、起動時や負荷が急激に変化した場合において、過給器への高温の排気ガス供給が足りないことにより過給器が回らない場合がある。その場合、バイパスラインに排気ガスを流動させて熱交換器をバイパスすることで、高温の排気ガスを過給器に与えることができる。
【００３０】
請求項９に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置とを備えた往復動内燃機関において、前記高圧水を前記シリンダ内に噴射する高圧水噴射口と、前記燃料を前記シリンダ内に噴射する複数の燃料噴射口とが設けられ、前記高圧水噴射口は、前記シリンダの周方向位置において、二つの前記燃料噴射口の間に設けられているとともに、前記複数の燃料噴射口は、前記シリンダの中央から放射状に噴射するように設けられ、これら燃料噴射口の周方向の噴射角度間隔は、前記高圧水噴射口が設けられている角度近傍においては他より広い角度で設けられていることを特徴とする。
【００３１】
この発明においては、高圧水が燃料噴射口を避けてシリンダ内に噴射される。したがって高圧水と燃料との衝突が抑制される。
また、この発明においては、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。
【００３２】
請求項１０に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置とを備えた往復動内燃機関において、前記高圧水と前記シリンダから排出された排気ガスとの間で熱交換を行う熱交換器が、前記排気ガスの流動経路上に直列に２個設けられ、これら熱交換器においてそれぞれ熱交換された高圧水が、別々に前記シリンダ内に噴射されることを特徴とする。
【００３３】
この発明においては、二つの熱交換器が直列に設けられているため、各熱交換器で熱交換された高圧水の温度は異なることとなる。これら高圧水のうち、低温の高圧水を噴射することによりＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することにより、出力を上げることができる。
【００３４】
請求項１１に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置とを備えた往復動内燃機関において、前記シリンダから排出された排気ガスを用いて前記シリンダに供給される燃焼前の空気を加圧する過給器と、前記高圧水と前記排気ガスとの間で熱交換を行う熱交換器とが設けられ、前記過給器に供給される前の前記排気ガスが前記熱交換器によって前記高圧水と熱交換される構成とされ、さらに、該熱交換器をバイパスして前記排気ガスを流動させるバイパスラインと、該バイパスラインを開閉する開閉弁とが設けられていることを特徴とする。
【００３５】
この発明においては、過給器に導入される前の排気ガスが高圧水と熱交換される構成となっていることにより、より高温の高圧水とすることができる。しかしながら、起動時や負荷が急激に変化した場合において、過給器への高温の排気ガス供給が足りないことにより過給器が回らない場合がある。その場合、バイパスラインに排気ガスを流動させて熱交換器をバイパスすることで、高温の排気ガスを過給器に与えることができる。
【００３６】
請求項１２に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置とを備えた往復動内燃機関の運転方法において、前記高圧水の噴射時における比エンタルピを h _Ｈ２Ｏとおくと、
【００３７】
【数７】

【００３８】
とした状態で前記シリンダ内に高圧水を噴射することを特徴とする。
【００３９】
熱力学第１法則により、熱量 dQ 、外部からのエンタルピ dH 、内部エネルギの変化 dU 、外部へのガスの仕事 ApdV （ A; 仕事当量、 p; 圧力、 dV; 容積変化）を用いると、
dU+ApdV=dQ+dH
となる。この式より、κ =cp/cv 、Ｇ ; ガス重量、 g; 単位ガス重量、 u; 内部エネルギ、 gi; 各成分ガスの質量分率、 hi; エンタルピ、 ui; 内部エネルギ、および状態方程式を用いて変形すると、
【００４０】
【数８】

【００４１】
となる。さらに、高圧水に着目して変形すると、
【００４２】
【数９】

【００４３】
となる。この式の右辺第２項は、高圧水噴射による圧力変化項である。したがって、高圧水噴射による圧力上昇を生じない条件は［］の中が負であることなので、
【００４４】
【数１０】

【００４５】
となる。したがって、高圧水の範囲が上記範囲であれば、高圧水を噴射する際の圧力上昇を防止することができる。
【００４６】
請求項１３に記載の発明は、シリンダと、該シリンダ内に燃料を供給する燃料供給装置と、高圧水を前記燃料と予め混合することなく別経路から前記シリンダ内に噴射供給する高圧水供給装置とを備えた往復動内燃機関の運転方法において、比較的低温の前記高圧水を前記シリンダ内に噴射し、次いで、比較的高温の前記高圧水を前記シリンダ内に噴射することを燃焼サイクルの上死点前に行うことを特徴とする。
【００４７】
この発明においては、シリンダに対して低温の高圧水を噴射することによりＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することにより、出力を上げることができる。圧縮過程において低温から先にシリンダ内に噴射することにより、圧縮行程の際のシリンダ内ガス温度低下を防止することができる。
【００５２】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施形態について、図面を参照して説明する。
図１に示すように、本実施の形態の往復動内燃機関１（ディーゼル機関）は、ディーゼルエンジン２と、該ディーゼルエンジン２に燃料Ｆを供給する燃料供給装置３と、燃焼前の空気Ａ（新気）をディーゼルエンジン２に加圧供給する過給器４を有する空気供給装置５と、燃焼後の排気ガスＥを排気する排気装置６と、該排気装置６の排気配管７上でかつ過給器４よりも下流側に接続され、液体を含む高圧の流体からなる高圧水Ｗの供給を受けて、該高圧水Ｗと排気ガスＥとの間で熱交換を行う熱交換器８と、該熱交換器８で熱交換した高圧水Ｗを、燃料Ｆと予め混合することなく別経路からシリンダ１０（後述）内に噴射供給する高圧水供給装置９とを備えた概略構成となっている。
【００５３】
過給器４は、シリンダ１０から排出された排気ガスＥでタービン４ａを回転駆動させ、この回転駆動力によってコンプレッサ４ｂを回転駆動させてシリンダ１０への空気Ａの加圧供給を行う構造となっている。
熱交換器８は、高圧水Ｗの供給を受けて、該高圧水Ｗと排気ガスＥとの間で熱交換を行うものである。
高圧水供給装置９は、図１に示すように、例えば２５ＭＰａに昇圧された高圧水Ｗを送水する高圧水ポンプ２２と、該高圧水ポンプ２２から熱交換器８内を通ってシリンダ１０内に熱交換後の高圧水Ｗを供給可能に接続された高圧水供給配管２３とを備えた構成となっている。
【００５４】
そしてこの高圧水Ｗは、後述するように高圧水供給配管２３によってシリンダ１０内に筒内噴射される構造となっている。
すなわち、シリンダ１０から排出された排気ガスＥに含まれている排熱は、熱交換器８において高圧水Ｗへと伝熱され、そして高圧水Ｗと共にシリンダ１０内に投入されることで熱回収される。
【００５５】
さらに、ディーゼルエンジン２のシリンダ１０に供給される水のエンタルピを測定する水エンタルピ測定手段２４と、シリンダ１０内のガスの温度を求めるガス温度算出手段２５と、水のエンタルピを制御する比エンタルピ制御手段２７が設けられている。
水エンタルピ測定手段２４としては、高圧水Ｗの温度を測定する水温センサ３０と、同高圧水Ｗの圧力を検出する水圧センサ３２が設けられている。
また、ガス温度算出手段２５としては、シリンダ１０の吸気温度を検出する吸気温度センサ３５と、該吸気温度センサ３５とシリンダ１０の圧力履歴の変動からシリンダ１０内のガス温度を推定して算出する算出部２６とが設けられている。
比エンタルピ制御手段２７は、高圧水ポンプ２２と、高圧水ポンプ２２を制御する制御部４０とにより構成されている。制御部４０は、水エンタルピ測定手段２４およびガス温度算出手段２５の出力に基づき、ポンプ２２を制御して高圧水Ｗの流量を上げることにより、比エンタルピを下げ、高圧水Ｗの流量を下げることにより、比エンタルピを上げる制御を行う。
【００５６】
図２に示すように、ディーゼルエンジン２は、シリンダ１０と、該シリンダ１０内で往復運動するピストン１１と、該ピストン１１の往復動力を負荷に伝達する図示されないクランクと、シリンダ１０内に燃料Ｆを供給する前記燃料供給装置３の燃料噴射弁１２と、シリンダ１０内に前記空気供給装置５からの空気Ａを導く吸気管１３と、この吸気を許可または遮断する吸気バルブ１４と、シリンダ１０内から前記排気装置６に排気ガスＥを導く排気管１５と、この排気を許可または遮断する排気バルブ１６とを備えている。そして、これら燃料噴射弁１２，吸気管１３，吸気バルブ１４，排気管１５，排気バルブ１６は、シリンダ１０の上端部にそれぞれ配設されている。
【００５７】
また、前記高圧水供給装置９からシリンダ１０に向かう高圧水Ｗを流す高圧水供給配管２０が設けられている。該高圧水供給配管２０上には、シリンダ１０への高圧水Ｗの供給を許可または遮断する高圧水供給バルブ２１が配設されている。この高圧水供給バルブ２１は、適宜開くことにより高圧水Ｗをシリンダ１０内に噴射するように制御されている。
【００５８】
図１に示す前記燃料供給装置３は、予め設定されたタイミングで燃料噴射弁１２を開き、シリンダ１０内の燃焼空間に噴霧状の燃料Ｆを噴射可能な構造となっている。
【００５９】
ここで、図３に示すように、燃料噴射弁１２に設けられた燃料噴射口１２ａと、高圧水供給配管２０に設けられた高圧水噴射口２０ｉｎは、シリンダ１０内において対向しない構成となっている。
具体的には、燃料噴射口１２ａは複数設けられており、燃料が放射状に吹き出されるようになっている。各燃料噴射口１２ａは角度ｂの間隔で設けられているが、高圧水噴射口２０ｉｎと対向する位置では、燃料噴射口１２ａと燃料噴射口１２ａとの間に高圧水噴射口２０ｉｎが位置するようになっており、かつ、燃料噴射口１２ａと燃料噴射口１２ａとの間隔は角度ａ（ａ＞ｂ）となっている。
なお、少なくとも、高圧水噴射口２０ｉｎは、シリンダ１０の周方向位置において、二つの燃料噴射口１２ａ、１２ａの間に位置すればよい。この場合にはａ＝ｂとなるが、上記のようにａ＞ｂとすることで、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。
また、従来周方向に等間隔に吹き出されるように構成されていた燃料噴射口１２ａにおいて、高圧水噴射口２０ｉｎに対向する位置の噴射口を塞いでもよい。この場合にはａ＝２ｂとなる。
【００６０】
以上説明の構成を有する本実施の形態の往復動内燃機関１の運転方法についての説明を、以下に説明を続ける。
【００６１】
この往復動内燃機関１の運転方法は、シリンダ１０内に空気供給装置５からの空気Ａを供給する吸気行程と、該吸気行程後のシリンダ１０内の空気Ａを、ピストン１１を押し上げて高温高圧に圧縮する圧縮行程と、上死点近くのシリンダ１０内に、燃料供給装置３の燃料噴射弁１２から燃料Ｆを微細な霧状にして噴射し、高温高圧の空気Ａの熱で点火燃焼及び膨張させてピストン１１を押し下げる膨張行程と、該膨張行程後のピストン１１を押し上げてシリンダ１０内の燃焼後の排気ガスＥを排気管１５から排気装置６へと排出する排気行程とを有している。
【００６２】
本実施形態においては、下死点から上死点に至るまでの間に、高圧水Ｗをシリンダ１０内に噴射する。噴射の前に、これら高圧水Ｗの比エンタルピをhw(kJ/kg)とおくと、
【００６３】
【数１１】

【００６４】
となるように、hwは比エンタルピ制御手段２７により調整される。
【００６５】
具体的には、シリンダ１０内のガスの温度Ｔは、算出部２６により推定される。検出されたシリンダ１０の吸気温度と、圧縮履歴の変動から、算出部２６がシリンダ１０内のガス温度を推定する。なお、Ｃｖは予め温度の関数として記憶されている。
また、高圧水Ｗの比エンタルピhwは、水温センサ３０により測定された高圧水Ｗの温度と、水圧センサ３２により測定された高圧水Ｗの圧力から比エンタルピ制御手段２７の制御部４０が算出する。
そして、制御部４０は、高圧水Ｗの比エンタルピhwが上記範囲となるように、高圧水Ｗの比エンタルピhwを制御する。すなわち、高圧水ポンプ２２を制御して高圧水Ｗの流量を上げることにより、高圧水Ｗの比エンタルピhwを下げ、高圧水Ｗの流量を下げることにより、高圧水Ｗの比エンタルピhwを上げる。
【００６６】
そして、上死点をクランク角度０度とするとき、クランク角度が−９０度〜＋６０度の範囲において高圧水Ｗを噴射する。
【００６７】
高圧水Ｗは、図３に示したように、燃料噴射口１２ａを避けてシリンダ１０内に噴射されるようになっている。
【００６８】
このように高圧水Ｗを噴射することで、以下の効果を得ることができる。
まず、高圧水Ｗの比エンタルピhwが制御されているため、高圧水Ｗがシリンダ１０内に噴射されてもシリンダ１０内の圧力を上げることがない。すなわち、シリンダ１０内の圧力変化は、
【００６９】
【数１２】

【００７０】
という式で表すことができるが、上記のように、
【００７１】
【数１３】

【００７２】
を満足する時にdp≦０とすることができる。
したがって、高圧水Ｗの噴射によってもシリンダ１０内の圧力を上げることがない。
すなわち、もし比エンタルピが制御されていない高圧水を噴霧する場合には、高圧水供給行程において、高圧水がシリンダ１０内に噴射されることにより圧力が増加してしまう場合が考えられる。このため、エンジンは高い強度が要求され、コストが上昇してしまう。また、燃料に高圧水が噴射されることにより、高圧水に熱が取られてしまい燃焼が悪化してしまうということも考えられる。
本実施形態においては、上記のように燃料燃焼時の圧力も全体的に下げることができるため、燃料燃焼時の最高圧力が下がり、シリンダ１０の強度上望ましい圧力範囲で運転することができる。
また、高圧水Ｗ噴射時に圧力を上げない分、燃料燃焼時に一気に水の体積が膨張することにより、高い等容度を得ることができ、圧縮効率を向上することができる。
【００７３】
また、図３のように、高圧水Ｗが燃料噴射口１２ａを避けてシリンダ１０内に噴射されるから、燃料火炎に直接水が衝突することによる燃焼悪化を防止することができる。
【００７４】
次に、本発明の第２実施形態について、図面を参照して説明する。
図４に示すように、本実施の形態の往復動内燃機関１（ディーゼル機関）は、ディーゼルエンジン２と、該ディーゼルエンジン２に燃料Ｆを供給する燃料供給装置３と、燃焼前の空気Ａ（新気）をディーゼルエンジン２に加圧供給する過給器４を有する空気供給装置５と、燃焼後の排気ガスＥを排気する排気装置６と、該排気装置６の排気配管７上でかつ過給器４よりも下流側に接続され、液体を含む高圧の流体からなる高圧水ＷＡ、ＷＢの供給を受けて、該高圧水ＷＡ、ＷＢと排気ガスＥとの間で熱交換を行う二つの熱交換器８Ａ，８Ｂと、該熱交換器８Ａ，８Ｂで熱交換した高圧水ＷＡ，ＷＢを、燃料Ｆと予め混合することなく別経路からシリンダ１０（後述）内に噴射供給する高圧水供給装置９Ａ，９Ｂとを備えた概略構成となっている。
【００７５】
過給器４は、シリンダ１０から排出された排気ガスＥでタービン４ａを回転駆動させ、この回転駆動力によってコンプレッサ４ｂを回転駆動させてシリンダ１０への空気Ａの加圧供給を行う構造となっている。
熱交換器８Ａ、８Ｂは、それぞれ高圧水ＷＡ、ＷＢの供給を受けて、該高圧水ＷＡ、ＷＢと排気ガスＥとの間で熱交換を行うものであり、熱交換器８Ａが過給器４側となるように直列に排気ガスＥが流れるようになっている。
高圧水供給装置９Ａ、９Ｂは、図４に示すように、例えば２５ＭＰａに昇圧された高圧水ＷＡ、ＷＢを送水する高圧水ポンプ２２Ａ、２２Ｂと、該高圧水ポンプ２２Ａ、２２Ｂから熱交換器８Ａ、８Ｂ内を通ってシリンダ１０内に熱交換後の高圧水ＷＡ、ＷＢを供給可能に接続された高圧水供給配管２３Ａ、２３Ｂとを備えた構成となっている。
【００７６】
このため、熱交換した高圧水ＷＡ、ＷＢの温度は、ＷＡ＞ＷＢとなる。そしてこの高圧水ＷＡ、ＷＢは、後述するようにそれぞれ高圧水供給配管２３Ａ、２３Ｂによってシリンダ１０内に筒内噴射される構造となっている。
すなわち、シリンダ１０から排出された排気ガスＥに含まれている排熱は、熱交換器８Ａ、８Ｂにおいて高圧水ＷＡ、ＷＢへと伝熱され、そして高圧水ＷＡ，ＷＢと共にシリンダ１０内に投入されることで熱回収される。
【００７７】
さらに、ディーゼルエンジン２のシリンダ１０に供給される水のエンタルピを測定する水エンタルピ測定手段２４と、シリンダ１０内のガスの温度を求めるガス温度算出手段２５と、水のエンタルピを制御する比エンタルピ制御手段２７が設けられている。
水エンタルピ測定手段２４としては、高圧水ＷＡ、ＷＢの温度を測定する水温センサ３０，３１と、同高圧水ＷＡ、ＷＢの圧力を検出する水圧センサ３２，３３が設けられている。
また、ガス温度算出手段２５としては、シリンダ１０の吸気温度を検出する吸気温度センサ３５と、該吸気温度センサ３５とシリンダ１０の圧力履歴の変動からシリンダ１０内のガス温度を推定して算出する算出部２６とが設けられている。
比エンタルピ制御手段２７は、高圧水ポンプ２２Ａ、２２Ｂと、これら高圧水ポンプ２２Ａ、２２Ｂを制御する制御部４０とにより構成されている。制御部４０は、水エンタルピ測定手段２４およびガス温度算出手段２５の出力に基づき、ポンプ２２Ａ、２２Ｂを制御して高圧水ＷＡ、ＷＢの流量を上げることにより、比エンタルピを下げ、高圧水ＷＡ，ＷＢの流量を下げることにより、比エンタルピを上げる制御を行う。
【００７８】
図５に示すように、ディーゼルエンジン２は、シリンダ１０と、該シリンダ１０内で往復運動するピストン１１と、該ピストン１１の往復動力を負荷に伝達する図示されないクランクと、シリンダ１０内に燃料Ｆを供給する前記燃料供給装置３の燃料噴射弁１２と、シリンダ１０内に前記空気供給装置５からの空気Ａを導く吸気管１３と、この吸気を許可または遮断する吸気バルブ１４と、シリンダ１０内から前記排気装置６に排気ガスＥを導く排気管１５と、この排気を許可または遮断する排気バルブ１６とを備えている。そして、これら燃料噴射弁１２，吸気管１３，吸気バルブ１４，排気管１５，排気バルブ１６は、シリンダ１０の上端部にそれぞれ配設されている。
【００７９】
また、前記高圧水供給装置９Ａからシリンダ１０に向かう高圧水ＷＡを流す高圧水供給配管２０Ａが設けられている。該高圧水供給配管２０Ａ上には、シリンダ１０への高圧水ＷＡの供給を許可または遮断する高圧水供給バルブ２１Ａが配設されている。この高圧水供給バルブ２１Ａは、適宜開くことにより高圧水ＷＡをシリンダ１０内に噴射するように制御されている。
同様に、高圧水供給装置９Ｂからシリンダ１０に向かう高圧水ＷＢを流す高圧水供給配管２０Ｂが設けられている。該高圧水供給配管２０Ｂ上には、シリンダ１０への高圧水ＷＡの供給を許可または遮断する高圧水供給バルブ２１Ｂが配設されている。この高圧水供給バルブ２１Ｂは、適宜開くことにより高圧水ＷＢをシリンダ１０内に噴射するように制御されている。
【００８０】
図４に示す前記燃料供給装置３は、予め設定されたタイミングで燃料噴射弁１２を開き、シリンダ１０内の燃焼空間に噴霧状の燃料Ｆを噴射可能な構造となっている。
【００８１】
ここで、図６に示すように、燃料噴射弁１２に設けられた燃料噴射口１２ａと、高圧水供給配管２０Ａ、２０Ｂに設けられた高圧水噴射口２０ａ、２０ｂは、シリンダ１０内において対向しない構成となっている。
具体的には、燃料噴射口１２ａは複数設けられており、燃料が放射状に吹き出されるようになっている。各燃料噴射口１２ａは角度ｂの間隔で設けられているが、高圧水噴射口２０ａ、２０ｂと対向する位置では、燃料噴射口１２ａと燃料噴射口１２ａとの間に高圧水噴射口２０ａ、２０ｂが位置するようになっており、かつ、燃料噴射口１２ａと燃料噴射口１２ａとの間隔は角度ａ（ａ＞ｂ）となっている。
なお、少なくとも、高圧水噴射口２０ａ、２０ｂは、シリンダ１０の周方向位置において、二つの燃料噴射口１２ａ、１２ａの間に位置すればよい。この場合にはａ＝ｂとなるが、上記のようにａ＞ｂとすることで、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。
また、従来周方向に等間隔に吹き出されるように構成されていた燃料噴射口１２ａにおいて、高圧水噴射口２０ａ、２０ｂに対向する位置の噴射口を塞いでもよい。この場合にはａ＝２ｂとなる。
【００８２】
以上説明の構成を有する本実施の形態の往復動内燃機関１の運転方法についての説明を、以下に説明を続ける。
この往復動内燃機関１の運転方法は、シリンダ１０内に空気供給装置５からの空気Ａを供給する吸気行程と、該吸気行程後のシリンダ１０内の空気Ａを、ピストン１１を押し上げて高温高圧に圧縮する圧縮行程と、上死点近くのシリンダ１０内に、燃料供給装置３の燃料噴射弁１２から燃料Ｆを微細な霧状にして噴射し、高温高圧の空気Ａの熱で点火燃焼及び膨張させてピストン１１を押し下げる膨張行程と、該膨張行程後のピストン１１を押し上げてシリンダ１０内の燃焼後の排気ガスＥを排気管１５から排気装置６へと排出する排気行程とを有している。
【００８３】
本実施形態においては、下死点から上死点に至るまでの間に、高圧水ＷＡ、ＷＢをシリンダ１０内に噴射する。噴射の前に、これら高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピをhwa,hwb(kJ/kg)とおくと、
【００８４】
【数１４】

【００８５】
となるように、hwa,hwbは比エンタルピ制御手段２７により調整される。
【００８６】
具体的には、シリンダ１０内のガスの温度Ｔは、算出部２６により推定される。検出されたシリンダ１０の吸気温度と、圧縮履歴の変動から、算出部２６がシリンダ１０内のガス温度を推定する。なお、Ｃｖは予め温度の関数として記憶されている。
また、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbは、水温センサ３０，３１により測定された高圧水ＷＡ、ＷＢの温度と、水圧センサ３２，３３により測定された高圧水ＷＡ、ＷＢの圧力から比エンタルピ制御手段２７の制御部４０が算出する。
そして、制御部４０は、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbが上記範囲となるように、高圧水ＷＡ、ＷＢの比エンタルピhwa,hwbを制御する。すなわち、高圧水ポンプ２２Ａ、２２Ｂを制御して高圧水ＷＡ、ＷＢの流量を上げることにより、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbを下げ、高圧水ＷＡ、ＷＢの流量を下げることにより、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbを上げる。
【００８７】
そして、上死点をクランク角度０度とするとき、クランク角度が−９０度〜−４５度の範囲において低温の高圧水ＷＢを噴射し、クランク角度が−３０度〜０度の範囲において高温の高圧水ＷＡを噴射する。
【００８８】
これら高圧水ＷＡ，ＷＢは、図６に示したように、燃料噴射口１２ａを避けてシリンダ１０内に噴射されるようになっている。
【００８９】
このように高圧水ＷＡ，ＷＢを噴射することで、以下の効果を得ることができる。
まず、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbが制御されているため、高圧水ＷＡ，ＷＢがシリンダ１０内に噴射されてもシリンダ１０内の圧力を上げることがない。すなわち、シリンダ１０内の圧力変化は、
【００９０】
【数１５】

【００９１】
という式で表すことができるが、上記のように、
【００９２】
【数１６】

【００９３】
を満足する時にdp≦０とすることができる。
したがって、高圧水ＷＡ，ＷＢの噴射によってもシリンダ１０内の圧力を上げることがない。
これによって、燃料燃焼時の圧力も全体的に下げることができるため、燃料燃焼時の最高圧力が下がり、シリンダ１０の強度上望ましい圧力範囲で運転することができる。
また、高圧水ＷＡ，ＷＢ噴射時に圧力を上げない分、燃料燃焼時に一気に水の体積が膨張することにより、高い等容度を得ることができ、圧縮効率を向上することができる。
【００９４】
また、図６のように、高圧水ＷＡ，ＷＢが燃料噴射口１２ａを避けてシリンダ１０内に噴射されるから、燃料火炎に直接水が衝突することによる燃焼悪化を防止することができる。
【００９５】
さらに、二つの温度の高圧水ＷＡ，ＷＢを分けてシリンダ１０内に噴射している。これにより、低温の高圧水ＷＢを噴射することによりＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水ＷＡを噴射することにより出力を上げることができる。
また、低温の高圧水ＷＢから先に噴射することで、シリンダ１０内の温度を下げることも防止することができる。
【００９６】
なお、上記実施形態の変形例として、以下の構成としてもよい。
図７に示したように、高温側の熱交換器８Ａを、過給器４よりもディーゼルエンジン２側に設ける。これにより、より高温の高圧水ＷＡを得ることができる。
さらに、図８に示したように、高温側の熱交換器８Ａを過給器４よりもディーゼルエンジン２側に設けた構成において、熱交換器８Ａをバイパスするバイパスライン４５を設け、このバイパスライン４５に開閉弁４６を介装する。
この構成においては、過給器４に導入される前の排気ガスが高圧水ＷＡと熱交換される構成となっていることにより、高圧水ＷＡをより高温とすることができる。しかしながら、起動時や負荷が急激に変化した場合において、過給器４への高温の排気ガス供給が足りないことにより過給器４が回らない場合がある。その場合、開閉弁４６を開としてバイパスライン４５に排気ガスを流動させて熱交換器８Ａをバイパスすることで、高温の排気ガス８Ａを過給器４に与えることができる。これによってエンジン２の運転を確保することができる。
【００９７】
なお、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbを調整する比エンタルピ制御手段２７として、以下の変形例としてもよい。
図９に示すように、熱交換器８Ａ、８Ｂをバイパスするバイパスライン５０，５１を高圧水供給配管２３Ａ、２３Ｂに設け、このバイパスライン５０，５１に流量調整弁５２，５３を設ける。そして、制御部４０は、流量調整弁５２，５３を制御して、高圧水ＷＡ、ＷＢの温度を調節することにより、比エンタルピを制御する。一部をバイパスライン５０，５１に通すことで、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピを下げることができる。
さらにまた、比エンタルピ制御手段２７として、高圧水供給バルブ（噴射装置）２１Ａ、２１Ｂを構成要素とし、シリンダ１０内に噴射される高圧水の噴射量を高圧水供給バルブ２１Ａ、２１Ｂによって調節することによって比エンタルピhwa,hwbを制御することとしてもよい。
【００９８】
また、上記においては、高圧水ＷＡ，ＷＢの比エンタルピhwa,hwbを共に調整することとしたが、少なくとも高温側の高圧水ＷＡのみの比エンタルピhwaを上記のように制御すればよい。
また、上記に挙げた各例において、熱交換器８Ｂが設けられていない変形例としてもよい。
【００９９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明においては以下の効果を得ることができる。
請求項１に記載の発明によれば、高圧水の比エンタルピを制御することができるため、高圧水の噴射時に、高圧水をシリンダ内のガスの比エンタルピと同等となる比エンタルピで噴射することができる。これにより、高圧水噴射によるシリンダ内圧力の上昇を抑えることができるため、エンジン強度を上げる必要がないとともに、燃焼効率も上げることができる。したがって高い経済性を得ることができる。
また、高圧水を噴射する際の圧力上昇を防止することができる。
【０１００】
請求項２に記載の発明によれば、高圧水ポンプを制御して高圧水の流量を変えることで比エンタルピを制御することができる。
【０１０１】
請求項３に記載の発明によれば、噴射装置によって高圧水の噴射量を制御することで比エンタルピを制御することができる。
【０１０２】
請求項４に記載の発明によれば、高圧水の比エンタルピを制御することができるため、高圧水の噴射時に、高圧水をシリンダ内のガスの比エンタルピと同等となる比エンタルピで噴射することができる。これにより、高圧水噴射によるシリンダ内圧力の上昇を抑えることができるため、エンジン強度を上げる必要がないとともに、燃焼効率も上げることができる。したがって高い経済性を得ることができる。
また、流量調整弁によって熱交換器をバイパスさせる高圧水の流量を変えることで、高圧水の温度を制御して比エンタルピを制御することができる。
【０１０３】
請求項５に記載の発明によれば、高圧水が燃料噴射口を避けてシリンダ内に噴射される。したがって高圧水と燃料との衝突が抑制され、燃焼効率の低下を防ぐことができる。
【０１０４】
請求項６に記載の発明によれば、燃料噴射口の周方向の噴射角度間隔は、前記高圧水噴射口が設けられている角度近傍においては他より広い角度で設けられていることにより、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。
【０１０５】
請求項７に記載の発明によれば、二つの熱交換器が直列に設けられているため、低温の高圧水を噴射することでＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することで出力を上げることができる。
【０１０６】
請求項８に記載の発明によれば、起動時や負荷が急激に変化した場合、バイパスラインに排気ガスを流動させて熱交換器をバイパスすることで、高温の排気ガスを過給器に与えることができる。したがって燃焼停止を防止することができる。
【０１０７】
請求項９に記載の発明によれば、高圧水が燃料噴射口を避けてシリンダ内に噴射される。したがって高圧水と燃料との衝突が抑制され、燃焼効率の低下を防ぐことができる。したがって高い経済性を得ることができる。
また、燃料噴射口の周方向の噴射角度間隔は、前記高圧水噴射口が設けられている角度近傍においては他より広い角度で設けられていることにより、高圧水と燃料との衝突をより効果的に防止することができる。したがって燃焼効率が向上し、高い経済性を得ることができる。
【０１０８】
請求項１０に記載の発明によれば、二つの熱交換器が直列に設けられているため、低温の高圧水を噴射することでＮＯｘ（窒素酸化物）の発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することで出力を上げることができる。したがって高い経済性を得ることができる。
【０１０９】
請求項１１に記載の発明によれば、起動時や負荷が急激に変化した場合、バイパスラインに排気ガスを流動させて熱交換器をバイパスすることで、高温の排気ガスを過給器に与えることができる。したがって高い経済性を得ることができると共に燃焼停止を防止することができる。
【０１１０】
請求項１２に記載の発明によれば、高圧水の比エンタルピを制御することによって、高圧水噴射によるシリンダ内圧力の上昇を防止することができるため、エンジン強度を上げる必要がないとともに、燃焼効率も上げることができる。
【０１１１】
請求項１３に記載の発明によれば、シリンダに対して低温の高圧水を噴射することによりＮＯｘの発生を低減することができ、また、高温の高圧水を噴射することにより、出力を上げることができる。したがって高い経済性を得ることができる。また、圧縮過程において低温から先にシリンダ内に噴射することにより、圧縮行程の際のシリンダ内ガス温度低下を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態として示した往復動内燃機関の概略構成図である。
【図２】同往復動内燃機関のシリンダ縦断面図である。
【図３】同往復動内燃機関のシリンダ横断面図である。
【図４】本発明の第２実施形態として示した往復動内燃機関の概略構成図である。
【図５】同往復動内燃機関のシリンダ縦断面図である。
【図６】同往復動内燃機関のシリンダ横断面図である。
【図７】同往復動内燃機関の変形例として示した概略構成図である。
【図８】同往復動内燃機関の変形例として示した概略構成図である。
【図９】同往復動内燃機関の変形例として示した概略構成図である。
【符号の説明】
１往復動内燃機関
３燃料供給装置
４過給器
６排気装置
７排ガス配管
８，８Ａ、８Ｂ熱交換器
９，９Ａ、９Ｂ高圧水供給装置
１０シリンダ
１１ピストン
１２ａ燃料噴射口
２０in，２０ａ、２０ｂ高圧水噴射口
２１，２１Ａ，２１Ｂ高圧水供給バルブ（噴射装置）
２２，２２Ａ，２２Ｂ高圧水ポンプ
２４水エンタルピ測定手段
２５ガス温度算出手段
２６算出部
２７比エンタルピ制御手段
４０制御部
４５バイパスライン
４６開閉弁
５０バイパスライン
５１バイパスライン
５２流量調整弁
５３流量調整弁
Ｅ排気ガス
Ｆ燃料
Ｗ，ＷＡ，ＷＢ高圧水[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a reciprocating internal combustion engine such as a diesel engine.
[0002]
[Prior art]
For example, an internal combustion engine such as a diesel engine widely used as a marine engine or the like (hereinafter referred to as a reciprocating internal combustion engine) has a cylinder, a piston that reciprocates within the cylinder, and a reciprocating power of the piston. A structure including a crank for transmitting to a load is common.
In this type of conventional reciprocating internal combustion engine, for example, a diesel engine, only air is sucked into the cylinder in the intake stroke, and the air is compressed to a high pressure by the piston in the subsequent compression stroke, and the fuel is near the top dead center. The cylinder is sprayed into the cylinder in the form of a mist to combust and expand high-temperature and high-pressure air, and the exhaust gas after combustion is exhausted from the cylinder in the subsequent exhaust stroke. Rotating to get power.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the conventional reciprocating internal combustion engine described above has the following problems.
That is, the exhaust gas discharged from the cylinder in the exhaust stroke may be reused, for example, as a power source for rotating a turbine of a supercharger that pressurizes and supplies air into the cylinder. It is difficult to efficiently recover the exhaust heat contained in the engine and recycle it for the work of a reciprocating internal combustion engine.
[0004]
Therefore, as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-010612, a technique for recovering exhaust heat by injecting high-pressure water heated using exhaust heat of the engine into a cylinder has been proposed. It is desired to further improve the economics of this technology.
[0005]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a reciprocating internal combustion engine that can improve economy in a reciprocating internal combustion engine that injects high-pressure water.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The reciprocating internal combustion engine according to claim 1 is a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high pressure that supplies high pressure water into the cylinder through another path without being mixed with the fuel in advance. A water supply device, a water enthalpy measuring means for measuring the specific enthalpy of the high pressure water, a gas temperature calculating means for determining the temperature of the gas in the cylinder, and a specific enthalpy control means for controlling the specific enthalpy of the high pressure water are provided. BeingAnd the specific enthalpy control means controls the specific enthalpy during the injection of the high-pressure water. h _H2O After all,
[0007]
[Equation 3]

[0008]
It has the control part which controls the specific enthalpy of high-pressure water so that it may become.
[0009]
In the present invention, since the specific enthalpy of high-pressure water can be controlled, high-pressure water can be injected at a specific enthalpy equivalent to the specific enthalpy of the gas in the cylinder when high-pressure water is injected. Thereby, the raise of the pressure in a cylinder by high pressure water injection can be suppressed.
In addition, according to the first law of thermodynamics, dQ Enthalpy from outside dH , Changes in internal energy dU Gas work to the outside ApdV ( A; Work equivalent, p; pressure, dV; Using (volume change)
dU + ApdV = dQ + dH
It becomes. From this equation, κ = cp / cv , G ; Gas weight, g; Unit gas weight, u; Internal energy, gi; Mass fraction of each component gas, hi; Enthalpy, ui; When deforming using internal energy, state equation, etc.,
[0010]
[Expression 4]

[0011]
It becomes. Furthermore, if you focus on high-pressure water and deform it,
[0012]
[Equation 5]

[0013]
It becomes. The second term on the right side of this equation is a pressure change term due to high-pressure water injection. Therefore, the condition that does not cause a pressure increase due to high-pressure water injection is that the value in [] is negative.
[0014]
[Formula 6]

[0015]
It becomes. Therefore, if the range of the high pressure water is within the above range, it is possible to prevent an increase in pressure when jetting the high pressure water.
[0016]
  According to a second aspect of the present invention, in the reciprocating internal combustion engine according to the first aspect, a high-pressure water pump for controlling a flow rate of the high-pressure water is provided as the specific enthalpy control means.
[0017]
  In the present invention, the specific enthalpy of high-pressure water can be lowered by increasing the flow rate of high-pressure water by controlling the high-pressure water pump, and the specific enthalpy of high-pressure water can be raised by reducing the flow rate of high-pressure water.
[0018]
  The invention according to claim 3The reciprocating internal combustion engine according to claim 1, wherein an injection device capable of adjusting an injection amount of the high-pressure water into the cylinder is provided as the specific enthalpy control means.It is characterized by that.
[0019]
  In this invention,The specific enthalpy of high-pressure water is lowered by increasing the injection amount of high-pressure water by the injection device, and the specific enthalpy of high-pressure water is increased by lowering the injection amount.be able to.
[0020]
  The invention according to claim 4A cylinder, a fuel supply device for supplying fuel into the cylinder, a high-pressure water supply device for injecting and supplying high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel, and a specific enthalpy of the high-pressure water. Water enthalpy measuring means for measuring, gas temperature calculating means for determining the temperature of the gas in the cylinder, and specific enthalpy control means for controlling the specific enthalpy of the high pressure water are provided, and from the high pressure water and the cylinder A heat exchanger for exchanging heat with the exhaust gas to be discharged; and as the specific enthalpy control means, a bypass line for bypassing the heat exchanger and allowing the high-pressure water to flow, and a flow for the bypass line And a flow rate adjusting valve for controlling the high-pressure water amount.It is characterized by that.
[0021]
  In this invention,Since the specific enthalpy of the high-pressure water can be controlled, the high-pressure water can be injected at a specific enthalpy equivalent to the specific enthalpy of the gas in the cylinder when the high-pressure water is injected. Thereby, the raise of the pressure in a cylinder by high pressure water injection can be suppressed.
  In the present invention, the specific enthalpy of high pressure water is increased by increasing the temperature of the high pressure water by the flow rate adjusting valve, and the specific enthalpy of high pressure water is decreased by decreasing the temperature of the high pressure water.be able to.
[0022]
  The invention described in claim 55. The reciprocating internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a high-pressure water injection port that injects the high-pressure water into the cylinder; and a plurality of fuel injection ports that inject the fuel into the cylinder. The high-pressure water injection port is provided between the two fuel injection ports at a circumferential position of the cylinder.It is characterized by that.
[0023]
  In this invention,High pressure water is injected into the cylinder avoiding the fuel injection port. Therefore, collision between the high pressure water and the fuel is suppressed.
[0024]
  The invention described in claim 66. The reciprocating internal combustion engine according to claim 5, wherein the plurality of fuel injection ports are provided so as to inject the fuel radially from the center of the cylinder, and the circumferential injection angle intervals of the fuel injection ports are: In the vicinity of the angle where the high-pressure water injection port is provided, it is provided at a wider angle than the others.It is characterized by that.
[0025]
  In this invention,Preventing collision between high pressure water and fuel more effectivelybe able to.
[0026]
  The invention described in claim 7The reciprocating internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6, wherein a heat exchanger that performs heat exchange between the high-pressure water and the exhaust gas is disposed on a flow path of the exhaust gas discharged from the cylinder. Two high-pressure waters provided in series and heat-exchanged in these heat exchangers are separately injected into the cylinder.It is characterized by that.
[0027]
  In this invention,Since the two heat exchangers are provided in series, the temperature of the high-pressure water heat-exchanged in each heat exchanger will be different. Of these high pressure waters, the generation of NOx (nitrogen oxides) can be reduced by injecting low temperature high pressure water, and the output can be increased by injecting high temperature high pressure water.be able to.
[0028]
  The invention according to claim 8 provides:The reciprocating internal combustion engine according to any one of claims 1 to 7, wherein a supercharger that pressurizes air before combustion supplied to the cylinder using exhaust gas discharged from the cylinder, and the high-pressure water A heat exchanger for exchanging heat with the exhaust gas, and the exhaust gas before being supplied to the supercharger is configured to exchange heat with the high-pressure water by the heat exchanger, Furthermore, a bypass line that bypasses the heat exchanger and flows the exhaust gas, and an on-off valve that opens and closes the bypass line are provided.It is characterized by that.
[0029]
  In this invention,Since the exhaust gas before being introduced into the supercharger is configured to exchange heat with high-pressure water, higher-temperature high-pressure water can be obtained. However, when starting up or when the load changes suddenly, the supercharger may not rotate due to insufficient supply of high-temperature exhaust gas to the supercharger. In that case, the exhaust gas is allowed to flow through the bypass line, and the heat exchanger is bypassed, so that hot exhaust gas is supplied to the supercharger.be able to.
[0030]
  The invention according to claim 9 is:In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. A high-pressure water injection port for injecting the high-pressure water into the cylinder, and a plurality of fuel injection ports for injecting the fuel into the cylinder, wherein the high-pressure water injection port is located at a circumferential position of the cylinder. The fuel injection ports are provided between the two fuel injection ports, and the plurality of fuel injection ports are provided so as to inject radially from the center of the cylinder. In the vicinity of the angle at which the high-pressure water injection port is provided, it is provided at a wider angle than the others.It is characterized by that.
[0031]
  In this invention,High pressure water is injected into the cylinder avoiding the fuel injection port. Therefore, collision between the high pressure water and the fuel is suppressed.
  In the present invention, collision between high-pressure water and fuel is more effectively prevented.be able to.
[0032]
  The invention according to claim 10 is:In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. Two heat exchangers for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas discharged from the cylinder are provided in series on the flow path of the exhaust gas, and each of these heat exchangers exchanges heat. High pressure water is separately injected into the cylinderIt is characterized by that.
[0033]
  In this invention,Since the two heat exchangers are provided in series, the temperature of the high-pressure water heat-exchanged in each heat exchanger will be different. Of these high pressure waters, the generation of NOx (nitrogen oxides) can be reduced by injecting low temperature high pressure water, and the output can be increased by injecting high temperature high pressure water.be able to.
[0034]
  The invention according to claim 11In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. A supercharger that pressurizes the air before combustion supplied to the cylinder using the exhaust gas discharged from the cylinder, and a heat exchanger that exchanges heat between the high-pressure water and the exhaust gas. The exhaust gas before being supplied to the supercharger is configured to exchange heat with the high-pressure water by the heat exchanger, and further, the exhaust gas flows by bypassing the heat exchanger A bypass line and an opening / closing valve for opening and closing the bypass line are provided.It is characterized by that.
[0035]
  In this invention,Since the exhaust gas before being introduced into the supercharger is configured to exchange heat with high-pressure water, higher-temperature high-pressure water can be obtained. However, when starting up or when the load changes suddenly, the supercharger may not rotate due to insufficient supply of high-temperature exhaust gas to the supercharger. In that case, the exhaust gas is allowed to flow through the bypass line, and the heat exchanger is bypassed, so that hot exhaust gas is supplied to the supercharger.be able to.
[0036]
  The invention according to claim 12A reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without being mixed with the fuel in advance. In the operation method, the specific enthalpy at the time of jetting the high-pressure water is h _H2O After all,
[0037]
[Expression 7]

[0038]
In this state, high pressure water is injected into the cylinder.
[0039]
Heat quantity according to the first law of thermodynamics dQ Enthalpy from outside dH , Changes in internal energy dU Gas work to the outside ApdV ( A; Work equivalent, p; pressure, dV; Using (volume change)
dU + ApdV = dQ + dH
It becomes. From this equation, κ = cp / cv , G ; Gas weight, g; Unit gas weight, u; Internal energy, gi; Mass fraction of each component gas, hi; Enthalpy, ui; When deforming using internal energy and equation of state,
[0040]
[Equation 8]

[0041]
It becomes. Furthermore, if you focus on high-pressure water and deform it,
[0042]
[Equation 9]

[0043]
It becomes. The second term on the right side of this equation is a pressure change term due to high-pressure water injection. Therefore, the condition that does not cause a pressure increase due to high-pressure water injection is negative in [].
[0044]
[Expression 10]

[0045]
It becomes. Therefore, if the range of the high pressure water is within the above range, it is possible to prevent an increase in pressure when jetting the high pressure water.
[0046]
The invention according to claim 13 is a cylinder, a fuel supply device for supplying fuel into the cylinder, and a high pressure water supply device for injecting and supplying high pressure water into the cylinder from another path without premixing with the fuel. A relatively low temperature high pressure water is injected into the cylinder, and then a relatively high temperature high pressure water is injected into the cylinder. It is performed before the dead point.
[0047]
In the present invention, the generation of NOx (nitrogen oxide) can be reduced by injecting low-temperature high-pressure water into the cylinder, and the output can be increased by injecting high-temperature high-pressure water. it can. By injecting into the cylinder first from a low temperature in the compression process, it is possible to prevent a decrease in gas temperature in the cylinder during the compression stroke.
[0052]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
As shown in FIG. 1, a reciprocating internal combustion engine 1 (diesel engine) of the present embodiment includes a diesel engine 2, a fuel supply device 3 that supplies fuel F to the diesel engine 2, and air A ( The air supply device 5 having a supercharger 4 that supplies pressurized air to the diesel engine 2, the exhaust device 6 that exhausts the exhaust gas E after combustion, and the exhaust pipe 7 of the exhaust device 6 A heat exchanger 8 connected to the downstream side of the feeder 4 and receiving a supply of high-pressure water W made of a high-pressure fluid containing liquid and exchanging heat between the high-pressure water W and the exhaust gas E; The high-pressure water supply device 9 is provided with a high-pressure water supply device 9 that injects the high-pressure water W heat-exchanged by the heat exchanger 8 into a cylinder 10 (described later) without being mixed with the fuel F in advance. .
[0053]
The supercharger 4 has a structure in which the turbine 4a is rotationally driven by the exhaust gas E discharged from the cylinder 10, and the compressor 4b is rotationally driven by this rotational driving force to supply pressurized air A to the cylinder 10. ing.
The heat exchanger 8 receives supply of the high pressure water W and performs heat exchange between the high pressure water W and the exhaust gas E.
As shown in FIG. 1, the high-pressure water supply device 9 includes, for example, a high-pressure water pump 22 that supplies high-pressure water W that has been pressurized to 25 MPa, and the high-pressure water pump 22 passes through the heat exchanger 8 and enters the cylinder 10. The configuration includes a high-pressure water supply pipe 23 connected to be able to supply high-pressure water W after heat exchange.
[0054]
The high-pressure water W is injected into the cylinder 10 through the high-pressure water supply pipe 23 as will be described later.
That is, the exhaust heat contained in the exhaust gas E exhausted from the cylinder 10 is transferred to the high-pressure water W in the heat exchanger 8 and is input into the cylinder 10 together with the high-pressure water W to recover heat. Is done.
[0055]
Furthermore, a water enthalpy measuring means 24 for measuring the enthalpy of water supplied to the cylinder 10 of the diesel engine 2, a gas temperature calculating means 25 for determining the temperature of the gas in the cylinder 10, and a specific enthalpy control for controlling the enthalpy of water. Means 27 are provided.
As the water enthalpy measuring means 24, a water temperature sensor 30 for measuring the temperature of the high-pressure water W and a water pressure sensor 32 for detecting the pressure of the high-pressure water W are provided.
The gas temperature calculation means 25 estimates and calculates the gas temperature in the cylinder 10 from the intake air temperature sensor 35 that detects the intake air temperature of the cylinder 10 and the fluctuations in the pressure history of the intake air temperature sensor 35 and the cylinder 10. A calculation unit 26 is provided.
The specific enthalpy control means 27 includes a high-pressure water pump 22 and a control unit 40 that controls the high-pressure water pump 22. The controller 40 controls the pump 22 based on the outputs of the water enthalpy measuring means 24 and the gas temperature calculating means 25 to increase the flow rate of the high-pressure water W, thereby lowering the specific enthalpy and lowering the flow rate of the high-pressure water W. To increase the specific enthalpy.
[0056]
As shown in FIG. 2, the diesel engine 2 includes a cylinder 10, a piston 11 that reciprocates in the cylinder 10, a crank (not shown) that transmits the reciprocating power of the piston 11 to a load, and a fuel F in the cylinder 10. A fuel injection valve 12 of the fuel supply device 3 for supplying the air, an intake pipe 13 for introducing the air A from the air supply device 5 into the cylinder 10, an intake valve 14 for permitting or blocking the intake air, An exhaust pipe 15 that guides the exhaust gas E to the exhaust device 6 and an exhaust valve 16 that permits or shuts off the exhaust are provided. The fuel injection valve 12, the intake pipe 13, the intake valve 14, the exhaust pipe 15, and the exhaust valve 16 are disposed at the upper end portion of the cylinder 10.
[0057]
Further, a high-pressure water supply pipe 20 for flowing high-pressure water W from the high-pressure water supply device 9 toward the cylinder 10 is provided. On the high-pressure water supply pipe 20, a high-pressure water supply valve 21 that permits or blocks the supply of the high-pressure water W to the cylinder 10 is disposed. The high-pressure water supply valve 21 is controlled so as to inject the high-pressure water W into the cylinder 10 by opening as appropriate.
[0058]
The fuel supply device 3 shown in FIG. 1 has a structure capable of opening the fuel injection valve 12 at a preset timing and injecting the atomized fuel F into the combustion space in the cylinder 10.
[0059]
Here, as shown in FIG. 3, the fuel injection port 12 a provided in the fuel injection valve 12 and the high-pressure water injection port 20 in provided in the high-pressure water supply pipe 20 are not opposed to each other in the cylinder 10. Yes.
Specifically, a plurality of fuel injection ports 12a are provided, and fuel is blown out radially. Each fuel injection port 12a is provided at an interval of an angle b. At a position facing the high pressure water injection port 20in, the high pressure water injection port 20in is positioned between the fuel injection port 12a and the fuel injection port 12a. The interval between the fuel injection port 12a and the fuel injection port 12a is an angle a (a> b).
At least the high-pressure water injection port 20in may be positioned between the two

fuel injection ports

12a and 12a in the circumferential position of the cylinder 10. In this case, a = b, but by setting a> b as described above, the collision between the high-pressure water and the fuel can be more effectively prevented.
Further, in the fuel injection ports 12a that are conventionally configured to be blown at regular intervals in the circumferential direction, the injection ports at positions facing the high-pressure water injection ports 20in may be closed. In this case, a = 2b.
[0060]
The description of the operation method of the reciprocating internal combustion engine 1 of the present embodiment having the above-described configuration will be continued below.
[0061]
The reciprocating internal combustion engine 1 is operated by an intake stroke in which air A from the air supply device 5 is supplied into the cylinder 10 and air A in the cylinder 10 after the intake stroke is pushed up the piston 11 to increase the temperature and pressure. The fuel F is injected in the form of a fine mist from the fuel injection valve 12 of the fuel supply device 3 into the cylinder 10 near the top dead center, and the combustion and compression are performed by the heat of the high-temperature and high-pressure air A. An expansion stroke that expands and pushes down the piston 11, and an exhaust stroke that pushes up the piston 11 after the expansion stroke and discharges the exhaust gas E after combustion in the cylinder 10 from the exhaust pipe 15 to the exhaust device 6. Yes.
[0062]
In the present embodiment, high-pressure water W is injected into the cylinder 10 from the bottom dead center to the top dead center. If the specific enthalpy of these high-pressure water W is set to hw (kJ / kg) before injection,
[0063]
## EQU11 ##

[0064]
Hw is adjusted by the specific enthalpy control means 27 so that
[0065]
Specifically, the temperature T of the gas in the cylinder 10 is estimated by the calculation unit 26. The calculation unit 26 estimates the gas temperature in the cylinder 10 from the detected intake air temperature of the cylinder 10 and fluctuations in the compression history. Cv is stored in advance as a function of temperature.
The specific enthalpy hw of the high pressure water W is calculated by the control unit 40 of the specific enthalpy control means 27 from the temperature of the high pressure water W measured by the water temperature sensor 30 and the pressure of the high pressure water W measured by the water pressure sensor 32. .
Then, the control unit 40 controls the specific enthalpy hw of the high-pressure water W so that the specific enthalpy hw of the high-pressure water W falls within the above range. That is, the specific enthalpy hw of the high-pressure water W is decreased by controlling the high-pressure water pump 22 to increase the flow rate of the high-pressure water W, and the specific enthalpy hw of the high-pressure water W is increased by decreasing the flow rate of the high-pressure water W.
[0066]
Then, when the top dead center is set to a crank angle of 0 degrees, the high-pressure water W is injected in a range of the crank angle of −90 degrees to +60 degrees.
[0067]
As shown in FIG. 3, the high-pressure water W is injected into the cylinder 10 while avoiding the fuel injection port 12 a.
[0068]
Thus, the following effects can be acquired by injecting the high-pressure water W.
First, since the specific enthalpy hw of the high-pressure water W is controlled, the pressure in the cylinder 10 does not increase even if the high-pressure water W is injected into the cylinder 10. That is, the pressure change in the cylinder 10 is
[0069]
[Expression 12]

[0070]
As shown above,
[0071]
[Formula 13]

[0072]
Dp ≦ 0 can be satisfied.
Therefore, the pressure in the cylinder 10 is not increased even by the injection of the high-pressure water W.
That is, if high-pressure water whose specific enthalpy is not controlled is sprayed, the pressure may increase due to the injection of high-pressure water into the cylinder 10 in the high-pressure water supply stroke. For this reason, the engine is required to have high strength, and the cost increases. It is also conceivable that high-pressure water is injected into the fuel, so that heat is taken up by the high-pressure water and combustion deteriorates.
In the present embodiment, the pressure at the time of fuel combustion can be lowered as a whole as described above, so that the maximum pressure at the time of fuel combustion is lowered and the cylinder 10 can be operated in a pressure range desirable in terms of strength.
Further, since the volume of water expands at a stroke during fuel combustion by the amount that the pressure is not increased at the time of high-pressure water W injection, a high equivalent volume can be obtained and the compression efficiency can be improved.
[0073]
Further, as shown in FIG. 3, since the high-pressure water W is injected into the cylinder 10 while avoiding the fuel injection port 12a, it is possible to prevent deterioration of combustion due to water colliding directly with the fuel flame.
[0074]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
As shown in FIG. 4, the reciprocating internal combustion engine 1 (diesel engine) of the present embodiment includes a diesel engine 2, a fuel supply device 3 that supplies fuel F to the diesel engine 2, and air A ( The air supply device 5 having a supercharger 4 that supplies pressurized air to the diesel engine 2, the exhaust device 6 that exhausts the exhaust gas E after combustion, and the exhaust pipe 7 of the exhaust device 6 The two connected to the downstream side of the feeder 4 and supplied with high-pressure water WA, WB made of high-pressure fluid containing liquid, and perform heat exchange between the high-pressure water WA, WB and the exhaust gas E High-pressure water supply that injects

heat exchangers

8A and 8B and high-pressure water WA and WB heat-exchanged in the

heat exchangers

8A and 8B into a cylinder 10 (described later) from another path without being mixed with the fuel F in advance. Schematic configuration with

devices

9A and 9B .
[0075]
The supercharger 4 has a structure in which the turbine 4a is rotationally driven by the exhaust gas E discharged from the cylinder 10, and the compressor 4b is rotationally driven by this rotational driving force to supply pressurized air A to the cylinder 10. ing.
The

heat exchangers

8A and 8B receive high-pressure water WA and WB, respectively, and perform heat exchange between the high-pressure water WA and WB and the exhaust gas E. The heat exchanger 8A is a supercharger. Exhaust gas E flows in series so as to be on the 4 side.
As shown in FIG. 4, the high-pressure

water supply devices

9A and 9B include, for example, high-pressure water pumps 22A and 22B for supplying high-pressure water WA and WB pressurized to 25 MPa, and a heat exchanger 8A from the high-pressure water pumps 22A and 22B. The high pressure

water supply pipes

23A and 23B are connected so as to be able to supply the high pressure water WA and WB after heat exchange into the cylinder 10 through the inside of 8B.
[0076]
For this reason, the temperature of the high-pressure water WA and WB subjected to heat exchange is WA> WB. The high-pressure water WA and WB are in-cylinder injected into the cylinder 10 through high-pressure

water supply pipes

23A and 23B, as will be described later.
That is, the exhaust heat contained in the exhaust gas E discharged from the cylinder 10 is transferred to the high-pressure water WA and WB in the

heat exchangers

8A and 8B, and is input into the cylinder 10 together with the high-pressure water WA and WB. Heat recovery.
[0077]
Furthermore, a water enthalpy measuring means 24 for measuring the enthalpy of water supplied to the cylinder 10 of the diesel engine 2, a gas temperature calculating means 25 for determining the temperature of the gas in the cylinder 10, and a specific enthalpy control for controlling the enthalpy of water. Means 27 are provided.
As the water enthalpy measuring means 24,

water temperature sensors

30, 31 for measuring the temperature of the high-pressure water WA, WB and

water pressure sensors

32, 33 for detecting the pressure of the high-pressure water WA, WB are provided.
The gas temperature calculation means 25 estimates and calculates the gas temperature in the cylinder 10 from the intake air temperature sensor 35 that detects the intake air temperature of the cylinder 10 and the fluctuations in the pressure history of the intake air temperature sensor 35 and the cylinder 10. A calculation unit 26 is provided.
The specific enthalpy control means 27 includes high pressure water pumps 22A and 22B and a control unit 40 that controls these high pressure water pumps 22A and 22B. The control unit 40 controls the

pumps

22A and 22B based on the outputs of the water enthalpy measuring unit 24 and the gas temperature calculating unit 25 to increase the flow rate of the high pressure water WA and WB, thereby lowering the specific enthalpy and the high pressure water WA, Control is performed to increase the specific enthalpy by lowering the flow rate of WB.
[0078]
As shown in FIG. 5, the diesel engine 2 includes a cylinder 10, a piston 11 that reciprocates in the cylinder 10, a crank (not shown) that transmits the reciprocating power of the piston 11 to a load, and a fuel F in the cylinder 10. A fuel injection valve 12 of the fuel supply device 3 for supplying the air, an intake pipe 13 for introducing the air A from the air supply device 5 into the cylinder 10, an intake valve 14 for permitting or blocking the intake air, An exhaust pipe 15 that guides the exhaust gas E to the exhaust device 6 and an exhaust valve 16 that permits or shuts off the exhaust are provided. The fuel injection valve 12, the intake pipe 13, the intake valve 14, the exhaust pipe 15, and the exhaust valve 16 are disposed at the upper end portion of the cylinder 10.
[0079]
Further, a high-pressure water supply pipe 20 A for flowing high-pressure water WA from the high-pressure water supply device 9 A toward the cylinder 10 is provided. On the high-pressure water supply pipe 20A, a high-pressure water supply valve 21A that permits or blocks the supply of the high-pressure water WA to the cylinder 10 is disposed. The high-pressure water supply valve 21A is controlled so as to inject the high-pressure water WA into the cylinder 10 by opening as appropriate.
Similarly, a high-pressure water supply pipe 20 B for flowing high-pressure water WB from the high-pressure water supply device 9 B toward the cylinder 10 is provided. A high-pressure water supply valve 21B that permits or blocks the supply of high-pressure water WA to the cylinder 10 is disposed on the high-pressure water supply pipe 20B. The high-pressure water supply valve 21B is controlled so as to inject the high-pressure water WB into the cylinder 10 by opening as appropriate.
[0080]
The fuel supply device 3 shown in FIG. 4 has a structure capable of opening the fuel injection valve 12 at a preset timing and injecting the atomized fuel F into the combustion space in the cylinder 10.
[0081]
Here, as shown in FIG. 6, the fuel injection port 12a provided in the fuel injection valve 12 and the high-pressure

water injection ports

20a and 20b provided in the high-pressure

water supply pipes

20A and 20B do not face each other in the cylinder 10. It has a configuration.
Specifically, a plurality of fuel injection ports 12a are provided, and fuel is blown out radially. Each fuel injection port 12a is provided at an interval of an angle b, but at a position facing the high pressure

water injection ports

20a and 20b, the high pressure

water injection ports

20a and 20b are provided between the fuel injection port 12a and the fuel injection port 12a. And the interval between the fuel injection port 12a and the fuel injection port 12a is an angle a (a> b).
Note that at least the high-pressure

water injection ports

20 a and 20 b may be positioned between the two

fuel injection ports

12 a and 12 a in the circumferential position of the cylinder 10. In this case, a = b, but by setting a> b as described above, the collision between the high-pressure water and the fuel can be more effectively prevented.
In addition, in the fuel injection ports 12a that are configured to be blown at regular intervals in the circumferential direction, the injection ports at positions facing the high-pressure

water injection ports

20a and 20b may be closed. In this case, a = 2b.
[0082]
The description of the operation method of the reciprocating internal combustion engine 1 of the present embodiment having the above-described configuration will be continued below.
The reciprocating internal combustion engine 1 is operated by an intake stroke for supplying the air A from the air supply device 5 into the cylinder 10, and the air A in the cylinder 10 after the intake stroke is pushed up the piston 11 to increase the temperature and pressure. The fuel F is injected in the form of a fine mist from the fuel injection valve 12 of the fuel supply device 3 into the cylinder 10 near the top dead center, and is ignited and burned with the heat of the high-temperature and high-pressure air A. An expansion stroke that expands and pushes down the piston 11 and an exhaust stroke that pushes up the piston 11 after the expansion stroke and discharges the exhaust gas E after combustion in the cylinder 10 from the exhaust pipe 15 to the exhaust device 6. Yes.
[0083]
In the present embodiment, high-pressure water WA, WB is injected into the cylinder 10 from the bottom dead center to the top dead center. If the specific enthalpy of these high-pressure water WA and WB is set to hwa, hwb (kJ / kg) before injection,
[0084]
[Expression 14]

[0085]
Hwa and hwb are adjusted by the specific enthalpy control means 27.
[0086]
Specifically, the temperature T of the gas in the cylinder 10 is estimated by the calculation unit 26. The calculation unit 26 estimates the gas temperature in the cylinder 10 from the detected intake air temperature of the cylinder 10 and fluctuations in the compression history. Cv is stored in advance as a function of temperature.
Further, the specific enthalpy hwa, hwb of the high pressure water WA, WB is obtained from the temperature of the high pressure water WA, WB measured by the

water temperature sensors

30, 31 and the pressure of the high pressure water WA, WB measured by the

water pressure sensors

32, 33. The controller 40 of the specific enthalpy control means 27 calculates.
Then, the control unit 40 controls the specific enthalpies hwa and hwb of the high-pressure waters WA and WB so that the specific enthalpy hwa and hwb of the high-pressure waters WA and WB falls within the above range. That is, by controlling the high-pressure water pumps 22A and 22B and increasing the flow rates of the high-pressure water WA and WB, the specific enthalpy hwa and hwb of the high-pressure water WA and WB is decreased, and by decreasing the flow rates of the high-pressure water WA and WB, Increase the specific enthalpy hwa, hwb of the high pressure water WA, WB.
[0087]
When the top dead center is set to a crank angle of 0 degrees, low-temperature high-pressure water WB is injected in a crank angle range of −90 degrees to −45 degrees, and a high temperature is applied in a crank angle range of −30 degrees to 0 degrees. High pressure water WA is injected.
[0088]
These high-pressure water WA and WB are injected into the cylinder 10 avoiding the fuel injection port 12a as shown in FIG.
[0089]
Thus, the following effects can be acquired by injecting high pressure water WA and WB.
First, since the specific enthalpies hwa and hwb of the high-pressure water WA and WB are controlled, the pressure in the cylinder 10 does not increase even if the high-pressure water WA and WB is injected into the cylinder 10. That is, the pressure change in the cylinder 10 is
[0090]
[Expression 15]

[0091]
As shown above,
[0092]
[Expression 16]

[0093]
Dp ≦ 0 can be satisfied.
Therefore, the pressure in the cylinder 10 is not increased even by the injection of the high-pressure water WA, WB.
As a result, the pressure at the time of fuel combustion can be reduced as a whole, so that the maximum pressure at the time of fuel combustion is lowered and the cylinder 10 can be operated within a desirable pressure range.
In addition, since the volume of water expands at a time during fuel combustion because the pressure is not increased during the injection of the high-pressure water WA and WB, a high isovolume can be obtained and the compression efficiency can be improved.
[0094]
Further, as shown in FIG. 6, since the high-pressure water WA and WB is injected into the cylinder 10 while avoiding the fuel injection port 12a, it is possible to prevent deterioration of combustion due to water directly colliding with the fuel flame.
[0095]
Furthermore, the high-temperature water WA and WB at two temperatures are separately injected into the cylinder 10. Thereby, generation | occurrence | production of NOx (nitrogen oxide) can be reduced by injecting low temperature high pressure water WB, and an output can be raised by injecting high temperature high pressure water WA.
Further, by injecting the low-temperature high-pressure water WB first, it is possible to prevent the temperature in the cylinder 10 from being lowered.
[0096]
In addition, it is good also as the following structures as a modification of the said embodiment.
As shown in FIG. 7, the heat exchanger 8 A on the high temperature side is provided closer to the diesel engine 2 than the supercharger 4. Thereby, higher-temperature high-pressure water WA can be obtained.
Further, as shown in FIG. 8, in the configuration in which the high temperature side heat exchanger 8A is provided on the diesel engine 2 side with respect to the supercharger 4, a bypass line 45 for bypassing the heat exchanger 8A is provided. 45 is provided with an on-off valve 46.
In this configuration, since the exhaust gas before being introduced into the supercharger 4 is configured to exchange heat with the high-pressure water WA, the high-pressure water WA can be heated to a higher temperature. However, the supercharger 4 may not rotate due to a lack of high-temperature exhaust gas supply to the supercharger 4 at startup or when the load changes suddenly. In that case, the exhaust gas 8A can be supplied to the supercharger 4 by opening the on-off valve 46 and flowing the exhaust gas to the bypass line 45 to bypass the heat exchanger 8A. As a result, the operation of the engine 2 can be ensured.
[0097]
The specific enthalpy control means 27 for adjusting the specific enthalpies hwa and hwb of the high-pressure water WA and WB may be modified as follows.
As shown in FIG. 9,

bypass lines

50 and 51 that bypass the

heat exchangers

8A and 8B are provided in the high-pressure

water supply pipes

23A and 23B, and flow rate adjusting valves 52 and 53 are provided in the

bypass lines

50 and 51, respectively. And the control part 40 controls the flow rate adjustment valves 52 and 53, and controls the specific enthalpy by adjusting the temperature of the high-pressure water WA and WB. By passing a part through the

bypass lines

50 and 51, the specific enthalpy of the high-pressure water WA and WB can be lowered.
Furthermore, as the specific enthalpy control means 27, high pressure water supply valves (injection devices) 21A and 21B are used as constituent elements, and the injection amount of high pressure water injected into the cylinder 10 is adjusted by the high pressure

water supply valves

21A and 21B. The specific enthalpy hwa and hwb may be controlled by
[0098]
In the above description, the specific enthalpies hwa and hwb of the high-pressure water WA and WB are both adjusted. However, the specific enthalpy hwa of only the high-pressure water WA on the high temperature side may be controlled as described above.
Moreover, in each example mentioned above, it is good also as a modification in which the heat exchanger 8B is not provided.
[0099]
【The invention's effect】
  As described above, the following effects can be obtained in the present invention.
  According to the first aspect of the present invention, since the specific enthalpy of high pressure water can be controlled, the high pressure water is injected at a specific enthalpy equivalent to the specific enthalpy of the gas in the cylinder when the high pressure water is injected. Can do. As a result, an increase in the cylinder pressure due to the high-pressure water injection can be suppressed, so that it is not necessary to increase the engine strength and the combustion efficiency can be increased. Therefore, high economic efficiency can be obtained.
  Moreover, the pressure rise at the time of injecting high pressure water can be prevented.
[0100]
  According to invention of Claim 2,The specific enthalpy is controlled by controlling the high-pressure water pump and changing the flow rate of the high-pressure water.be able to.
[0101]
  According to invention of Claim 3,The specific enthalpy is controlled by controlling the injection amount of high-pressure water with an injection device.be able to.
[0102]
  According to invention of Claim 4,Since the specific enthalpy of the high-pressure water can be controlled, the high-pressure water can be injected at a specific enthalpy equivalent to the specific enthalpy of the gas in the cylinder when the high-pressure water is injected. As a result, an increase in the cylinder pressure due to the high-pressure water injection can be suppressed, so that it is not necessary to increase the engine strength and the combustion efficiency can be increased. Therefore, high economic efficiency can be obtained.
The specific enthalpy is controlled by controlling the temperature of the high-pressure water by changing the flow rate of the high-pressure water that bypasses the heat exchanger by the flow rate adjustment valve.be able to.
[0103]
  According to the invention of claim 5,High pressure water is injected into the cylinder avoiding the fuel injection port. Therefore, collision between high-pressure water and fuel is suppressed, preventing deterioration of combustion efficiencybe able to.
[0104]
  According to the invention of claim 6,The injection angle interval in the circumferential direction of the fuel injection port is provided at a wider angle in the vicinity of the angle at which the high pressure water injection port is provided, so that the collision between the high pressure water and the fuel is more effectively performed. To preventbe able to.
[0105]
  According to the invention of claim 7,Since two heat exchangers are provided in series, generation of NOx (nitrogen oxide) can be reduced by injecting low-temperature high-pressure water, and output can be achieved by injecting high-temperature high-pressure water. Raisebe able to.
[0106]
  According to the invention described in claim 8,When starting up or when the load changes abruptly, high temperature exhaust gas can be supplied to the supercharger by flowing the exhaust gas through the bypass line to bypass the heat exchanger. Therefore, stop combustionbe able to.
[0107]
  According to the invention of claim 9,High pressure water is injected into the cylinder avoiding the fuel injection port. Therefore, the collision between the high-pressure water and the fuel is suppressed, and a decrease in combustion efficiency can be prevented. Therefore, high economic efficiency can be obtained.
Further, since the injection angle interval in the circumferential direction of the fuel injection port is provided at a wider angle in the vicinity of the angle where the high pressure water injection port is provided, the collision between the high pressure water and the fuel is more effective. Can be prevented. Therefore, combustion efficiency is improved and high economic efficiency is obtained.be able to.
[0108]
  According to the invention of claim 10,Since two heat exchangers are provided in series, generation of NOx (nitrogen oxide) can be reduced by injecting low-temperature high-pressure water, and output can be achieved by injecting high-temperature high-pressure water. Can be raised. Therefore, get high economic efficiencybe able to.
[0109]
  According to the invention of claim 11,When starting up or when the load changes abruptly, high temperature exhaust gas can be supplied to the supercharger by flowing the exhaust gas through the bypass line to bypass the heat exchanger. Therefore, high economic efficiency can be obtained and combustion stop is prevented.be able to.
[0110]
  According to the invention of claim 12,By controlling the specific enthalpy of high-pressure water, it is possible to prevent an increase in cylinder pressure due to high-pressure water injection, so there is no need to increase engine strength and combustion efficiency is also increased.be able to.
[0111]
  According to the invention of claim 13,Generation of NOx can be reduced by injecting low-temperature high-pressure water into the cylinder, and output can be increased by injecting high-temperature high-pressure water. Therefore, high economic efficiency can be obtained. Also, by injecting into the cylinder from the low temperature first in the compression process, the gas temperature in the cylinder during the compression stroke is prevented from lowering.be able to.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a reciprocating internal combustion engine shown as a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cylinder longitudinal sectional view of the reciprocating internal combustion engine.
FIG. 3 is a cylinder cross-sectional view of the same reciprocating internal combustion engine.
FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a reciprocating internal combustion engine shown as a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a cylinder of the same reciprocating internal combustion engine.
FIG. 6 is a cylinder cross-sectional view of the same reciprocating internal combustion engine.
FIG. 7 is a schematic configuration diagram showing a modification of the reciprocating internal combustion engine.
FIG. 8 is a schematic configuration diagram showing a modification of the reciprocating internal combustion engine.
FIG. 9 is a schematic configuration diagram showing a modification of the reciprocating internal combustion engine.
[Explanation of symbols]
1 Reciprocating internal combustion engine
3 Fuel supply device
4 Supercharger
6 Exhaust device
7 Exhaust gas piping
8,8A, 8B heat exchanger
9, 9A, 9B High pressure water supply device
10 cylinders
11 Piston
12a Fuel injection port
20in, 20a, 20b High-pressure water jet
21, 21A, 21B High-pressure water supply valve (injection device)
22, 22A, 22B High pressure water pump
24 Water enthalpy measuring means
25 Gas temperature calculation means
26 Calculation unit
27 Specific enthalpy control means
40 Control unit
45 Bypass line
46 On-off valve
50 Bypass line
51 Bypass line
52 Flow control valve
53 Flow control valve
E exhaust gas
F fuel
W, WA, WB High pressure water

Claims

A cylinder, a fuel supply device for supplying fuel into the cylinder, a high-pressure water supply device for injecting and supplying high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel, and a specific enthalpy of the high-pressure water. Water enthalpy measuring means for measuring, gas temperature calculating means for determining the temperature of the gas in the cylinder, and specific enthalpy control means for controlling the specific enthalpy of the high-pressure water are provided ,
The specific enthalpy control means sets h _{H2O as the} specific enthalpy at the time of jetting high-pressure water in the previous period ,

A reciprocating internal combustion engine comprising a control unit for controlling the specific enthalpy of high-pressure water so that

The reciprocating internal combustion engine according to claim 1 ,
A reciprocating internal combustion engine characterized in that a high-pressure water pump for controlling the flow rate of the high-pressure water is provided as the specific enthalpy control means.

The reciprocating internal combustion engine according to claim 1 ,
A reciprocating internal combustion engine characterized in that an injection device capable of adjusting the injection amount of the high-pressure water into the cylinder is provided as the specific enthalpy control means.

A cylinder, a fuel supply device for supplying fuel into the cylinder, a high-pressure water supply device for injecting and supplying high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel, and a specific enthalpy of the high-pressure water. A water enthalpy measuring means for measuring, a gas temperature calculating means for determining the temperature of the gas in the cylinder, and a specific enthalpy control means for controlling the specific enthalpy of the high-pressure water are provided ,
A heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas discharged from the cylinder;
As the specific enthalpy control means, a bypass line for bypassing the heat exchanger and allowing the high-pressure water to flow, and a flow rate adjusting valve for controlling the amount of the high-pressure water flowing through the bypass line are provided. Reciprocating internal combustion engine.

The reciprocating internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
A high-pressure water injection port for injecting the high-pressure water into the cylinder, and a plurality of fuel injection ports for injecting the fuel into the cylinder;
The reciprocating internal combustion engine, wherein the high-pressure water injection port is provided between the two fuel injection ports at a circumferential position of the cylinder.

The reciprocating internal combustion engine according to claim 5,
The plurality of fuel injection ports are provided so as to inject the fuel radially from the center of the cylinder, and the circumferential injection angle intervals of these fuel injection ports are close to the angle at which the high-pressure water injection port is provided The reciprocating internal combustion engine is provided at a wider angle than the others.

The reciprocating internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6,
Two heat exchangers for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas are provided in series on the flow path of the exhaust gas discharged from the cylinder, and heat is exchanged in each of these heat exchangers. A reciprocating internal combustion engine, wherein high pressure water is separately injected into the cylinder.

The reciprocating internal combustion engine according to any one of claims 1 to 7,
A supercharger that pressurizes air before combustion supplied to the cylinder using exhaust gas discharged from the cylinder;
A heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas,
The exhaust gas before being supplied to the supercharger is configured to exchange heat with the high-pressure water by the heat exchanger,
The reciprocating internal combustion engine further includes a bypass line that bypasses the heat exchanger and causes the exhaust gas to flow, and an on-off valve that opens and closes the bypass line.

In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. ,
A high-pressure water injection port for injecting the high-pressure water into the cylinder, and a plurality of fuel injection ports for injecting the fuel into the cylinder;
The high-pressure water injection port is provided between the two fuel injection ports at a circumferential position of the cylinder ,
The plurality of fuel injection ports are provided so as to inject radially from the center of the cylinder, and the circumferential injection angle intervals of these fuel injection ports are different in the vicinity of the angle where the high-pressure water injection port is provided. A reciprocating internal combustion engine characterized by being provided at a wider angle .

In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. ,
Two heat exchangers for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas discharged from the cylinder are provided in series on the flow path of the exhaust gas, and heat is exchanged in each of these heat exchangers. A reciprocating internal combustion engine, wherein high pressure water is separately injected into the cylinder.

In a reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without previously mixing the fuel with the fuel. ,
A supercharger that pressurizes air before combustion supplied to the cylinder using exhaust gas discharged from the cylinder;
A heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure water and the exhaust gas,
The exhaust gas before being supplied to the supercharger is configured to exchange heat with the high-pressure water by the heat exchanger,
The reciprocating internal combustion engine further includes a bypass line that bypasses the heat exchanger and causes the exhaust gas to flow, and an on-off valve that opens and closes the bypass line.

A reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without being mixed with the fuel in advance. In driving method,
When the specific enthalpy at the time of jetting the high-pressure water is h _H2O ,

A method for operating a reciprocating internal combustion engine, characterized in that high pressure water is injected into the cylinder in the state described above.

A reciprocating internal combustion engine comprising a cylinder, a fuel supply device that supplies fuel into the cylinder, and a high-pressure water supply device that injects high-pressure water into the cylinder from another path without being mixed with the fuel in advance. In driving method,
A reciprocating internal combustion engine characterized by injecting the relatively high-pressure water into the cylinder and then injecting the relatively high-pressure water into the cylinder before top dead center of a combustion cycle. How the engine operates.