JP5661658B2 - 2-stroke diesel engine with large turbocharger using exhaust gas recirculation - Google Patents
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Description
本発明は、クロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク内燃ピストンエンジン、好ましくは排気ガス浄化システムを備えたディーゼルエンジン、特に排気ガス再循環システムを備えたクロスヘッド型大型２ストローク・ディーゼル・エンジンに関するものである。 The present invention relates to a two-stroke internal combustion piston engine equipped with a crosshead type large turbocharger, preferably a diesel engine equipped with an exhaust gas purification system, and more particularly to a crosshead type large two-stroke diesel engine equipped with an exhaust gas recirculation system. It is.
クロスヘッド型大型２ストロークエンジンは通例、大型船舶の推進システムでまたは発電所のエンジンとして使用される。排気要件は、特に窒素酸化物（ＮＯｘ）レベルに関して満足することが困難であったし、ますます困難になるであろう。 Crosshead large two-stroke engines are typically used in large ship propulsion systems or as power plant engines. Exhaust requirements have been difficult and will become increasingly difficult, especially with respect to nitrogen oxide (NO x ) levels.
排気ガス再循環は、燃焼エンジンのＮＯｘ低減を補助することが公知である対策である。
国際海事機関（ＩＭＯ）第ＩＩ階層および第ＩＩＩ階層排気規格などの各種の排気要件を満足するために、スイッチのオンおよびオフが可能であるまたは排気ガス再循環率が可変である、クロスヘッド型大型２ストローク・ディーゼル・エンジン中の排気ガス再循環システムを用いて動作できることが好都合であろう。
Exhaust gas recirculation, it is a countermeasure is known to assist the NO x reduction combustion engine.
Crosshead type that can be switched on and off or variable in exhaust gas recirculation rate to meet various exhaust requirements such as International Maritime Organization (IMO) Tier II and Tier III exhaust standards It would be advantageous to be able to operate using an exhaust gas recirculation system in a large two-stroke diesel engine.
クロスヘッド型大型２ストロークエンジンのターボチャージャは、ターボチャージャがいずれのエンジン動作環境下でもチョークまたはサージしないようにするために、およびターボチャージャが要求される掃気圧力および掃気効率を提供するために動作するように、エンジンに適合させる必要がある。コンプレッサの特徴によってターボチャージャがその最大効率近くで動作するか否かが決定されるが、十分なサージマージンによってコンプレッサの安定性が確保される。サージマージンは過渡的な、たとえば高速のエンジン負荷軽減の間に、または異常状況の間に、ターボチャージャ動作点がコンプレッサマップのサージラインに接近可能なときに必要とされる。
しかし大型２ストローク・ディーゼル・エンジンの排気ガス再循環率がたとえば４０％から０％に変化したとき、ターボチャージャのタービンへの入口における排気ガスの質量流は約３０から４０％増加するであろう。このようにしてターボチャージャが４０％排気ガス再循環率でエンジンに適合している場合、排気ガス再循環が停止されたときに掃気圧力にミスマッチが生じる。今日使用されているターボチャージャの羽根付きコンプレッサは、動作が排気ガス再循環を用いた動作から排気ガス再循環を用いない動作に切換えられたときに発生する流量および掃気圧力の変化を扱うために必要であるフルレンジを有していないだけである。 However, when the exhaust gas recirculation rate of a large two-stroke diesel engine changes from, for example, 40% to 0%, the exhaust gas mass flow at the inlet to the turbocharger turbine will increase by about 30-40%. . Thus, if the turbocharger is adapted to the engine with a 40% exhaust gas recirculation rate, there will be a mismatch in scavenging pressure when exhaust gas recirculation is stopped. Turbocharger vaned compressors used today to handle changes in flow rate and scavenging pressure that occur when operation is switched from operation with exhaust gas recirculation to operation without exhaust gas recirculation It just doesn't have the full range that is needed.
このようにして、ターボチャージャのエンジンへの適合を損なうことなく、可変排気ガス再循環率で動作可能であるターボチャージャ搭載２ストローク・ディーゼル・エンジンに対する要求がある。 Thus, there is a need for a turbocharged two-stroke diesel engine that can operate at a variable exhaust gas recirculation rate without compromising the suitability of the turbocharger to the engine.
本背景において、本発明の目的は、可変排気ガス再循環率でおよび／または作動しているもしくは停止している排気ガス再循環システムを用いて動作可能である、大型ターボチャージャ搭載２ストローク・ディーゼル・エンジンを提供することである。 In this context, the object of the present invention is a two-stroke diesel equipped with a large turbocharger that is operable with a variable exhaust gas recirculation rate and / or with an exhaust gas recirculation system that is operating or stopped. -To provide an engine.
本目的はクロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク燃焼エンジンを提供することによって達成され、該エンジンは一列に配列された複数のシリンダと、排気ガスレシーバであって、個々のシリンダの排気からの圧力パルスを均等にして排気ガスレシーバ出口で実質的定圧を提供するための大容量を備えた排気ガスレシーバと、排気ガスレシーバ出口をターボチャージャのタービンに連結する排気コンジットと、タービンによって駆動されるターボチャージャのコンプレッサであって、掃気冷却器を含む掃気路を介して掃気を掃気レシーバまで送達するコンプレッサと、低エンジン負荷条件でタービンを補助するための、掃気路と結合された補助ブロワと、該掃気レシーバはシリンダに連結され、個々のシリンダへの入口流によって引き起こされる圧力サージを低下させるために大容量を有し、排気ガスの一部を掃気中に給送するためのブロワまたはコンプレッサを含む排気ガス再循環流路と、高温掃気の一部を掃気冷却器の前からターボチャージャのタービンに給送するためのシリンダバイパス流路であって、シリンダバイパス流路を通じて流量を制御するための制御可能なバルブを含むシリンダバイパス流路とを備える。 This object is achieved by providing a two-stroke combustion engine with a crosshead type large turbocharger, the engine comprising a plurality of cylinders arranged in a row and an exhaust gas receiver, the pressure from the exhaust of each cylinder. Exhaust gas receiver with large capacity to equalize pulses and provide a substantially constant pressure at the exhaust gas receiver outlet, an exhaust conduit connecting the exhaust gas receiver outlet to the turbine of the turbocharger, and a turbine driven turbo A compressor of the charger for delivering the scavenging to a scavenging receiver via a scavenging path including a scavenging cooler; an auxiliary blower coupled to the scavenging path to assist the turbine at low engine load conditions; The scavenging receiver is connected to the cylinder and is driven by the inlet flow to the individual cylinders. Exhaust gas recirculation flow path that includes a blower or compressor to deliver a portion of the exhaust gas during scavenging, and a portion of the hot scavenging is scavenged and cooled to reduce the pressure surge caused A cylinder bypass flow path for feeding the turbine of the turbocharger from the front of the vessel, the cylinder bypass flow path including a controllable valve for controlling the flow rate through the cylinder bypass flow path.
動作の間にターボチャージャのコンプレッサからの高温掃気をターボチャージャのタービンに直接流すシリンダバイパス流路に、さもなければ空気冷却器内で失われるであろう排気ガス再循環付加エネルギを提供することにより、質量流がターボチャージャのタービンおよびタービンのみに提供され、このことがターボチャージャの動作点を排気ガス再循環が作動していないときの動作点に向かって（すなわちより高い掃気圧力に向かって）移動させる。このことによりターボチャージャは排気ガス再循環を用いた動作モードおよび排気ガス再循環を用いない動作モードの両方でエンジンと良好に適合して、両方の動作モードで許容される掃気圧力を提供する。 By providing exhaust gas recirculation additional energy that would otherwise be lost in the air cooler to the cylinder bypass flow path that directs hot scavenging from the turbocharger compressor directly to the turbocharger turbine during operation , Mass flow is provided only to the turbocharger turbine and turbine, which moves the turbocharger operating point towards the operating point when exhaust gas recirculation is not active (ie, towards higher scavenging pressure). Move. This allows the turbocharger to fit well with the engine both in an operating mode with exhaust gas recirculation and in an operating mode without exhaust gas recirculation, and to provide the scavenging pressure allowed in both operating modes.
所望の効果を得るためには、シリンダ・バイパス・ラインにおけるガス流の比エネルギは、ガス流がタービンに達する前に一定のままであることが必須であるか、または上昇することさえ必須である。エネルギのいかなる消失も、所望の効果を低下させるか、または所望の効果を完全に排除さえするであろう。 In order to obtain the desired effect, it is essential that the specific energy of the gas flow in the cylinder bypass line remains constant or even rises before the gas flow reaches the turbine . Any loss of energy will reduce the desired effect or even completely eliminate the desired effect.
実施形態において、電子制御ユニットは排気ガス再循環率の上昇と共に前記バルブの開口を増大させるように、またはその反対となるように構成されているので、ターボチャージャはエンジンが動作するすべてのＥＧＲ率においてエンジンに適合している。 In an embodiment, the electronic control unit is configured to increase the opening of the valve with increasing exhaust gas recirculation rate, or vice versa, so that the turbocharger is configured for all EGR rates at which the engine operates. It is compatible with the engine.
実施形態において、排気ガス再循環流路を作動または停止させることができる。
好ましくはシリンダバイパス流路内のバルブは、排気ガス再循環路が作動しているときに開いているか、または部分的に開いている。
In embodiments, the exhaust gas recirculation flow path can be activated or deactivated.
Preferably, the valve in the cylinder bypass flow path is open or partially open when the exhaust gas recirculation path is operating.
実施形態において、シリンダバイパス流路内のバルブは、排気ガス再循環路が作動しているときに開いているか、または部分的に開いている。
別の実施形態において、クロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク燃焼エンジンは、排気ガス循環率を制御するように構成された電子制御ユニットを備えているので、排気ガス再循環流路内のブロワを制御することによって循環率を変化させることができ、該電子制御ユニットは、排気ガス再循環率、エンジン負荷および燃焼チャンバ構成要素に対する許容される熱負荷に対してバルブの開口を制御するように構成されている。シリンダ・バイパス・バルブの許容される開口は、３つの要素を両立させることとなるであろう。
In embodiments, the valves in the cylinder bypass flow path are open or partially open when the exhaust gas recirculation path is operating.
In another embodiment, the crosshead type large turbocharged two-stroke combustion engine includes an electronic control unit configured to control the exhaust gas circulation rate so that the blower in the exhaust gas recirculation flow path is The electronic control unit can be configured to control the opening of the valve with respect to the exhaust gas recirculation rate, the engine load and the allowable heat load on the combustion chamber components. Has been. The permissible opening of the cylinder bypass valve will make the three elements compatible.
好ましくは、電子制御ユニットは、排気ガス再循環率の上昇と共にバルブの開口を増大させるようにおよびその反対となるように、ならびにエンジン負荷の低下と共にバルブの開口を増大させるように構成されているのは、許容される熱負荷までのマージンが上昇し、より低いエンジン負荷においてシリンダ・バイパス・バルブにわたる駆動圧の差が減少するためである。上の組合せは、各種の動作モードについてこのことを考慮するために、シリンダバイパスの開口が事前にプログラムされる必要がある、および事前にプログラムされていることを意味する。 Preferably, the electronic control unit is configured to increase the valve opening as the exhaust gas recirculation rate increases and vice versa, and to increase the valve opening as the engine load decreases. This is because the margin to the allowable thermal load is increased and the difference in drive pressure across the cylinder bypass valve is reduced at lower engine loads. The above combination means that the cylinder bypass opening needs to be pre-programmed and pre-programmed to take this into account for the various modes of operation.
実施形態において、クロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク燃焼エンジンは、排気ガス再循環率を制御するように構成された電子制御ユニットをさらに備え、該電子制御ユニット（５０）は、排気ガス循環率に関しておよびエンジン負荷に関して、シリンダバイパス流路（４０）を通じての流量を制御するように構成されている。 In an embodiment, the crosshead type large turbocharged two-stroke combustion engine further comprises an electronic control unit configured to control an exhaust gas recirculation rate, the electronic control unit (50) comprising an exhaust gas circulation rate. And with respect to engine load, the flow rate through the cylinder bypass passage (40) is configured to be controlled.
実施形態において、排気ガス再循環路およびシリンダバイパス流路は、熱交換器を介して熱を交換する。このように最大利用可能エネルギは回収されて、タービンに伝達される。 In the embodiment, the exhaust gas recirculation path and the cylinder bypass flow path exchange heat through a heat exchanger. Thus, the maximum available energy is recovered and transmitted to the turbine.
上の目的は、シリンダ・バイパス・コンジットおよび排気ガス再循環システムを有するクロスヘッド型大型２ストロークターボチャージャ搭載ディーゼルエンジンを動作させる方法を提供することによっても達成され、該方法は、排気ガスが再利用されるときに掃気をシリンダにバイパスさせて、排気ガスが再利用されないときに掃気をシリンダにバイパスさせないことを備える。 The above objective is also achieved by providing a method of operating a crosshead large two-stroke turbocharged diesel engine having a cylinder bypass conduit and an exhaust gas recirculation system, wherein the exhaust gas is recirculated. Scavenging is bypassed to the cylinder when utilized, and scavenging is not bypassed to the cylinder when exhaust gas is not reused.
上の目的は、排気ガス再循環率およびエンジン負荷について、掃気の流量がシリンダをバイパスするように制御することを含む、シリンダ・バイパス・コンジットおよび排気ガス再循環システムを有するクロスヘッド型大型２ストロークターボチャージャ搭載ディーゼルエンジンを動作させる方法を提供することによっても達成される。 The above objective is to control the exhaust gas recirculation rate and engine load so that the scavenging flow rate bypasses the cylinder, a crosshead large two stroke with a cylinder bypass conduit and an exhaust gas recirculation system It is also achieved by providing a method of operating a turbocharged diesel engine.
本発明による大型２ストローク内燃ディーゼルエンジンおよび大型２ストロークターボチャージャ搭載ディーゼルエンジンを動作させる方法のさらなる目的、特色、利点および特性は、詳説された記載から明らかになるであろう。 Further objects, features, advantages and characteristics of the method of operating a large two-stroke internal combustion diesel engine and a large two-stroke turbocharged diesel engine according to the present invention will become apparent from the detailed description.
本記載の以下の詳細な部分において、本発明は、図面で示した例示的な実施形態を参照して、より詳細に説明されるであろう。
本発明によるクロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク・ディーゼル・エンジンおよびクロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク・ディーゼル・エンジンを動作させる方法は、以下の例示的な実施形態によって記載されるであろう。 A method for operating a crosshead large turbocharger mounted two stroke diesel engine and a crosshead large turbocharger mounted two stroke diesel engine according to the present invention will be described by the following exemplary embodiments. .
図１および２は、大型２ストローク・ディーゼル・エンジン１の第１の例示的な実施形態を示す。エンジン１はたとえば、外航船の主エンジンとしてまたは発電所の発電機を動作させるための定置エンジンとして使用され得る。エンジンの総出力はたとえば２，０００から１１０，０００ｋＷの範囲であり得る。 1 and 2 show a first exemplary embodiment of a large two-stroke diesel engine 1. The engine 1 can be used, for example, as a main engine for ocean-going ships or as a stationary engine for operating a power plant generator. The total power of the engine can be in the range of 2,000 to 110,000 kW, for example.
エンジン１は、相互に隣接して一列に配列された複数の（通例は５から１４の間の）シリンダ２を装備している。各シリンダ２は往復ピストン３を装備している。ピストン３は、ピストンロッド５クロスヘッド６および連結ロッド７を介してクランクシャフト４に連結されている。クロスヘッド６は、誘導面の間を誘導されるクロスヘッド軸受を含む。 The engine 1 is equipped with a plurality (typically between 5 and 14) of cylinders 2 arranged in a row adjacent to each other. Each cylinder 2 is equipped with a reciprocating piston 3. The piston 3 is connected to the crankshaft 4 via a piston rod 5 crosshead 6 and a connecting rod 7. The crosshead 6 includes a crosshead bearing that is guided between the guide surfaces.
各シリンダ２は、そのシリンダカバーと結合された排気バルブ１０を装備している。排気チャネルは、排気バルブ１０によって開閉することができる。排気ベンド１１は、排気ガスレシーバ１２に連結している。排気ガスレシーバ１２は、シリンダ２の列上部の付近に平行に配置された大型細長円筒状容器である。排気ガスレシーバ１２は大容量を有して、排気バルブ１２の開口部にて個々のシリンダ２から排気ガスの周期的な流入によって引き起こされる圧力パルスを排気ガスレシーバが均等化できるようにする。排気ガスレシーバ１２の均等化効果によって、排気ガスレシーバ１２の出口で実質的定圧が提供される。排気ガスレシーバ１２の出口での定圧が要求されるのは、大型２ストローク・ディーゼル・エンジンで使用される１個または複数の排気ガス駆動式ターボチャージャまたはターボチャージャ１６が給送定圧から恩恵を受けるためである。 Each cylinder 2 is equipped with an exhaust valve 10 coupled with its cylinder cover. The exhaust channel can be opened and closed by an exhaust valve 10. The exhaust bend 11 is connected to the exhaust gas receiver 12. The exhaust gas receiver 12 is a large and narrow cylindrical container disposed in parallel near the upper part of the row of cylinders 2. The exhaust gas receiver 12 has a large capacity so that the exhaust gas receiver can equalize pressure pulses caused by the periodic inflow of exhaust gas from the individual cylinders 2 at the opening of the exhaust valve 12. The equalization effect of the exhaust gas receiver 12 provides a substantially constant pressure at the outlet of the exhaust gas receiver 12. The requirement for constant pressure at the outlet of the exhaust gas receiver 12 is that one or more exhaust gas driven turbochargers or turbochargers 16 used in large two-stroke diesel engines benefit from constant feed pressure. Because.
排気ガスレシーバ１２からの排気ガスは、ターボチャージャ１６のタービン１７に向かって排気コンジット１４を介して誘導される（複数のターボチャージャ１６が存在できる）。排気ガスは、タービン１７下流の大気中に放出される。ターボチャージャ１６は定圧ターボチャージャである、すなわちターボチャージャ１６は、排気ガス中での圧力パルスを用いた動作のためには構成されていない。ターボチャージャ１６は軸流または半径流タービンを有し、約５００から５５０℃までの排気ガス温度のために構成されている。 Exhaust gas from the exhaust gas receiver 12 is directed to the turbine 17 of the turbocharger 16 via the exhaust conduit 14 (a plurality of turbochargers 16 can be present). The exhaust gas is released into the atmosphere downstream of the turbine 17. The turbocharger 16 is a constant pressure turbocharger, i.e., the turbocharger 16 is not configured for operation using pressure pulses in the exhaust gas. The turbocharger 16 has an axial or radial turbine and is configured for exhaust gas temperatures from about 500 to 550 ° C.
ターボチャージャ６は、タービン１７によって駆動されるコンプレッサ１８も含む。コンプレッサ１８は空気取入口に連結されている。コンプレッサ１８は、掃気冷却器２２および逆止バルブ２４が結合された補助ブロワ２３を含む掃気コンジット２１を介して、高圧掃気を掃気レシーバ２０に送達する。補助ブロワ２３は通例、電気モータによって駆動され（油圧モータによっても駆動できる）、低負荷条件（通例、最大連続エンジン定格の４０％以下）にて始動して、コンプレッサ１８による十分な掃気の維持を補助する。補助ブロワ２３が使用されないとき（通例、最大連続エンジン定格の４０％超）、補助ブロワは逆止バルブ２４を介してバイパスされる。 The turbocharger 6 also includes a compressor 18 that is driven by a turbine 17. The compressor 18 is connected to the air intake. The compressor 18 delivers high pressure scavenging to the scavenging receiver 20 via a scavenging conduit 21 including an auxiliary blower 23 to which a scavenging cooler 22 and a check valve 24 are coupled. The auxiliary blower 23 is typically driven by an electric motor (can also be driven by a hydraulic motor) and started at low load conditions (typically 40% or less of the maximum continuous engine rating) to maintain sufficient scavenging by the compressor 18. Assist. When the auxiliary blower 23 is not used (typically greater than 40% of the maximum continuous engine rating), the auxiliary blower is bypassed through the check valve 24.
掃気レシーバ２０は、シリンダ２の列下部の付近に平行に配置された大型細長円筒状容器である。掃気レシーバ２０は大容量を有して、掃気ポート２６の開口部にて個々のシリンダ２への掃気の周期的流出によって引き起こされる圧力降下を、掃気レシーバ２０が補償できるようにする。掃気レシーバ２６の補償効果によって、掃気レシーバに実質的定圧が提供されるので、各シリンダ２では実質的に同じ掃気圧力が利用できる。掃気レシーバ２６内に定圧が要求されるのは、大型２ストローク・ディーゼル・エンジンで使用される１個または複数のターボチャージャ１６が給送定圧で動作されて、給送定圧を送達するため、すなわち個々のシリンダ２の掃気に利用できる圧力パルスがないためである。 The scavenging receiver 20 is a large elongated cylindrical container arranged in parallel near the lower part of the row of cylinders 2. The scavenging receiver 20 has a large capacity so that the scavenging receiver 20 can compensate for the pressure drop caused by the periodic outflow of scavenging into the individual cylinders 2 at the opening of the scavenging port 26. The compensation effect of the scavenging receiver 26 provides a substantially constant pressure to the scavenging receiver, so that substantially the same scavenging pressure is available in each cylinder 2. The constant pressure in the scavenging receiver 26 is required because one or more turbochargers 16 used in large two-stroke diesel engines are operated at a constant feed pressure to deliver a constant feed pressure, i.e. This is because there is no pressure pulse available for scavenging the individual cylinders 2.
掃気は、掃気レシーバ２０から個々のシリンダ２の掃気ポート２６まで通過する。
エンジン１は、排気ガス再循環システムを装備している。排気ガス再循環システムは、ＮＯｘ排出物を減少させるために、排気ガスの一部を掃気中に輸送するように構成されている。排気ガス再循環システムは作動もしくは停止可能であり、または可変排気ガス再循環率で動作することができるタイプであり得る。排気ガス再循環システムは、排気ガスレシーバ１２または排気ガスコンジット１４から掃気コンジット２１または掃気レシーバ２０への流路を含む。また、排気ガスはシリンダ２から直接またはバルブもしくはポート（図示せず）から採取され得る。
The scavenging passes from the scavenging receiver 20 to the scavenging ports 26 of the individual cylinders 2.
The engine 1 is equipped with an exhaust gas recirculation system. Exhaust gas recirculation system, in order to reduce NO x emissions was configured to transport a portion of the exhaust gases during the scavenging. The exhaust gas recirculation system can be activated or deactivated, or can be of a type that can operate at a variable exhaust gas recirculation rate. The exhaust gas recirculation system includes a flow path from the exhaust gas receiver 12 or the exhaust gas conduit 14 to the scavenging conduit 21 or the scavenging receiver 20. Further, the exhaust gas can be collected directly from the cylinder 2 or from a valve or port (not shown).
図１および２の例示的な実施形態において、排気ガス再循環コンジット３２は、排気ガスコンジット１４を掃気コンジット２１に連結する。
図１および２に示す実施形態において、排気ガス再循環コンジット３２は、排気ガスレシーバの下流位置の排気ガスコンジット１４から分岐して、掃気冷却器２２の下流位置の掃気コンジット２１に連結する。
In the exemplary embodiment of FIGS. 1 and 2, an exhaust gas recirculation conduit 32 connects the exhaust gas conduit 14 to the scavenging conduit 21.
In the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, the exhaust gas recirculation conduit 32 branches from the exhaust gas conduit 14 downstream of the exhaust gas receiver and connects to the scavenging conduit 21 downstream of the scavenging cooler 22.
排気ガス再循環コンジット３２は、排気ガスシステムの各種構成要素を含む。これらの構成要素は、洗浄装置またはフィルタなどのクリーニング機器、吸引ブロワ３３（電気モータによってまたは油圧モータによって駆動）、冷却器および一個以上のバルブを含むことができる。 The exhaust gas recirculation conduit 32 includes various components of the exhaust gas system. These components may include a cleaning device such as a cleaning device or filter, a suction blower 33 (driven by an electric motor or by a hydraulic motor), a cooler and one or more valves.
ブロワ３３およびバルブ、すなわち排気ガス再循環ユニット３０の構成要素は、電子制御ユニット５０に連結されている。電子制御ユニット５０は、運転条件および運転者からの入力に基づいて、排気ガス再循環システムの動作を制御する。電子制御ユニット５０は、排気ガス再循環システムを作動および停止することが可能であり、必要な場合には、排気ガス再循環率、すなわち空気と排気ガスとの比率を可変制御することが可能である。 The blower 33 and the valve, that is, the components of the exhaust gas recirculation unit 30 are connected to the electronic control unit 50. The electronic control unit 50 controls the operation of the exhaust gas recirculation system based on the operating conditions and the input from the driver. The electronic control unit 50 can activate and deactivate the exhaust gas recirculation system, and can variably control the exhaust gas recirculation rate, that is, the ratio of air to exhaust gas, if necessary. is there.
エンジン１は、掃気コンジット２１を排気ガスコンジット１４に連結するシリンダ・バイパス・コンジット４０を装備している。
シリンダ・バイパス・コンジット４０の一端は、コンプレッサ１８の下流であり、排気ガス再循環コンジット３２が掃気コンジット２１に連結する位置の上流である位置にて、掃気コンジット２１に連結される。代替的に、シリンダ・バイパス・コンジット４０の一端は、図２の破線によって示されるように、掃気レシーバ２０に連結している。掃気コンジット２１に沿った他の連結位置も可能である。
The engine 1 is equipped with a cylinder bypass conduit 40 that connects the scavenging conduit 21 to the exhaust gas conduit 14.
One end of the cylinder bypass conduit 40 is connected to the scavenging conduit 21 at a position downstream of the compressor 18 and upstream of the position where the exhaust gas recirculation conduit 32 is connected to the scavenging conduit 21. Alternatively, one end of the cylinder bypass conduit 40 is coupled to the scavenging receiver 20, as indicated by the dashed line in FIG. Other coupling positions along the scavenging conduit 21 are possible.
シリンダ・バイパス・コンジット４０の他端は、排気ガス再循環コンジット３２が排気ガスコンジット１４に連結する位置の下流であり、タービン１２入口の上流である位置にて排気ガスコンジット１４に連結されている。排気ガスコンジット１４に沿ったまたは排気ガスレシーバ１２における他の連結位置も可能である。 The other end of the cylinder bypass conduit 40 is downstream of the position where the exhaust gas recirculation conduit 32 is connected to the exhaust gas conduit 14 and is connected to the exhaust gas conduit 14 at a position upstream of the turbine 12 inlet. . Other coupling locations along the exhaust gas conduit 14 or in the exhaust gas receiver 12 are possible.
シリンダ・バイパス・コンジット４０は、電子制御ユニット５０の指令の下で掃気流路２１から排気コンジット１４への掃気の流量を調節する、電子制御バルブ４２を含む。電子制御バルブ４２は、バルブを通る流量に対して、可変性で制御可能な制限度を有する。 The cylinder bypass conduit 40 includes an electronic control valve 42 that adjusts the flow rate of scavenging from the scavenging flow path 21 to the exhaust conduit 14 under the command of the electronic control unit 50. The electronic control valve 42 has a variable and controllable limit on the flow rate through the valve.
実施形態において、バルブ４２は電子制御ユニット５０によって制御されるオン／オフ型である。本実施形態において、電子制御ユニット５０は、排気ガス再循環システムの作動時にバルブ４２を開くように構成され、排気ガス再循環システムの停止時にまたは排気ガス再循環システムの低い排気ガス再循環率での動作時にバルブ４２を閉じるように構成されている。 In the embodiment, the valve 42 is an on / off type controlled by the electronic control unit 50. In this embodiment, the electronic control unit 50 is configured to open the valve 42 when the exhaust gas recirculation system is in operation, and when the exhaust gas recirculation system is stopped or at a low exhaust gas recirculation rate of the exhaust gas recirculation system. The valve 42 is configured to be closed during the operation.
所望の効果を得るためには、シリンダ・バイパス・ラインにおけるガス流の比エネルギは、ガス流がタービンに達する前に一定のままであることが必須であるか、または上昇することさえ必須である。エネルギのいかなる消失も、所望の効果を低下させるか、または所望の効果を完全に排除さえするであろう。 In order to obtain the desired effect, it is essential that the specific energy of the gas flow in the cylinder bypass line remains constant or even rises before the gas flow reaches the turbine . Any loss of energy will reduce the desired effect or even completely eliminate the desired effect.
別の実施形態において、電子制御バルブ４２は比例バルブである。本実施形態において、電子制御ユニットは、排気ガス再循環率に関しておよびエンジン負荷に関して電子制御バルブ４２の開口を制御するように構成されている。 In another embodiment, the electronic control valve 42 is a proportional valve. In this embodiment, the electronic control unit is configured to control the opening of the electronic control valve 42 with respect to the exhaust gas recirculation rate and with respect to the engine load.
実施形態において、電子制御バルブ４２の開口度は排気ガス再循環率のレベルに反比例する。
排気ガス再循環システムは各種の理由で停止し得る。理由の一つは、排気ガス再循環システムの欠陥または誤動作であり得る。排気ガス再循環システムの停止の別の理由は、第ＩＩ階層ＮＯｘ排出レベルに関してエンジンの給油および最適化を行う機会であろう。排気ガス再循環率はたとえば０％とおよそ４５％の間で変化し得る。
In an embodiment, the opening degree of the electronic control valve 42 is inversely proportional to the level of the exhaust gas recirculation rate.
The exhaust gas recirculation system can be shut down for various reasons. One reason may be a fault or malfunction of the exhaust gas recirculation system. Another reason for the stop of the exhaust gas recirculation systems will opportunity for refueling and optimization of the engine with respect to the II hierarchy NO x emission levels. The exhaust gas recirculation rate can vary, for example, between 0% and approximately 45%.
ターボチャージャ１６は、サージまたはチョークのためにエンジン１に良好に適合していないときには良好に動作しないか、または全く動作しない。代表的なコンプレッサの特徴において、圧力比が質量流量および回転速度の関数としてプロットされ、効率曲線が重ね合される。ターボチャージャをエンジンに適合させるときに、目的はエンジンの動作点を最高効率の曲線の付近または曲線内に、しかしサージラインまで安全マージンを取って配置することである。 The turbocharger 16 does not work well or does not work at all when it is not well adapted to the engine 1 due to surge or choke. In a typical compressor feature, the pressure ratio is plotted as a function of mass flow rate and rotational speed, and the efficiency curves are superimposed. When adapting a turbocharger to an engine, the objective is to place the engine operating point near or within the curve of maximum efficiency, but with a safety margin up to the surge line.
排気ガス再循環システムが作動状態から停止状態に変わるときに、ターボチャージャの動作条件は実質的に変化する。ターボチャージャ１６はすなわち、排気ガス再循環システム作動中の動作についてエンジン１と適合している（すなわち、およそ２０と４５％の間の排気ガス再循環率を有し、ターボチャージャ１６と良好に適合した動作）。対策がなければ、排気ガス再循環システムが停止しているときにターボチャージャ１６が良好に適合しないのは、掃気圧力および流量がおよそ２５％上昇して、このことが高いエンジン負荷では許容されず、ターボチャージャのチョークおよび過速度ならびに低い効率をもたらし得るからである。 When the exhaust gas recirculation system changes from an operating state to a stopped state, the operating conditions of the turbocharger substantially change. The turbocharger 16 is therefore compatible with the engine 1 for operation during operation of the exhaust gas recirculation system (ie, has an exhaust gas recirculation rate between approximately 20 and 45% and is well compatible with the turbocharger 16). Behavior). Without countermeasures, the turbocharger 16 does not fit well when the exhaust gas recirculation system is shut down, which increases scavenging pressure and flow by approximately 25%, which is not acceptable at high engine loads. This can result in turbocharger choke and overspeed and low efficiency.
ＩＭＯ第ＩＩＩ階層排出法を満たす排気ガス再循環エンジンまたは排気ガス再循環なしで（または少量のＥＧＲ）動作する第ＩＩ階層エンジンにターボチャージャ１６を適合させることは、エンジン１のコンプレッサ安定性（サージマージン）とコンプレッサ／ターボチャージャ効率／燃料消費とを両立させることである。ターボチャージャのコンプレッサが排気ガス再循環なしで動作するときの最適レイアウトに適合している場合、排気ガス再循環がコンプレッサ１８を通じて流量を減少させる（エンジン動作点がサージラインに向かって移動する）ため、必要以上に大きいサージマージンがある。従来のターボチャージャまたは可変タービン・エリア・ターボチャージャは、掃気圧力（ブースト圧）およびエンジン効率を損なうことなく二つのモード間での切換え時に流量の変化を扱うために要求される、流量範囲を有していない。 Adapting the turbocharger 16 to an exhaust gas recirculation engine that meets the IMO Tier III emission method or to a Tier II engine that operates without exhaust gas recirculation (or a small amount of EGR) can cause compressor stability (surge Margin) and compressor / turbocharger efficiency / fuel consumption. If the turbocharger compressor meets the optimal layout when operating without exhaust gas recirculation, exhaust gas recirculation reduces the flow through the compressor 18 (the engine operating point moves toward the surge line). There is a surge margin larger than necessary. Traditional turbochargers or variable turbine area turbochargers have a flow range required to handle flow changes when switching between the two modes without compromising scavenging pressure (boost pressure) and engine efficiency. Not done.
実施形態において、ターボチャージャ１６のコンプレッサ１８は、排気ガス再循環動作および開いたシリンダバイパス流路４０に適合している。非排気ガス再循環モードに切換えると、シリンダバイパス流路４０は閉じて、ターボチャージャ１６のコンプレッサ１８がチョークするのを回避するために流量および掃気圧力の上昇が低減されるようになり、コンプレッサ特徴の最適運転条件（マップ）が得られる。別の効果は、シリンダバイパス流路４０が開いているときにシリンダ２を通じての気流が減少するので、想定されたＮＯｘ低減を達成するために、より小さい絶対排気ガス再循環質量流が要求されることである。また別の効果は、より小さい吸引ブロワ出力および循環排気ガス量が必要とされるために、排気ガス再循環システム自体の容量を低減できることである。このように制御５０は、排気ガス再循環率の上昇と共に前記バルブ４２の開口を増大させるように、またはその反対にとなるように構成されているので、ターボチャージャ１６はエンジンが動作するすべてのＥＧＲ率においてエンジンに適合している。 In an embodiment, the compressor 18 of the turbocharger 16 is adapted for exhaust gas recirculation operation and an open cylinder bypass passage 40. When switched to the non-exhaust gas recirculation mode, the cylinder bypass flow path 40 is closed, and the increase in flow rate and scavenging pressure is reduced to avoid choking of the compressor 18 of the turbocharger 16, and the compressor features The optimum operating condition (map) is obtained. Another advantage is that since the air flow through the cylinder 2 is reduced when the cylinder bypass flow passage 40 is open, in order to achieve NO x reduction is envisaged, a smaller absolute exhaust gas recirculation mass flow is required Is Rukoto. Another advantage is that the capacity of the exhaust gas recirculation system itself can be reduced because a smaller suction blower output and circulating exhaust gas volume are required. In this way, the control 50 is configured to increase the opening of the valve 42 with increasing exhaust gas recirculation rate, or vice versa, so that the turbocharger 16 can be used for all engine operations. It matches the engine in EGR rate.
シリンダバイパス流の負の効果は、シリンダ２を通過する掃気ガスの量の減少によって生じる、エンジンに対する熱負荷の増大である。実施形態により、ターボチャージャ１６およびエンジン動作の適合は、以下の通りである。 The negative effect of the cylinder bypass flow is an increased heat load on the engine caused by a decrease in the amount of scavenging gas passing through the cylinder 2. According to the embodiment, the adaptation of the turbocharger 16 and the engine operation is as follows.
エンジン動作モードがＩＭＯ第ＩＩ階層に変更されると、シリンダバイパス流路４０は電子制御ユニット５０の指令の下でバルブ４２によって閉じられ、排気ガス再循環路は連続最大定格のおよそ９０％の全エンジン負荷で停止される。 When the engine operating mode is changed to IMO level II, the cylinder bypass flow path 40 is closed by the valve 42 under the command of the electronic control unit 50, and the exhaust gas recirculation path is totally 90% of the continuous maximum rating. Stopped by engine load.
ＩＭＯ第ＩＩ階層モードの掃気圧力は、排気ガス再循環が作動しているＩＭＯ第ＩＩＩ階層モードと比べて実質的に上昇するが、掃気圧力は適合圧を超えない。部分負荷条件での掃気圧力の上昇自体は、より少ない排出物をもたらすが、比燃料消費率（ＳＦＯＣ）を最適化する広範な可能性を与えるであろう。 The scavenging pressure in the IMO Tier II mode is substantially increased compared to the IMO Tier III mode in which exhaust gas recirculation is operating, but the scavenging pressure does not exceed the adaptive pressure. Increasing the scavenging pressure at part load conditions itself will result in less emissions, but will give a wide range of possibilities to optimize specific fuel consumption rate (SFOC).
掃気圧力はおよそ９０％のエンジン負荷において、適合圧と近くなるであろう。この時点でターボチャージャ１６は適合掃気圧力に到達して、エンジン負荷のさらなる増加により、排気ガス再循環率は徐々に上昇し、このようにして１００％の適合圧にて掃気圧力を維持する。このようにして、エンジン１は第ＩＩ階層モードで、部分負荷に対する高い掃気圧力およびおよそ９０％エンジン負荷での掃気圧力中のベンドによって動作する。１００％エンジン負荷にて掃気圧力を適合レベルで維持するために、適合に使用されたおよそ３０％の排気ガス再循環率が要求される。このようにして９０％のエンジン負荷において少量の排気ガス再循環があり、この再循環はＮＯｘ排出物のさらなるおよび十分な低減を提供するであろう。 The scavenging pressure will be close to the adaptive pressure at approximately 90% engine load. At this point, the turbocharger 16 reaches the adapted scavenging pressure, and with further increase in engine load, the exhaust gas recirculation rate gradually increases, thus maintaining the scavenging pressure at 100% adapted pressure. Thus, engine 1 operates in Tier II mode with high scavenging pressure for partial load and bend during scavenging pressure at approximately 90% engine load. In order to maintain scavenging pressure at a compatible level at 100% engine load, an exhaust gas recirculation rate of approximately 30% used for the calibration is required. In this way there is a small amount of exhaust gas recirculation in 90% of the engine load, the recirculation will provide additional and sufficient reduction of the NO x emissions.
このようにして、排気ガス再循環流路３２が機能しないという、起こりそうもない事象においては、エンジン１の最大連続出力定格の９０％が、コンプレッサ安定性の問題を伴わずになお利用可能であろう。ターボチャージャ１６は頻繁に、非常動作時の圧力上昇を取り扱うことができ、このようにしてエンジン１の最大連続出力定格の１００％が通例可能となる。 In this way, in the unlikely event that the exhaust gas recirculation flow path 32 does not function, 90% of the maximum continuous power rating of the engine 1 is still available without compressor stability issues. I will. The turbocharger 16 can frequently handle pressure increases during emergency operation, and in this way 100% of the maximum continuous power rating of the engine 1 is typically possible.
また、高圧ボイラを排気ガスコンジット内に設置することができる。ＩＭＯ第ＩＩ階層動作モードにおいて。この場合、適合掃気圧力は、１００％エンジン負荷にて排気ガス再循環を使用せずに得られる。また、タービンバイパスをタービンの周囲に設置することができる。バイパスは適合掃気圧力を得るために、１００％エンジン負荷にて開いている。 In addition, a high pressure boiler can be installed in the exhaust gas conduit. In IMO layer II operation mode. In this case, a suitable scavenging pressure is obtained without using exhaust gas recirculation at 100% engine load. Further, a turbine bypass can be installed around the turbine. The bypass is open at 100% engine load to obtain a suitable scavenging pressure.
図３に示す実施形態は、熱交換器４４が加えられたことを除いて、図１および２について記載した実施形態と本質的に同じである。熱交換器４４は、再循環された排気ガスとバイパスされた掃気との間の熱交換を可能にする。このようにして、再循環された排気ガスは冷却され、バイパスされた掃気はなおさらにエネルギを得て、ターボチャージャ１６のタービン１７に送達されることができる。 The embodiment shown in FIG. 3 is essentially the same as the embodiment described for FIGS. 1 and 2 except that a heat exchanger 44 is added. The heat exchanger 44 allows heat exchange between the recirculated exhaust gas and the bypassed scavenging. In this way, the recirculated exhaust gas is cooled and the bypassed scavenging still gets more energy and can be delivered to the turbine 17 of the turbocharger 16.
ＥＧＲモードで動作中にシリンダバイパスを使用することによって、ターボチャージャのタービンが逃した質量およびエネルギ流によって引き起こされた流速および掃気圧力の低下が大部分は補償され、すなわちコンプレッサマップ上のターボチャージャのコンプレッサの動作位置がサージラインから離れて、コンプレッサマップの安全で高効率の範囲に向かって移動する。 By using cylinder bypass while operating in EGR mode, the drop in flow rate and scavenging pressure caused by the mass and energy flow missed by the turbocharger turbine is largely compensated, ie the turbocharger on the compressor map. The operating position of the compressor moves away from the surge line and moves toward a safe and highly efficient range on the compressor map.
本発明の他の利点は、排気ガス再循環システムおよびその構成要素の障害の場合に推進信頼性が著しく向上したことと、ＩＭＯ第ＩＩ階層および第ＩＩＩ階層の両方でコンプレッサ安定性が同じことである。ＩＭＯ第２階層モードにおける部分負荷での比較的高い掃気圧力によって、排気ガス再循環がないという事実にもかかわらず、低い比燃料消費率が確保される。 Other advantages of the present invention include significantly improved propulsion reliability in the event of an exhaust gas recirculation system and its component failures, and the same compressor stability at both IMO Tier II and Tier III. is there. A relatively high scavenging pressure at partial load in the IMO second tier mode ensures a low specific fuel consumption rate despite the fact that there is no exhaust gas recirculation.
本出願の教示が例証目的で詳細に記載されてきたが、このような詳細事項はこの目的のためだけであると理解するものであり、当業者によって本出願の教示の範囲から逸脱することなく、この中で変更を行うことができる。 While the teachings of this application have been described in detail for purposes of illustration, it will be understood that such details are for this purpose only and without departing from the scope of the teachings of this application by those skilled in the art. In this, changes can be made.
上記の実施形態は、エンジンの機能を改良するためのいずれの考えられる方法でも組合せられ得る。
本発明の教示の装置を実現する多くの代替方法があることにも注目すべきである。
The above embodiments can be combined in any conceivable way to improve engine functionality.
It should also be noted that there are many alternative ways of implementing the apparatus of the present teachings.
「備える」という用語は、請求項で使用される場合、他の要素またはステップを除外しない。「一つ」または「一つの」という用語は、請求項で使用される場合、複数を除外しない。 The term “comprising”, when used in the claims, does not exclude other elements or steps. The terms “one” or “one” when used in the claims do not exclude a plurality.
１ エンジン
２ シリンダ
３ 往復ピストン
４ クランクシャフト
５ ピストンロッド
６ クロスヘッド
７ 連結ロッド
１０ 排気バルブ
１１ 排気ベンド
１２ 排気ガスレシーバ
１４ 排気コンジット
１６ ターボチャージャ
１７ タービン
１８ コンプレッサ
２０ 掃気レシーバ
２１ 掃気コンジット
２２ 掃気冷却器
２３ 補助ブロワ
２４ 逆止バルブ
２６ 掃気ポート
３０ 排気ガス再循環ユニット３０
３２ 排気ガス再循環コンジット３２
３３ 吸引ブロワ
４０ シリンダ・バイパス・コンジット
４２ 電子制御バルブ
５０ 電子制御ユニット
1 Engine 2 Cylinder 3 Reciprocating Piston 4 Crankshaft 5 Piston Rod 6 Crosshead 7 Connecting Rod 10 Exhaust Valve 11 Exhaust Bend 12 Exhaust Gas Receiver 14 Exhaust Conduit 16 Turbocharger 17 Turbine 18 Compressor 20 Scavenging Receiver 21 Scavenging Conduit 22 Scavenging Cooler 23 Auxiliary blower 24 Check valve 26 Scavenging port 30 Exhaust gas recirculation unit 30
32 Exhaust gas recirculation conduit 32
33 Suction blower 40 Cylinder bypass conduit 42 Electronic control valve 50 Electronic control unit
Claims (6)
一列に配列された複数のシリンダ（２）と、
大容量を備えた排気ガスレシーバ（１２）であって、個々のシリンダ（２）の排気からの圧力パルスを均等にして排気ガスレシーバ出口で実質的定圧を提供するための排気ガスレシーバ（１２）と、
該排気ガスレシーバ（１２）の出口をターボチャージャ（１６）のタービン（１７）に連結する排気コンジット（１４）と、
該タービン（１７）に駆動される該ターボチャージャ（１６）のコンプレッサ（１８）であって、掃気冷却器（２２）を含む掃気路（２１）を介して掃気を掃気レシーバ（２０）に送達するコンプレッサ（１８）と、
低エンジン負荷条件で該タービン（１７）を補助するための、掃気路（２０）と結合された補助ブロワ（２３）と、
該掃気レシーバ（２０）は該シリンダ（２）に連結され、該個々のシリンダへの入口流によって引き起こされた圧力サージを低下させるために大容量を有することと、
排気ガスの一部を該掃気中に給送するためのブロワまたはコンプレッサ（３３）を含む排気ガス再循環流路（３２）と、
該掃気冷却器（２２）の前で取り込まれた掃気の一部を排気に給送するためのシリンダバイパス流路（４０）と、
該シリンダバイパス流路（４０）を通過する流量を制御する制御式バルブ（４２）と、
前記排気ガス再循環流路内の前記ブロワ又はコンプレッサを制御することによって排気ガス再循環率を制御し、前記排気ガス再循環率に対してバルブ（４２）の開口を制御するように構成されており、前記排気ガス再循環率の上昇と共に前記バルブ（４２）の開口を増大させるように、またはその反対となるように構成されているた電子制御ユニット（５０）と、を備えるクロスヘッド型大型ターボチャージャ搭載２ストローク燃焼エンジン（１）。 A two-stroke combustion engine (1) equipped with a crosshead type large turbocharger,
A plurality of cylinders (2) arranged in a line;
Exhaust gas receiver (12) with a large capacity for equalizing pressure pulses from the exhaust of individual cylinders (2) and providing a substantially constant pressure at the exhaust gas receiver outlet When,
An exhaust conduit ( 14 ) connecting the outlet of the exhaust gas receiver (12) to the turbine (17) of the turbocharger (16);
A compressor (18) of the turbocharger ( 16 ) driven by the turbine (17) for delivering scavenging to a scavenging receiver (20) via a scavenging path (21) including a scavenging cooler (22). A compressor (18);
An auxiliary blower (23) combined with a scavenging passage ( 20 ) to assist the turbine (17) at low engine load conditions;
The scavenging receiver (20) is coupled to the cylinder (2) and has a large capacity to reduce pressure surges caused by inlet flow to the individual cylinders;
An exhaust gas recirculation flow path (32) including a blower or compressor (33) for delivering a portion of the exhaust gas into the scavenging;
A cylinder bypass channel (40) for feeding a part of the scavenged air taken in front of the scavenging cooler (22) to the exhaust;
A control valve (42) for controlling the flow rate through the cylinder bypass channel (40);
The exhaust gas by controlling the exhaust gas recirculation rate by controlling the blower or compressor recirculation passage, is configured to control the opening of the valve (42) to said exhaust gas recirculation rate And an electronic control unit (50) configured to increase the opening of the valve (42) as the exhaust gas recirculation rate increases or vice versa. Turbocharged two-stroke combustion engine (1).
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Publications (3)
| Publication Number | Publication Date |
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Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2018100669A (en) * | 2016-12-21 | 2018-06-28 | マン ディーゼル アンド ターボ フィリアル ア マン ディーゼル アンド ターボ エスイー チュスクランＭＡＮ Ｄｉｅｓｅｌ ＆ Ｔｕｒｂｏ，ｆｉｌｉａｌ ａｆ ＭＡＮ Ｄｉｅｓｅｌ ＆ Ｔｕｒｂｏ ＳＥ，Ｔｙｓｋｌａｎｄ | Large turbocharged two-cycle compression-ignition engine with exhaust gas recirculation |
Families Citing this family (11)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6309190B2 (en) * | 2012-12-28 | 2018-04-11 | 三菱重工業株式会社 | Internal combustion engine, ship and method of operating internal combustion engine |
| DK177791B1 (en) * | 2013-05-21 | 2014-07-07 | Man Diesel & Turbo Deutschland | Large Turbocharged Slow Running Two-Stroke Diesel Engine and Method for Obtaining Characteristics of a Butterfly Valve in a large Two-Stroke Diesel Engine |
| EP3020939B1 (en) | 2013-10-11 | 2019-12-04 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Engine system provided with intake bypass device |
| DK178174B1 (en) * | 2013-10-29 | 2015-07-20 | Man Diesel & Turbo Deutschland | A large slow running turbocharged two-stroke internal combustion engine with crossheads and exhaust gas recirculation and method for operating thereof |
| DK178682B1 (en) * | 2015-04-15 | 2016-11-07 | Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland | A large turbocharged self-igniting two-stroke internal combustion engine and a sealing ring therefore |
| DK178781B1 (en) * | 2015-06-19 | 2017-01-23 | Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland | Large two-stroke turbocharged compression ignited internal combustion engine with an exhaust gas purification system |
| DK178780B1 (en) * | 2015-06-19 | 2017-01-23 | Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland | Large two-stroke turbocharged compression ignited internal combustion engine with an exhaust gas purification system |
| CN105781809A (en) * | 2016-05-06 | 2016-07-20 | 哈尔滨工程大学 | Twin-turbo EGR system and method for ship two-stroke diesel engine |
| DK201670345A1 (en) * | 2016-05-24 | 2017-12-11 | Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland | Method for operating a two-stroke engine system |
| WO2019115825A1 (en) * | 2017-12-15 | 2019-06-20 | Eaton Intelligent Power Limited | Egr pump and supercharger for two stroke engine |
| EP4166775A1 (en) * | 2021-10-18 | 2023-04-19 | Winterthur Gas & Diesel Ltd. | Internal combustion engine |
Family Cites Families (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH04159443A (en) * | 1990-10-19 | 1992-06-02 | Kubota Corp | Overhead valve engine with turbosupercharger |
| DK172244B1 (en) * | 1994-05-27 | 1998-02-02 | Man B & W Diesel Gmbh | Divided exhaust receiver into a large direct-injection internal combustion engine |
| US6003315A (en) * | 1997-03-31 | 1999-12-21 | Caterpillar Inc. | Exhaust gas recirculation system for an internal combustion engine |
| JP4323680B2 (en) * | 1999-09-30 | 2009-09-02 | 株式会社小松製作所 | Exhaust gas recirculation control device for internal combustion engine |
| US20030154716A1 (en) * | 2002-02-21 | 2003-08-21 | Detroit Diesel Corporation | Exhaust gas recirculation system |
| DE10331187B4 (en) * | 2003-07-10 | 2007-09-06 | Man B & W Diesel A/S | reciprocating internal combustion engine |
| WO2006016654A1 (en) * | 2004-08-11 | 2006-02-16 | Komatsu Ltd. | Open/close controller of intake and exhaust communication circuit |
| WO2010105620A1 (en) * | 2009-03-18 | 2010-09-23 | Man Diesel & Turbo, Filial Af Man Diesel & Turbo Se, Tyskland | A LARGE TURBOCHARGED TWO-STROKE DIESEL ENGINE WITH EXHAUST- OR COMBUSTION GAS RECIRCULATION AND METHOD FOR REDUCING NOx AND SOOT EMISSIONS |
| JP5121892B2 (en) * | 2010-08-04 | 2013-01-16 | エムエーエヌ・ディーゼル・アンド・ターボ・フィリアル・アフ・エムエーエヌ・ディーゼル・アンド・ターボ・エスイー・ティスクランド | Large turbocharged diesel engine with energy recovery configuration |
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Cited By (1)
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