JP5552146B2 - 大型２サイクルディーゼルエンジンのためのカム駆動型排気弁作動システム - Google Patents

Description

本発明は、クロスヘッド式大型ターボ過給型２サイクルディーゼルエンジンのカム駆動型油圧排気弁作動および燃料噴射システムに関する。

発明の背景

クロスヘッド式大型ターボ過給型２サイクルディーゼルエンジンは、例えば、大型外航船の推進のために、または発電所の主機関として使用される。サイズが非常に大きいことだけが原因ではないが、これらの２サイクルディーゼルエンジンは、他のどの内燃機関とも異なって建造される。２サイクルの原理と、５０℃で７００cSt未満の粘度（すなわち室温では非流動性）を有する重油の使用とにより、エンジン業界において特殊な位置を占めている。

性能改善および排出低減に対する要望により、これらの大型２サイクルディーゼルエンジンにもコモンレール式電子油圧制御型排気弁作動システムや電子制御型燃料噴射シスムが開発されている。これらのシステムの利点は、その柔軟性の向上にあり、排気弁の開放および閉鎖のタイミングや燃料の供給の仕方を自由に選択して、エンジンの動作条件に適合させることができることである。しかし、コモンレール式電子油圧システムは比較的高価であり、排気弁開放過程の開放に使用する油圧エネルギーが、排気弁閉鎖過程中に回収されずに失われてしまうため、従来のカム駆動型システムよりも多くのエネルギーを消費する。

油圧動力源は、電気駆動型始動ポンプを備え、また容量の無段調整により得られる所定の一定出口圧力を有する高圧ポンプの組を有する。ポンプは、クランク軸に接続される単一の機械的ギアによって駆動される。

油圧駆動型燃料噴射ポンプと高圧システムとの接続には長い管が用いられ、また多くの管接続部がある。このシステムは、ギアの損傷や、無段容量調整機能の故障、また急激な自然圧力変動により生じうる供給管もしくは管接続部の破裂の損傷に対して冗長性が低く、これらの問題が生じるとエンジンは動作不能になり、すなわちエンジンが完全に停止してしまう。

さらに、無段調整型ポンプの効率は、動作条件によって変動し、一定の条件では、効率が高いとは言えない。これらの欠点により、電子制御型エンジンの利点の多くが相殺されてしまう。

このような背景から、本発明の目的は、上述の問題を克服するか、または少なくとも軽減する上述の型の省エネルギーエンジンを提供することにある。

本目的は、それぞれ少なくとも１つの排気弁および少なくとも１つの燃料噴射器が設けられる複数のシリンダと、各々、前記シリンダのいずれかのための前記少なくとも１つの排気弁および該シリンダのための油圧プッシュロッドを作動させるための複数の排気カムが搭載される少なくとも１つのカム軸とを備えるクロスヘッド式大型２サイクルディーゼルエンジンであって：
前記油圧プッシュロッドは、アクチュエータ毎に設けられる油圧ピストンポンプであって、前記カム軸上の対応するカムによって駆動される油圧ピストンポンプと、対応する排気弁を開放方向に動かすための、排気弁毎に設けられる油圧アクチュエータと、関連する前記アクチュエータの前記油圧ピストンポンプを関連する前記油圧アクチュエータに接続するための、排気弁毎に設けられる油圧導管とを備え；
前記排気カムは、前記排気弁の開放に必要なリフト量を上回るリフト量を生じる形状を有し、これによって、前記油圧ピストンポンプにより供給され、かつ前記上回るリフト量により生成される追加的な油圧油の少なくとも一部が、前記油圧プッシュロッドから分流され、前記エンジンに関して加圧油圧油を使用する要素に供給される、大型２サイクルディーゼルエンジンを提供することによって達成される。

カム軸および排気弁作動システムのピストンポンプによって油圧油を生成することによって、ある量の高圧油圧油を、効率的に、かつ高冗長性で生成することが可能になる。追加的な油圧油は、燃料噴射システムやシリンダ潤滑システム等の、エンジンの他の油圧駆動型構成要素を駆動するために使用可能である。追加的な油圧油のうち、当該他の油圧駆動型構成要素では直接使用できない部分は、油圧プッシュロッドに向けられて、排気弁の開放ストロークを大きくする。排気弁を閉鎖位置に付勢する空気バネは、追加的な油圧油のうち前記部分に含まれるエネルギーを保存し、排気弁の戻り行程によってこのエネルギーをカム軸に戻す。

前記加圧油圧油を使用する前記要素は、エンジンの燃料噴射システムであってもよい。

前記加圧油圧油を使用する前記要素は、エンジンのシリンダ潤滑システムであってもよい。

好ましくは、リフト量の増分は、排気ローブの高さを増すことによって生成される。

追加的な油圧油の少なくとも一部は、油圧ピストンポンプのポートを介して油圧プッシュロッドから分流されてもよい。

油圧ピストンポンプのピストンには、該ピストンの上面を該ピストンの側面に接続する穴が設けられてもよい。

ピストンポンプの壁面には、ピストンポンプを、加圧油圧油を使用する要素に接続するポートが設けられてもよい。

ポートは、圧力増幅器の入口に接続可能である。

圧力増幅器の出口は、各シリンダの油圧油を使用する要素が接続される共通油圧導管に接続される。

好ましくは、圧力増幅器は、共通調節圧力導管における圧力によって平衡化される。

前記燃料噴射システムは、共通油圧導管からの高圧油圧油で動作可能である。

前記燃料噴射システムは、各シリンダの燃料噴射弁に極めて高い圧力の燃料を供給する油圧駆動型増圧器をシリンダ毎に備えてもよい。

前記増圧器の各々は、増圧器を高圧共通油圧導管に選択的に接続する選択弁を介して、高圧油圧導管に接続されてもよい。

前記選択弁は、電子制御型または電子油圧制御型弁、好ましくは、比例弁であってもよい。

前記油圧ピストンポンプにより供給され、かつ油圧プッシュロッドからは分流されない、前記上回るリフト量により生成される追加的な油圧油の少なくとも一部は、排気弁の開放ストロークを増すために使用されてもよい

排気弁には、排気弁を閉鎖位置に付勢する空気バネが設けられ、前記空気バネは、増えた開放ストロークに対応することによって、追加的な油圧油に含まれるエネルギーを空気バネに保存し、排気弁の閉鎖行程中にこのエネルギーをカム軸に戻すように構成される。

好ましくは、油圧プッシュロッドは、カムの形状により規定されるプロファイルより前に排気弁の開放を可能にするために、共通高圧油圧導管に選択的に接続可能に構成される。

本発明に従う大型２サイクルディーゼルエンジンに関するさらなる目的、特徴、利点、および特性は、詳細な説明より明らかになる。

本説明の以下の詳細な部分において、図面に示される例示的実施形態を参照して、本発明についてより詳細に説明する。
本発明に従うエンジンの断面図である。 図１に示すエンジンの１つのシリンダ区分に関する縦断面図である。 本発明に従う排気弁作動および燃料噴射システムの第１の実施形態に関する図表示である。 本発明の動作を図示する棒グラフである。 本発明の動作を図示する棒グラフである。 本発明の動作を図示する棒グラフである。 本発明の動作を図示する棒グラフである。 本発明に従う排気弁作動および燃料噴射システムの第２の実施形態に関する図表示である。

好適な実施形態の詳細な説明

図１および図２は、本発明の好適な実施形態に従うエンジン１の１つのシリンダに関する断面図および縦断面図である。エンジン１は、クロスヘッド式ユニフロー式低速２サイクルディーゼルエンジンであり、船舶の推進システムや発電所の原動機になり得る。このようなエンジンは、典型的には、４本から最大１４本のシリンダを直列に有する。エンジン１は、クランク軸３の主軸受を有する台板２から組み上げられる。

クランク軸３は、半組立型である。半組立型は、焼嵌め結合によって主ジャーナル軸に連結される鋳鋼スローまたは鍛鋼スローから製造される。

台板２は、１つの部品として製造されてもよく、または製造施設に応じた適切なサイズの部分に分けて製造されてもよい。台板は、側壁と、軸受サポートを有する溶接された横桁（cross grinder）とから成る。当技術分野において、横桁は、「横方向桁（transverse girder）」とも呼ばれる。油受け５８は、台板２の底部に溶接され、強制潤滑油および冷却油システムからの戻り油を回収する。

連接棒８は、クランク軸３をクロスヘッド軸受２２に連結する。クロスヘッド軸受２２は、垂直案内面２３の間で案内される。

台板２の上には溶接設計のＡ型箱枠４が搭載される。箱枠４は溶接設計である。箱枠４の排気側には、シリンダ毎に逃し弁が設けられており、一方、箱枠４のカムシャフト側には、シリンダ毎に大型のヒンジ式ドアが設けられている。クロスヘッド案内面２３は、箱枠４と一体型である。

箱枠４の上部にはシリンダフレーム５が搭載される。控えボルト２７は、台板２、箱枠４、およびシリンダフレーム５を接続し、構造を一体的にする。控えボルト２７は油圧ジャッキで締め付けられる。

シリンダフレーム５は、最終的には一体型カム軸ハウジング２５を有する１つ以上の部品に鋳造されるか、または溶接設計される。別の実施形態（図示せず）によると、カム軸２８は、シリンダフレームに取り付けられる別部品のカム軸ハウジングに収容される。

シリンダフレーム５には、掃気空間の洗浄用、ならびにカム軸側の掃気ポートおよびピストンリングの点検用の、アクセスカバーが設けられている。シリンダフレームは、シリンダライナ６とともに掃気空間を形成する。掃気受け９は、その開放側でシリンダフレーム５にボルト締結される。シリンダフレームの底部には、ピストン棒のパッキン箱があり、これには、掃気用の封止リングと、箱枠４および台板２の空間に排出産物が入り込まないようにするオイルリングとが設けられ、こうすることによって、この空間に存在する全ての軸受を保護している。

ピストン１３は、ピストンクラウンおよびピストンスカートを含む。ピストンクラウンは耐熱鋼製であり、４つのリング溝を有し、この溝部の上面および下面には硬質クロムがめっきされている。

ピストン棒１４は、４つのネジでクロスヘッド２２に接続される。ピストン棒１４は、２つの同軸穴（図面では見えない）を有し、冷却油管と併せてピストン１３の冷却油用の入口および出口を形成する。

シリンダライナ６は、シリンダフレーム５によって担持される。シリンダライナ６は合金鋳鉄製であり、低位置のフランジによってシリンダフレーム５に懸架される。ライナの最上部は、鋳鉄製冷却ジャケットによって囲まれる。シリンダライナ６はシリンダ潤滑用のドリル穴（図示せず）を有する。

シリンダはユニフロー式であり、エアボックス付近に位置する掃気ポート７を有する。この排気ポートには、掃気受け９（図１）から、ターボチャージャー１０（図１）で加圧された掃気が供給される。

エンジンには、１つ以上のターボチャージャー１０が装備される。このターボチャージャーは、シリンダの数が４〜９本のタイプのエンジンの場合は後部に、シリンダの数が１０本以上のタイプのエンジンの場合は排気側に配置される。

ターボチャージャー１０への吸気は、ターボチャージャーの吸気消音器（図示せず）を介してエンジン室から直接発生する。ターボチャージャー１０から、給気管（図示せず）、空気冷却器（図示せず）、および掃気受け９を介して、シリンダライナ６の掃気ポート７に空気が導かれる。

エンジンには、電気駆動型掃気用ブロア（図示せず）が設けられる。ブロアの吸引側は、空気冷却後の掃気空間に接続される。空気冷却器と掃気受けとの間に逆止め弁（図示せず）が装備され、この逆止め弁は、補助ブロアが空気を供給する際に自動的に閉鎖する。補助ブロアは、低中負荷状態でターボチャージャーによる圧縮を補助する。

燃料弁４８は、シリンダカバー１２に同心円状に装着される。圧縮行程の終了時に、噴射弁４８は、その噴射ノズルを介して細霧状の燃料を高圧で燃焼室１５に噴射する。排気弁１１は、シリンダカバー１２のシリンダ上部の中心に装着される。

膨張行程の終了時に、エンジンのピストン１３が掃気ポート７を越えて下降する前に、排気弁１１は開放し、それによって、ピストン１３上の燃焼室１５内の燃焼ガスは、排気受け１７に開放している排気路１６を通って流出し、燃焼室１５内の圧力は解放される。排気弁１１は、ピストン１３の上方運動中に再び閉鎖する。排気弁１１は油圧作動式である。

図３は、本発明に従う排気弁作動システムの第１の実施形態を示す。排気弁作動システムは、単一のシリンダについて図示される実施形態の全てに関する。マルチシリンダエンジンでも、シリンダ毎に同じ設備が提供される。排気弁作動システムは、増加リフト量３０を有する排気カム２９が装着されたカム軸２８を備える（シリンダが１つしか図示されていないので、１つだけ示されている）。ローラー３１は、カム２９の表面に追従し、容積型ポンプ３２のピストンに接続される。容積型ポンプ３２は、圧力管３６を介して排気弁アクチュエータ３４に接続される。容積型ポンプ３２、圧力管３６、および排気弁アクチュエータ３４は、まとめて油圧プッシュロッドを形成する。排気弁アクチュエータ３４は、排気弁１１の開放方向に力を印加することができる容積型線形アクチュエータである。

また、排気弁には、排気弁１１を閉鎖位置に付勢する空気バネ３３が設けられる。排気弁１１の位置は、測定され、エンジン制御装置（engine control unit; ECU）に通信される。

排気カム２９によるリフト量の増分は斜線部分３０によって示されている。排気カム２９のカム輪郭は、容積型ポンプ３２に十分なストロークを提供して、排気弁１１の十分な開放ストロークを得るためには、斜線部分３０の下までの膨らみさえあればよい。カム２９の更なる膨らみにより生成される容積型ポンプ３２のストロークの増分により、容積型ポンプ３２は、排気弁１１の十分なる開放の必要性を上回るストロークを有することになる。

容積型ポンプ３２のピストンには、穴３５が設けられ、この穴３５は、ピストンの行程の所定の部分中にポート３７と連通する。

ポート３７における圧力が容積型ポンプ３２の圧力室の圧力より低い場合、油圧ピストンポンプ３２から生成され、かつリフト量の増大により生じる、追加的な油圧油の一部が、ポート３７に分流される。

ポート３７における圧力が容積型ポンプ３２の圧力室の圧力より高い場合、油圧ピストンポンプ３２から生成され、かつカム２９のリフト増加に起因する追加的な油圧油の一部は、圧力管３６を介して排気弁アクチュエータ３４に供給される。これによって、排気弁１１の開放ストロークの増加、すなわち、通常必要とされる開放ストロークの長さを上回る開放ストロークが引き起こされる。

空気バネ３３は、排気弁１１の開放ストロークの増加に対応するように構成されており、これによって、空気バネ３３は、リフト量の増大により生成される追加的な油圧油の一部に含まれたエネルギーを蓄積および保存する。ある実施形態では、空気バネ３３には、空気バネが保存できるエネルギーの量を増加させるために進歩的な特徴が設けられてもよい。空気バネ３３に保存されるエネルギーは、排気弁１１の後続する戻り行程においてカム軸２８に戻される。

圧力ポート３７は中間増圧器３８と繋がっている。中間増圧器３８は、ポート３７の圧力を増加させ、圧力が増加した油圧油を、導管３９を介して、シリンダの全てに接続される共通高圧油圧導管１８に供給する。

共通高圧油圧導管１８は、エンジン運転中高圧に維持され、例えば、約２００バールから６００バールの間に設定されるレベルに維持される。エンジン始動時に、共通高圧油圧導管１８における圧力は、電気駆動式ポンプ９によって生成される。エンジン運転中、共通高圧油圧導管１８における圧力は、中間増圧器３８によって供給される。

中間増圧器３８には、２つの圧力室が設けられる。第１の圧力室は、高圧油圧油を共通高圧油圧導管１８に供給する。第２の圧力室は、導管４１を介して、共通制御圧力導管４２に接続される。共通制御圧力導管４２における圧力は、約１００バールから２００バールの間に維持され、以下のように、エンジン制御装置（engine control unit; ECU）によって制御される。エンジン制御装置は、共通高圧油圧導管１８における圧力を表わす信号を受信する。エンジン制御装置は、圧力制御導管４２に接続される圧力調節弁４４を制御し、これによって、エンジン制御装置は、共通高圧油圧導管１８における圧力を制御する。

エンジン制御装置が、共通高圧油圧導管１８における圧力が所望よりも低いことを検出すると、エンジン制御装置は、圧力制御導管４２における圧力を低下させる。これによって、中間増圧器３８は、減少された量の反対圧力を受け、共通高圧油圧導管１８に供給する高圧油圧油の量を増やす。

エンジン制御装置が、共通高圧油圧ユニットにおける圧力が所望よりも高いことを検出すると、エンジン制御装置は、圧力制御ユニット４２における圧力を増加させる。これによって、中間増圧器３８は、増加された量の反対圧力を受け、共通高圧油圧導管１８に供給する高圧油圧油の量を減らす。

また、圧力制御導管４２からの加圧流体は、中間増圧器３８の戻し／吸引行程に動力供給する。中間増圧器３８は、増圧器３８の圧力室を補助する導管４０を介して、低圧（約３バール）供給圧力導管４３に接続される。

エンジンに関して加圧油圧油を使用する要素に分流されない、排気カム２９のリフト量の増分により生成される追加的な油圧油の量は、様々なエンジン動作条件によって変動する。エンジンが、高負荷下で動作する場合、比較的多量の燃料を行程毎に注入する必要があり、追加的な油圧油のうち排気弁１１のリフト量の増大に用いられる部分は僅かであるか全くない。

エンジンが、低負荷または中間負荷下で動作する場合、行程毎に注入する燃料の量は比較的少なくて済み、追加的な油圧油の比較的多くの部分が排気弁１１のリフト増大に用いられる。追加的な油圧油のこの非分流部分に含まれるエネルギーは、ガスバネ３３に保存され、排気弁１１の閉鎖行程中にカム軸２８に戻される。

中間増圧器３８に作用する制御圧力導管４２の圧力は、中間増圧器３８により共通高圧導管１８に供給される高圧油圧油の量を調節する。したがって、エンジン制御装置によって、共通高圧導管１８において所望の圧力を得ることが可能であることを確実にすることができる。

各シリンダには、噴射ノズルを含む２つ以上の燃料噴射弁４８が設けられる。燃料噴射弁４８は、増圧器４６から高圧燃料を受ける。燃料は、通常、粘度が非常に低いために液体化するのに加熱する必要がある重油である。増圧器４６は、共通高圧流体導管１８からの高圧油圧油で駆動される。ここで増圧器４６は、導管４５および比例弁４９を介して共通高圧油圧導管１８に接続される。油圧アキュムレータ４７は、圧力変動を最小化するために導管４５に接続される。比例弁４９は、エンジン制御装置によって電子的にまたは電子油圧的に制御され、周知の方式で動作する。

図４は、排気カムのリフトの様子を図示するグラフである。斜線部分は、排気弁１１の通常の開放に必要でありうるリフト量を上回る、増大した量のリフトを図示する。リフトのうちの約６０％だけが、排気弁１１を開放するのに必要とされる。残りのリフト（斜線部分）は、追加の量の加圧油圧油を生成するために使用される。

図５は、中間エンジン負荷による動作条件における排気弁リフトの様子を図示するグラフである。ピストンポンプ３２により生成される追加の油圧油の一部により、１１の排気の開放ストローク（リフト）の追加の長さがもたらされる。排気弁１１の追加の開放ストローク（リフト）は、斜線部分によって示される。

図６は、アクチュエータポート３７における開放面積を図示するグラフである。

図７は、中間増圧器３８の変位を図示するグラフである。段階Ａは、供給面、段階Ｂは、力／圧力バランスを有する平衡面であり、段階Ｃは、戻し／吸引行程である。

図８は、本発明の第２の実施形態を図示する。この実施形態は、制御圧力導管４２から油圧プッシュロッドに追加の量の油圧油を追加する手段が本実施形態に設けられることを以外は、第１の実施形態と本質的に同一である。さらに、シリンダ注油器５２は、共通高圧油圧導管１８からの油圧油で動作する。

追加の量の油圧油を油圧プッシュロッドに供給するための手段は、変形された比例弁４９を介して、ピストンポンプ３２の圧力室を共通高圧油圧導管１８（または代替として、制御圧力導管４２）に接続する導管５０を含む。本実施形態では、比例弁４９には、共通高圧油圧導管１８からピストンポンプ３２の圧力室への油圧油の流動を制御するための２つのさらなるポジションが設けられる。比例弁４９を介して、エンジン制御装置は、油圧プッシュロッドに供給される油圧油のタイミングおよび量を制御することができる。制御された量の油圧油を適時に油圧プッシュロッドに供給することによって、エンジン制御装置は、排気弁１１の開放を早めることによって、背圧（blowback pressure）を調節することができる。シリンダ圧縮圧力の制御は、排気弁１１の閉鎖が開始される直前に、制御された量の油圧油を油圧プッシュロッドに供給することによって達成される。本実施形態に従う排気弁作動システムは、プロファイリング、すなわち、排気弁１１の開放のタイミングの変更および排気弁１１の閉鎖のタイミングの変更の可能性を提供する。

また、エンジン制御装置は、共通高圧油圧導管１８からの高圧油圧油で動作するシリンダ潤滑ユニット５２も制御し、シリンダ潤滑油をシリンダに供給する。

したがって、第２の実施形態では、燃料噴射システムおよびシリンダ潤滑システムの両方が、排気弁カム２９のリフト増大により生成された高圧油圧油で動作する。

他の実施形態（図示せず）では、カム軸の追加のリフトにより生成される追加の量の油圧油により駆動される他の（さらなる）油圧動作型エンジン構成要素が存在し得る。このような別の油圧動作型エンジン構成要素の例として、共通高圧油圧導管１８からその油圧動力を受ける油圧モータにより駆動可能である補助ブロアが挙げられる。補助ブロアは、低エンジン負荷から中エンジン負荷の間にだけ動作する。そしてその間は、通常、中間増圧器３８から入手可能な余分の油圧油が存在するため、これを補助ブロアの駆動のために直接使用することができる。

本発明は、多数の利点を有する。異なる実施形態または実装によって、以下の利点のうちの１つ以上がもたらされ得る。これが、包括的なリストではなく、本明細書に記載されない他の利点も存在し得ることに留意されたい。本発明の一利点として、柔軟性があり、かつエネルギー効率の良い排気弁作動および燃料噴射システムを大型２サイクルディーゼルエンジンに提供することが挙げられる。本発明の別の利点として、高圧ポンプステーションまたはポンプを必要としない柔軟性のある電子制御型燃料噴射システムを大型２サイクルディーゼルエンジンに提供することが挙げられる。本発明のさらなる利点として、主に効率の高い構成要素を弁作動および燃料噴射のために使用することが挙げられる。本発明のさらなる利点として、信頼性の立証された動力供給の優れた冗長性を提供することが挙げられる。本発明の別の利点として、カム軸動作型排気弁を備える既存のエンジンを、本発明に従うシステムにより改造して使用することが可能となることが挙げられる。

用語の「備える」は、請求項において使用する際、他の要素を除外しない。請求項における単数形の用語は、複数形を除外しない。

例示目的のために本発明について詳述したが、このような詳細が単にその目的のためのものであること、ならびに本発明の範囲を逸脱することなく、当業者によって変更を加えることが可能であることを理解されたい。

Claims (10)

1. それぞれ少なくとも１つの排気弁（１１）および少なくとも１つの燃料噴射器（４８）が設けられる複数のシリンダと、
   共通高圧油圧導管（１８）と、
   各々、前記シリンダのいずれかのための前記少なくとも１つの排気弁（１１）および該シリンダのための油圧プッシュロッドを作動させるための複数の排気カム（２９）が搭載される少なくとも１つのカム軸（２８）と、
   を備える、クロスヘッド式の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）であって、
   前記油圧プッシュロッドは、
   アクチュエータ毎に設けられ、前記カム軸（２８）上の対応する排気カム（２９）によって駆動される油圧ピストンポンプ（３２）と、
   排気弁（１１）毎に設けられ、対応する排気弁（１１）を開放方向に動かす油圧アクチュエータ（３４）と、
   排気弁（１１）毎に設けられ、前記油圧ピストンポンプ（３２）を対応する前記油圧アクチュエータ（３４）に接続する油圧導管（３６）と、
   を備え、
   前記排気カム（２９）は、前記排気弁の開放に必要なリフト量を上回るリフト量を生じる形状を有し、これによって、前記油圧ピストンポンプにより供給され、かつ前記上回るリフト量により生成される追加的な油圧油の少なくとも一部が、前記油圧プッシュロッドから分流されて中間増圧器（３８）に供給され、ここで前記中間増圧器（３８）は、前記油圧プッシュロッドから分流された油圧油の圧力を高めるように構成されると共に、前記共通高圧油圧導管（１８）に接続することによって、該共通高圧油圧導管（１８）に圧力が高められた油圧油を供給しうるように構成される、
   大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
2. 共通制御圧力導管（４２）をさらに備えると共に、前記中間増圧器（３８）が、
   前記共通高圧油圧導管（１８）に高圧の油圧油を供給する第1の圧力室と、
   前記共通制御圧力導管（４２）に接続される第2の圧力室と、
   を備え、前記中間増圧器（３８）は、前記共通制御圧力導管（４２）からの圧力によって平衡化される、請求項１に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
3. 前記共通制御圧力導管（４２）の圧力は、エンジン制御装置（ECU）によって制御され、ここで前記エンジン制御装置は、前記共通高圧油圧導管（１８）内の圧力が所望の値よりも低いことを検出すると、前記共通制御圧力導管（４２）の圧力を低下させ、前記共通高圧油圧導管（１８）内の圧力が所望の値よりも高いことを検出すると、前記共通制御圧力導管（４２）の圧力を上昇させるように構成される、請求項２に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
4. 前記共通制御圧力導管（４２）からの高圧流体は、前記中間増圧器（３８）の戻り行程に動力を供給する、請求項３に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
5. 前記中間増圧器（３８）は、該中間増圧器（３８）の前記第1の圧力室を補助する導管（４０）を介して低圧供給圧力導管（４３）に接続される、請求項３に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
6. 前記エンジン制御装置は、前記共通高圧油圧導管（１８）内の圧力を表す信号を受信すると共に、前記共通制御圧力導管（４２）に接続される圧力調節弁（４４）を制御するように構成される、請求項３に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
7. 前記大型２サイクルディーゼルエンジン（１）の燃料噴射システムは、前記共通高圧油圧導管（１８）からの高圧油圧油によって制御される、請求項１に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
8. 前記大型２サイクルディーゼルエンジン（１）のシリンダ潤滑システムは、前記共通高圧油圧導管（１８）からの高圧油圧油によって制御される、請求項１に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
   
   
9. 前記共通高圧油圧導管（１８）内の圧力は、前記エンジンの運転中に、前記中間増圧器（３８）によって伝達される、請求項１に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。
10. 前記中間増圧器（３８）に作用する前記共通制御圧力導管（４２）の圧力は、前記中間増圧器（３８）によって前記共通高圧油圧導管（１８）へ運ばれる高圧油圧油の量を調節する、請求項２に記載の大型２サイクルディーゼルエンジン（１）。

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