WO2015108178A1 - クロスヘッド型エンジン - Google Patents

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WO2015108178A1
WO2015108178A1 PCT/JP2015/051207 JP2015051207W WO2015108178A1 WO 2015108178 A1 WO2015108178 A1 WO 2015108178A1 JP 2015051207 W JP2015051207 W JP 2015051207W WO 2015108178 A1 WO2015108178 A1 WO 2015108178A1
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cam plate
piston
crosshead
hydraulic
rod
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PCT/JP2015/051207
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山田　剛
義幸 梅本
町子 小林
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株式会社Ihi
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Priority to JP2015557909A priority patent/JP6137341B2/ja
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    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7051—Linear output members

Definitions

  • the present invention relates to a crosshead engine in which a crosshead is fixed to a piston rod.
  • a crosshead In a crosshead type engine that is widely used in marine engines, a crosshead is provided at the end of a piston rod of a piston.
  • the connecting rod connects the crosshead and the crankshaft, and the reciprocating motion of the crosshead is converted into the rotational motion of the crankshaft.
  • the engine of Patent Document 1 is such a crosshead type engine and has a configuration in which a piston rod and a crankshaft are connected by a plurality of links. And by changing the posture of the link, the position of the top dead center of the piston is changed to make the compression ratio variable.
  • the engine described in Patent Document 1 described above has a complicated structure such as a connection structure using a plurality of links. Further, a configuration in which a shim plate is interposed between the piston rod and a crosshead pin that fixes the crosshead main body to the piston rod can be considered. In such a configuration, when changing the compression ratio of the engine, it is assumed that shim plates having different thicknesses are replaced. In this case, the engine must be stopped each time the compression ratio of the engine is changed.
  • an object of the present invention is to provide a crosshead engine that can change the compression ratio with a simple structure while the engine is operating.
  • a crosshead engine of the present invention is connected to a cylinder, a piston sliding in the cylinder, a piston rod having one end fixed to the piston, and the other end of the piston rod, A crosshead that reciprocates integrally with the piston, a connecting rod that is supported at one end by the crosshead, a crankshaft that is connected to the connecting rod and rotates in conjunction with the reciprocating movement of the piston and the crosshead, and the piston rod and the cross A variable mechanism that changes the position of the top dead center and the bottom dead center of the piston by changing the relative position of the piston in the stroke direction of the head.
  • variable mechanism is provided in the cross head, and supplies hydraulic oil to the hydraulic chamber into which the end of the piston rod has entered, and supplies hydraulic oil to the hydraulic chamber, or discharges hydraulic oil from the hydraulic chamber, And a hydraulic adjustment mechanism that adjusts an approach position in the stroke direction with respect to the hydraulic chamber.
  • the hydraulic adjustment mechanism has a pump cylinder in which hydraulic oil is guided inside, a plunger that moves in the pump cylinder in the stroke direction and one end protrudes from the pump cylinder, and the plunger is pushed into the pump cylinder, A plunger pump that supplies hydraulic oil in the pump cylinder to the hydraulic chamber is further provided.
  • the plunger pump moves in the stroke direction together with the cross head, and the plunger receives the reaction force that opposes the reciprocating force of the cross head. It may be pushed in.
  • the hydraulic adjustment mechanism moves the first cam plate that contacts the plunger as the plunger pump moves in the stroke direction, and the first actuator that moves the first cam plate to change the attitude of the first cam plate or the relative position with respect to the plunger.
  • the plunger has a contact position in the stroke direction with the first cam plate that changes in accordance with the posture or relative position of the first cam plate, and the maximum pushing amount with respect to the pump cylinder is set by the contact position. May be.
  • the first cam plate may have an inclined surface that contacts one end of the plunger, and the first actuator may move the first cam plate in a direction that intersects the stroke direction.
  • the hydraulic adjustment mechanism has a main body formed with an internal flow path through which hydraulic oil discharged from the hydraulic chamber flows, a closed position that moves the internal flow path in the stroke direction to close the internal flow path, and an operation in the internal flow path
  • a valve body that is displaced to an open position that allows oil to flow
  • a rod that has one end facing the valve body in the stroke direction and the other end protruding from the main body, and the rod is pushed into the main body
  • the spill valve further includes a spill valve that is displaced to the open position by being pressed by the rod, and the spill valve moves in the stroke direction together with the cross head, and the rod receives the reaction force opposite to the reciprocating force of the cross head. It may be pushed into the body.
  • the hydraulic adjustment mechanism moves the second cam plate that contacts the rod as the spill valve moves in the stroke direction, and the second actuator that moves the second cam plate to change the posture of the second cam plate or the relative position with respect to the rod.
  • the rod has a contact position in the stroke direction with the second cam plate that changes according to the posture or relative position of the second cam plate, and the maximum pushing amount with respect to the spill valve is set by the contact position. May be.
  • the second cam plate may have an inclined surface that contacts one end of the rod, and the second actuator may move the second cam plate in a direction that intersects the stroke direction.
  • the compression ratio can be changed with a simple structure while the engine is operating.
  • FIG. 2B is a cross-sectional view taken along line II (b) -II (b) in FIG. 2A. It is a figure for demonstrating the change of the relative position of a piston rod and a crosshead pin. It is a figure for demonstrating the change of the relative position of a piston rod and a crosshead pin. It is a figure for demonstrating arrangement
  • the type of engine to which the present invention is applied is not limited to the dual fuel type, the two-cycle type, and the uniflow scavenging type, and may be a crosshead type engine.
  • FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a uniflow scavenging two-cycle engine 100 (crosshead engine).
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 of the present embodiment is used for, for example, ships.
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 includes a cylinder 110, a piston 112, a crosshead 114, a connecting rod 116, a crankshaft 118, an exhaust port 120, an exhaust valve 122, and a scavenging port 124.
  • the scavenging reservoir 126, the cooler 128, the scavenging chamber 130, and the combustion chamber 132 are configured.
  • the cross head pin 114 a is inserted into a hole provided at one end of the connecting rod 116 and supports one end of the connecting rod 116.
  • the other end of the connecting rod 116 is connected to the crankshaft 118 so that the crankshaft 118 rotates with respect to the connecting rod 116.
  • the exhaust port 120 is an opening provided in the cylinder head 110 a above the top dead center of the piston 112, and is opened and closed to exhaust the exhaust gas after combustion generated in the cylinder 110.
  • the exhaust valve 122 is slid up and down at a predetermined timing by an unillustrated exhaust valve driving device to open and close the exhaust port 120.
  • the exhaust gas exhausted through the exhaust port 120 in this way is supplied to the turbine side of the supercharger C through the exhaust pipe 120a and then exhausted to the outside.
  • the scavenging port 124 is a hole penetrating from the inner peripheral surface on the lower end side of the cylinder 110 (the inner peripheral surface of the cylinder liner 110 b) to the outer peripheral surface, and a plurality of scavenging ports 124 are provided over the entire periphery of the cylinder 110. Then, the active gas is sucked into the cylinder 110 from the scavenging port 124 in accordance with the sliding operation of the piston 112.
  • an active gas includes an oxidizing agent such as oxygen and ozone, or a mixture thereof (for example, air).
  • the scavenging reservoir 126 is filled with active gas (for example, air) pressurized by the compressor of the supercharger C, and the active gas is cooled by the cooler 128.
  • active gas for example, air
  • the cooled active gas is pressed into a scavenging chamber 130 formed in the cylinder jacket 110c.
  • the active gas is sucked into the cylinder 110 from the scavenging port 124 due to the differential pressure in the scavenging chamber 130 and the cylinder 110.
  • the cylinder head 110a is provided with a pilot injection valve (not shown).
  • a pilot injection valve (not shown).
  • an appropriate amount of fuel oil is injected from the pilot injection valve at a desired point in the engine cycle.
  • Such fuel oil is vaporized by the heat of the combustion chamber 132 surrounded by the cylinder head 110a, the cylinder liner 110b, and the piston 112 to become a fuel gas, spontaneously ignites, and burns in a short time.
  • the temperature of 132 is made extremely high. As a result, the fuel gas flowing into the cylinder 110 can be reliably burned at a desired timing.
  • the piston 112 reciprocates mainly by the expansion pressure due to the combustion of fuel gas.
  • the fuel gas is generated, for example, by gasifying LNG (liquefied natural gas).
  • LNG liquefied natural gas
  • the fuel gas is not limited to LNG, and for example, gasified LPG (liquefied petroleum gas), light oil, heavy oil, or the like can be applied.
  • LPG liquefied petroleum gas
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 selectively executes one of the gas operation mode and the diesel operation mode.
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 is provided with a variable mechanism.
  • the variable mechanism will be described in detail.
  • FIG. 2A and 2B are views for explaining a connecting portion between the piston rod 112a and the cross head pin 114a.
  • FIG. 2A shows an enlarged view of a portion surrounded by a one-dot chain line in FIG. 1, and FIG. These show the cross section along the II (b) -II (b) line of FIG. 2A.
  • the other end of the piston rod 112a is inserted into the cross head pin 114a.
  • the cross head pin 114a is formed with a connection hole 160 extending perpendicularly to the axial direction of the cross head pin 114a (the left-right direction in FIG. 2B).
  • the connection hole 160 is a hydraulic chamber, and the other end (end portion) of the piston rod 112a is inserted (entered) into the hydraulic chamber.
  • the other end of the piston rod 112a is inserted into the connection hole 160, whereby the cross head pin 114a and the piston rod 112a are connected.
  • the piston rod 112a has a large-diameter portion 162a in which the outer diameter of the piston rod 112a is larger than one end side, and is located on the other end side from the large-diameter portion 162a and has an outer diameter larger than that of the large-diameter portion 162a.
  • a small-diameter portion 162b having a small diameter is formed.
  • the connecting hole 160 is formed continuously with the large-diameter hole 164a on the connecting rod 116 side with respect to the large-diameter hole 164a located on the piston 112 side and the large-diameter hole 164a.
  • a small-diameter hole 164b having an inner diameter smaller than that of 164a.
  • the small-diameter portion 162b of the piston rod 112a can be inserted into the small-diameter hole portion 164b of the connecting hole 160, and the large-diameter portion 162a of the piston rod 112a has a size that can be inserted into the large-diameter hole portion 164a of the connecting hole 160. ing.
  • the inner peripheral surface of the small-diameter hole portion 164b, the first seal member O 1 constituted by O-ring is disposed.
  • a fixed lid 166 having an outer diameter larger than that of the connection hole 160 is fixed to one end side of the piston rod 112a from the large diameter portion 162a of the piston rod 112a.
  • the fixed lid 166 is an annular member, and the piston rod 112a is inserted from one end side of the piston rod 112a.
  • the inner peripheral surface of the fixed cover 166 of the piston rod 112a is inserted, the second sealing member O 2 is arranged constituted by an O-ring.
  • a recess 114c that is recessed in the radial direction of the crosshead pin 114a is formed on the outer peripheral surface of the crosshead pin 114a facing the piston 112, and the fixed lid 166 contacts the recess 114c.
  • first hydraulic chamber 168a hydraulic chamber
  • second hydraulic chamber 168b are formed in a connection portion between the piston rod 112a and the cross head pin 114a in the interior of the cross head pin 114a.
  • the first hydraulic chamber 168a includes a step surface due to a difference in outer diameter between the large diameter portion 162a and the small diameter portion 162b, an inner peripheral surface of the large diameter hole portion 164a, and a step due to a difference in inner diameter between the large diameter hole portion 164a and the small diameter hole portion 164b.
  • the second hydraulic chamber 168b is a space surrounded by the end surface on the one end side of the piston rod 112a, the inner peripheral surface of the large-diameter hole 164a, and the fixed lid 166 in the large-diameter portion 162a. That is, the large-diameter hole portion 164a is partitioned into one end side and the other end side of the piston rod 112a by the large-diameter portion 162a of the piston rod 112a.
  • a first hydraulic chamber 168a is formed by a large-diameter hole 164a defined on the other end side of the large-diameter portion 162a of the piston rod 112a, and is defined on one end side of the large-diameter portion 162a of the piston rod 112a.
  • a second hydraulic chamber 168b is formed by the large-diameter hole 164a.
  • a supply oil passage 170a and a drain oil passage 170b communicate with the first hydraulic chamber 168a.
  • One end of the supply oil passage 170a opens to the inner peripheral surface of the large-diameter hole portion 164a (stepped surface due to the inner diameter difference between the large-diameter hole portion 164a and the small-diameter hole portion 164b), and the other end communicates with a plunger pump described later. Yes.
  • One end of the oil drainage path 170b opens to a stepped surface due to an inner diameter difference between the large diameter hole 164a and the small diameter hole 164b, and the other end communicates with a spill valve described later.
  • An auxiliary oil passage 170c that opens to the inner wall surface of the fixed lid 166 communicates with the second hydraulic chamber 168b.
  • the auxiliary oil passage 170c passes through the inside of the cross head pin 114a through a contact portion between the fixed lid 166 and the cross head pin 114a, and communicates with the hydraulic pump.
  • FIG. 3A and 3B are views for explaining a change in the relative position of the piston rod 112a and the cross head pin 114a.
  • FIG. 3A shows a state where the piston rod 112a has entered the coupling hole 160 shallowly, and FIG. Then, the state which the piston rod 112a approached deeply into the connection hole 160 is shown.
  • the first hydraulic chamber 168a has a variable length in the stroke direction of the piston 112.
  • the inertial force of the piston rod 112a may increase, and the piston rod 112a may move too far to the piston 112 side.
  • the hydraulic pressure from the hydraulic pump is applied to the second hydraulic chamber 168b via the auxiliary oil passage 170c to move the piston rod 112a along the stroke direction. It is suppressed.
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 is used at a relatively low rotational speed, the inertial force of the piston rod 112a is small. Therefore, even if the hydraulic pressure supplied to the second hydraulic chamber 168b is low, the displacement of the top dead center position can be suppressed.
  • the piston rod 112a is provided with a flow path hole 172 directed radially inward from the outer peripheral surface of the piston rod 112a (large diameter portion 162a). Further, the cross head pin 114a is provided with a through hole 174 that penetrates from the outer peripheral surface side of the cross head pin 114a to the connecting hole 160 (large diameter hole portion 164a). The through hole 174 communicates with the hydraulic pump.
  • the flow path hole 172 and the through hole 174 are opposed to each other in the radial direction of the piston rod 112a, and the flow path hole 172 and the through hole 174 communicate with each other.
  • the end of the flow path hole 172 on the outer peripheral surface side is formed wider than the other part of the flow path hole 172 in the stroke direction of the piston 112 (vertical direction in FIGS. 3A and 3B). As shown in FIGS. 3A and 3B, even if the relative positions of the piston rod 112a and the crosshead pin 114a change, the communication state of the flow path hole 172 and the through hole 174 is maintained.
  • a third seal member O 3 constituted by an O-ring is provided so that the end portion on the outer peripheral surface side of the flow path hole 172 is sandwiched in the axial direction of the piston rod 112a.
  • fourth seal member O 4 is disposed.
  • the large-diameter portion 162a has a smaller area facing the inner peripheral surface of the large-diameter hole portion 164a by the amount of the flow path hole 172, and is easily inclined with respect to the large-diameter hole portion 164a.
  • the small-diameter portion 162b is guided by the small-diameter hole portion 164b, so that the inclination of the piston rod 112a with respect to the stroke direction is suppressed.
  • a cooling oil passage 176 that extends in the stroke direction of the piston 112 and through which cooling oil for cooling the piston 112 and the piston rod 112a flows is formed inside the piston rod 112a.
  • the cooling oil path 176 is divided into an outward path 176a on the radially outer side of the piston rod 112a and a return path 176b on the inner side by a cooling pipe 178 disposed in the piston and extending in the stroke direction of the piston 112.
  • the flow path hole 172 opens in the forward path 176 a of the cooling oil path 176.
  • the cooling oil supplied from the hydraulic pump flows into the forward path 176 a of the cooling oil path 176 through the through hole 174 and the flow path hole 172.
  • the forward path 176a and the return path 176b communicate with each other inside the piston 112, and the cooling oil that has flowed through the forward path 176a returns to the small diameter portion 162b side through the return path 176b when reaching the inner wall of the piston 112.
  • the piston 112 is cooled by the cooling oil coming into contact with the inner wall of the cooling oil passage 176 and the inner wall of the piston 112.
  • the cross head pin 114 a is formed with an outlet hole 180 extending in the axial direction of the cross head pin 114 a, and the small diameter hole portion 164 b communicates with the outlet hole 180.
  • the cooling oil that has flowed into the small-diameter hole 164b from the cooling oil passage 176 is discharged out of the crosshead pin 114a through the outlet hole 180, and returns to the tank.
  • the hydraulic oil supplied to the first hydraulic chamber 168a and the second hydraulic chamber 168b and the cooling oil supplied to the cooling oil passage 176 are all returned to the same tank and boosted by the same hydraulic pump. For this reason, it is possible to perform the supply of hydraulic oil for applying hydraulic pressure and the supply of cooling oil for cooling with a single hydraulic pump, thereby reducing the cost.
  • the variable mechanism that makes the compression ratio of the piston 112 variable includes a hydraulic pressure adjustment mechanism that adjusts the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 168a in addition to the first hydraulic chamber 168a. Next, the hydraulic adjustment mechanism will be described in detail.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the arrangement of the plunger pump 182 and the spill valve 184, and shows the appearance and partial cross section of the uniflow scavenging two-cycle engine 100 in the vicinity of the crosshead 114.
  • the plunger pump 182 and the spill valve 184 are respectively fixed to a cross head pin 114a shown by cross hatching in FIG.
  • engine bridges 186b that are fixed to two guide plates 186a that guide the reciprocating movement of the crosshead 114, and that support both guide plates 186a.
  • a first cam plate 188 and a second cam plate 190 are placed on the engine bridge 186b.
  • the first cam plate 188 and the second cam plate 190 are respectively moved by the first actuator 192 and the second actuator 194.
  • the engine bridge 186b can be moved in the left-right direction in FIG.
  • the plunger pump 182 and the spill valve 184 reciprocate integrally with the cross head pin 114 a in the stroke direction of the piston 112.
  • the first cam plate 188 and the second cam plate 190 are on the engine bridge 186b and do not move in the stroke direction of the piston 112 with respect to the engine bridge 186b.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the configuration of the hydraulic pressure adjustment mechanism 196.
  • the hydraulic adjustment mechanism 196 includes a plunger pump 182, a spill valve 184, a first cam plate 188, a second cam plate 190, a first actuator 192, a second actuator 194,
  • the first switching valve 198, the second switching valve 200, the position sensor 202, and the hydraulic control unit 204 are configured.
  • the plunger pump 182 includes a pump cylinder 182a and a plunger 182b.
  • the hydraulic oil is introduced into the pump cylinder 182a through an oil passage communicating with the hydraulic pump P.
  • the plunger 182b moves in the stroke direction in the pump cylinder 182a, and one end thereof protrudes from the pump cylinder 182a.
  • the first cam plate 188 has an inclined surface 188 a that is inclined with respect to the stroke direction of the piston 112, and is disposed below the stroke direction of the plunger pump 182.
  • the plunger pump 182 moves in the stroke direction together with the cross head pin 114a, one end of the plunger 182b protruding from the pump cylinder 182a contacts the inclined surface 188a of the first cam plate 188 at a crank angle close to bottom dead center.
  • the plunger 182b receives a reaction force opposite to the reciprocating force of the cross head 114 from the inclined surface 188a of the first cam plate 188 and is pushed into the pump cylinder 182a.
  • the plunger pump 182 supplies (press-fits) the hydraulic oil in the pump cylinder 182a to the first hydraulic chamber 168a when the plunger 182b is pushed into the pump cylinder 182a.
  • the first actuator 192 is operated by, for example, the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied via the first switching valve 198, and the first cam plate 188 intersects the stroke direction (here, the direction perpendicular to the stroke direction). Move to. That is, the first actuator 192 changes the relative position of the first cam plate 188 with respect to the plunger 182b by the movement of the first cam plate 188.
  • the contact position in the stroke direction between the plunger 182b and the first cam plate 188 changes relatively. For example, when the first cam plate 188 moves to the left side in FIG. 5, the contact position is displaced upward in the stroke direction. When the first cam plate 188 moves to the right side in FIG. It is displaced to. And the maximum pushing amount with respect to the pump cylinder 182a is set by this contact position.
  • the spill valve 184 includes a main body 184a, a valve body 184b, and a rod 184c. Inside the main body 184a of the spill valve 184, an internal flow path is formed through which the hydraulic oil discharged from the first hydraulic chamber 168a flows.
  • the valve body 184b is disposed in an internal flow path in the main body 184a.
  • One end of the rod 184c faces the valve body 184b in the main body 184a, and the other end protrudes from the main body 184a.
  • the second cam plate 190 has an inclined surface 190a inclined with respect to the stroke direction, and is disposed below the stroke direction of the rod 184c.
  • the rod 184c receives a reaction force that opposes the reciprocating force of the cross head 114 from the inclined surface 190a of the second cam plate 190 and is pushed into the main body 184a.
  • the valve body 184b moves, and hydraulic oil can flow through the internal flow path of the spill valve 184, so that the tank from the first hydraulic chamber 168a. The hydraulic oil is discharged toward T.
  • the second actuator 194 is operated, for example, by the hydraulic pressure of hydraulic oil supplied via the second switching valve 200, and a direction intersecting the second cam plate 190 with the stroke direction (here, a direction perpendicular to the stroke direction). Move to. That is, the second actuator 194 changes the relative position of the second cam plate 190 with respect to the rod 184c by the movement of the second cam plate 190.
  • the contact position in the stroke direction between the rod 184c and the second cam plate 190 changes. For example, when the second cam plate 190 moves to the left side in FIG. 5, the contact position is displaced upward in the stroke direction, and when the second cam plate 190 moves to the right side in FIG. It is displaced to. And the maximum pushing amount with respect to the spill valve 184 is set by this contact position.
  • the position sensor 202 detects the position of the piston rod 112a in the stroke direction and outputs a signal indicating the position in the stroke direction.
  • the hydraulic control unit 204 acquires a signal from the position sensor 202 and specifies the relative positions of the piston rod 112a and the crosshead pin 114a. Then, the first actuator 192 and the second actuator 194 are driven so that the relative positions of the piston rod 112a and the cross head pin 114a become the set positions, and the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 168a (the hydraulic oil oil) Adjust the amount.
  • the hydraulic pressure adjustment mechanism 196 supplies the hydraulic oil to the first hydraulic chamber 168a or discharges the hydraulic oil from the first hydraulic chamber 168a. Subsequently, specific configurations of the plunger pump 182 and the spill valve 184 will be described in detail.
  • FIG. 6A and 6B are views for explaining the configuration of the plunger pump 182 and show a cross section by a plane including the central axis of the plunger 182b.
  • the pump cylinder 182a has an inlet 182c into which hydraulic oil supplied from the hydraulic pump P flows, and an outlet through which hydraulic oil is discharged from the pump cylinder 182a toward the first hydraulic chamber 168a. 182d is provided.
  • the hydraulic oil flowing in from the inflow port 182c is stored in the oil storage chamber 182e in the pump cylinder 182a.
  • the hydraulic oil in the oil storage chamber 182e is pressed by the plunger 182b and supplied to the first hydraulic chamber 168a from the discharge port 182d.
  • the urging portion 182f is formed of, for example, a coil spring, and one end is fixed to the pump cylinder 182a and the other end is fixed to the plunger 182b.
  • an urging force that pushes back the plunger 182b is applied to the plunger 182b.
  • a check valve 182h is provided in the oil passage that connects the inlet 182c and the oil storage chamber 182e, and the hydraulic oil does not flow backward from the oil storage chamber 182e toward the inlet 182c.
  • a check valve 182i is provided in the oil passage that communicates between the oil storage chamber 182e and the discharge port 182d, and hydraulic oil does not flow backward from the discharge port 182d toward the oil storage chamber 182e.
  • the hydraulic oil flows in one direction from the inlet 182c toward the outlet 182d by the two check valves 182h and 182i.
  • FIGS. 7A and 7B are diagrams showing the configuration of the spill valve 184, showing a cross section by a plane including the central axis of the rod 184c.
  • the main body 184a of the spill valve 184 has an inlet 184d into which the hydraulic oil discharged from the first hydraulic chamber 168a flows, and the hydraulic oil from the inside of the main body 184a of the spill valve 184 toward the tank T. Is provided with a discharge port 184e.
  • the hydraulic oil that has flowed in from the inflow port 184d flows through the internal flow path 184f in the main body 184a.
  • the valve body 184b is disposed in the internal flow path 184f and can move in the stroke direction through the internal flow path 184f.
  • valve body 184b moves in the stroke direction, thereby enabling the closed position where the internal flow path 184f is closed as shown in FIG. 7A and the flow of hydraulic oil in the internal flow path 184f as shown in FIG. 7B. Displaced to open position.
  • One end of the rod 184c faces the valve body 184b in the stroke direction.
  • the valve body 184b is pressed by the rod 184c and displaced to the open position shown in FIG. 7B.
  • the urging portion 184g is constituted by, for example, a coil spring, and one end is fixed to the main body 184a of the spill valve 184 and the other end is fixed to the valve body 184b.
  • the urging portion 184g always applies the urging force in the direction in which the valve body 184b closes the internal flow path 184f.
  • the rod 184c When the rod 184c is pushed into the main body 184a of the spill valve 184, the rod 184c presses the valve body 184b against the urging force of the urging portion 184g. At this time, the urging portion 184g causes the urging force to push back the valve body 184b to act on the valve body 184b.
  • valve body 184b when the valve body 184b is in the open position, if the rod 184c moves away from the second cam plate 190 along with the movement of the crosshead pin 114a, the valve body 184b is attached to the biasing portion 184g. According to the force, it returns to the closed position shown in FIG. 7A. At this time, the retaining member 184h restricts the movement of the rod 184c in the direction protruding from the main body 184a so that the rod 184c does not fall out of the main body 184a of the spill valve 184.
  • FIG. 8A to 8D are diagrams for explaining the operation of the variable mechanism.
  • the relative position of the second cam plate 190 is adjusted so that the contact position between the rod 184c and the second cam plate 190 is a relatively high position. Therefore, at a crank angle close to bottom dead center, the rod 184c is pushed deeply into the main body 184a of the spill valve 184, the spill valve 184 is opened, and hydraulic oil is discharged from the first hydraulic chamber 168a. At this time, since the hydraulic pressure of the hydraulic pump P acts on the second hydraulic chamber 168b, the relative positions of the piston rod 112a and the cross head pin 114a are stably held.
  • the hydraulic control unit 204 When the hydraulic control unit 204 receives an instruction to increase the compression ratio of the uniflow scavenging two-cycle engine 100 from a higher-level control unit such as an ECU (Engine Control Unit), as shown in FIG. 8B, the second cam plate 190 is moved to the right in FIG. 8B. As a result, the contact position between the rod 184c and the second cam plate 190 is lowered, and the rod 184c is not pushed into the main body 184a even at a crank angle close to bottom dead center. 184 is kept closed. That is, the hydraulic oil in the first hydraulic chamber 168a is not discharged.
  • a higher-level control unit such as an ECU (Engine Control Unit)
  • the hydraulic control unit 204 moves the first cam plate 188 to the left in FIG. 8C.
  • the contact position between the plunger 182b and the first cam plate 188 increases.
  • the hydraulic oil in the pump cylinder 182a is pressed into the first hydraulic chamber 168a. .
  • the plunger pump 182 press-fits hydraulic oil stored in the oil storage chamber 182e of the plunger pump 182 into the first hydraulic chamber 168a for each stroke of the piston 112.
  • the maximum volume of the first hydraulic chamber 168a is multiple times the maximum volume of the oil storage chamber 182e. Therefore, the amount of hydraulic oil that is press-fitted into the first hydraulic chamber 168a can be adjusted and the push-up amount of the piston rod 112a can be adjusted depending on how many strokes of the piston 112 the plunger pump 182 operates. ing.
  • the hydraulic control unit 204 moves the first cam plate 188 to the right side in FIG. 8D and contacts the plunger 182b and the first cam plate 188. Lower the position.
  • the plunger 182b is not pushed into the pump cylinder 182a, and the plunger pump 182 does not operate. That is, the press-fitting of the hydraulic oil into the first hydraulic chamber 168a is stopped.
  • the hydraulic adjustment mechanism 196 adjusts the entry position of the piston rod 112a in the stroke direction with respect to the first hydraulic chamber 168a.
  • the variable mechanism adjusts the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 168a by the hydraulic adjustment mechanism 196, and changes the relative position of the piston rod 112a and the crosshead 114 in the stroke direction, so that the top dead center and bottom dead center of the piston 112 are changed.
  • the position of the point is variable.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining the crank angle and the operation timing of the plunger pump 182 and the spill valve 184.
  • two plunger pumps 182 having different contact positions with the inclined surface 188a of the first cam plate 188 are shown side by side, but in reality, there is only one plunger pump 182, and the first As the cam plate 188 moves, the contact position with the plunger pump 182 is displaced.
  • the spill valve 184 and the second cam plate 190 are not shown.
  • the range of the crank angle from the bottom dead center to the bottom dead center is defined as the angle a
  • the crank angle range corresponding to the phase angle having the same size as the angle a from the bottom dead center is defined as the angle b.
  • the crank angle range from the top dead center to the top dead center is defined as angle c
  • the crank angle range corresponding to the phase angle having the same magnitude as the angle c from top dead center is defined as angle d.
  • the plunger 182b of the plunger pump 182 is in contact with the inclined surface 188a of the first cam plate 188.
  • the contact starts when the crank angle starts at the angle a, exceeds the bottom dead center, and is released at the end position at the angle b.
  • the stroke width of the plunger pump 182 is indicated by a width s.
  • the plunger angle of the plunger 182b of the plunger pump 182 is the bottom dead center. Although it contacts the inclined surface 188a at the position, the plunger 182b is released from the pump cylinder 182a without being pushed into the pump cylinder 182a.
  • the plunger pump 182 operates when the crank angle is in the range of the angle a. Specifically, when the crank angle is in the range of angle a, the plunger pump 182 press-fits hydraulic oil into the first hydraulic chamber 168a.
  • the spill valve 184 operates when the crank angle is in the range of the angle b. Specifically, when the crank angle is in the range of the angle b, the spill valve 184 discharges hydraulic oil from the first hydraulic chamber 168a.
  • the plunger pump 182 operates when the crank angle is in the range of the angle a and the spill valve 184 operates when the crank angle is in the range of the angle b has been described.
  • the plunger pump 182 may operate when the crank angle is in the range of the angle c, and the spill valve 184 may operate when the crank angle is in the range of the angle d.
  • the plunger pump 182 press-fits the hydraulic oil into the first hydraulic chamber 168a.
  • the spill valve 184 discharges the hydraulic oil from the first hydraulic chamber 168a.
  • the plunger pump 182 or the spill valve 184 When the plunger pump 182 or the spill valve 184 is operated in a stroke range other than the top dead center or the bottom dead center, the first cam plate 188, the second cam plate 190, the first actuator 192, the second actuator 194, etc. 182 and the spill valve 184 must be moved in synchronism with the reciprocating movement. However, by operating the plunger pump 182 and the spill valve 184 in the vicinity of the top dead center and the bottom dead center as in this embodiment, it is not necessary to provide such a synchronization mechanism, and the cost can be reduced. It becomes.
  • the plunger pump 182 since the pressure in the cylinder 110 is lower when the plunger pump 182 and the spill valve 184 operate in an angular range (angle a, angle b) with the crank angle between the bottom dead center, the plunger pump 182 It becomes possible to easily press-fit the hydraulic oil into the first hydraulic chamber 168a. Further, the hydraulic pressure of the hydraulic oil discharged from the spill valve 184 is low, so that the occurrence of cavitation can be suppressed and the load for operating the spill valve 184 can be suppressed low. Furthermore, it is possible to avoid a situation in which the position of the piston 112 becomes unstable due to the high pressure of the hydraulic oil.
  • the uniflow scavenging two-cycle engine 100 includes a variable mechanism for changing the relative positions of the piston 112 and the cross head 114 in the stroke direction of the piston 112, and has a simple structure and is compressed while being operated. The ratio can be changed.
  • the plunger pump 182 press-fits hydraulic oil into the first hydraulic chamber 168a using the reciprocating force of the cross head 114, a hydraulic pump that generates high pressure is not necessary, and costs are reduced. It becomes possible.
  • the maximum push amount of the plunger 182b with respect to the pump cylinder 182a can be adjusted by the first cam plate 188 and the first actuator 192, it is easy to finely adjust the compression ratio by adjusting the press-fitting amount of hydraulic oil. It becomes possible.
  • the hydraulic oil corresponding to the maximum volume of the oil storage chamber 182e may be press-fitted into the first hydraulic chamber 168a in one stroke, or the relative position of the first cam plate 188 may be adjusted and the oil storage chamber 182e in one stroke. You may press-fit the hydraulic oil of the amount of half the maximum volume in the 1st hydraulic chamber 168a.
  • the amount of hydraulic oil that is press-fitted into the first hydraulic chamber 168a in one stroke can be arbitrarily set within the range of the maximum volume of the oil storage chamber 182e.
  • the first hydraulic pressure is applied in one stroke so that the hydraulic fluid is always press-fitted into the first hydraulic chamber 168a from the plunger pump 182 so that the amount of leakage can be replenished.
  • the amount of hydraulic oil that is press-fitted into the chamber 168a may be set.
  • the first actuator 192 is operated to press-fit into the first hydraulic chamber 168a in one stroke only by moving the first cam plate 188 in the horizontal direction.
  • the amount of oil can be set easily.
  • the maximum push amount of the rod 184c with respect to the main body 184a of the spill valve 184 can be adjusted by the second cam plate 190 and the second actuator 194, the amount of hydraulic oil discharged per stroke can be adjusted and compressed. Fine adjustment of the ratio is easily possible.
  • the second actuator 194 is operated to discharge from the first hydraulic chamber 168a in one stroke only by moving the second cam plate 190 in the horizontal direction.
  • the amount of oil can be set easily.
  • first actuator 192 and the second actuator 194 change the relative positions of the first cam plate 188 and the second cam plate 190 with respect to the plunger 182b and the rod 184c has been described.
  • first actuator 192 and the second actuator 194 can change the positions of the first cam plate 188 and the second cam plate 190 by changing the positions of the first cam plate 188 and the second cam plate 190. Good.
  • the hydraulic adjustment mechanism 196 supplies the hydraulic oil to the first hydraulic chamber 168a or discharges the hydraulic oil from the first hydraulic chamber 168a, and the stroke of the end of the piston rod 112a with respect to the first hydraulic chamber 168a. If the approach position in the direction can be adjusted, there is no limitation on the specific configuration for that purpose.
  • the present invention can be used for a crosshead engine in which a crosshead is fixed to a piston rod.

Abstract

クロスヘッド型エンジンは、シリンダと、シリンダ内を摺動するピストンと、ピストンに一端が固定されたピストンロッド（１１２ａ）と、ピストンロッドの他端側に連結され、ピストンと一体に往復移動するクロスヘッド（クロスヘッドピン（１１４ａ））と、一端がクロスヘッドに支持される連結棒と、連結棒に連結され、ピストンおよびクロスヘッドの往復移動に連動して回転するクランクシャフトと、ピストンロッドとクロスヘッドのピストンのストローク方向の相対的な位置を変更することで、ピストンの上死点および下死点の位置を可変とする可変機構と、を備える。可変機構は、クロスヘッドに設けられ、ピストンロッドの端部が進入された油圧室（１６８ａ）と、油圧室に作動油を供給、もしくは、油圧室から作動油を排出し、ピストンロッドの端部の、油圧室に対するストローク方向の進入位置を調整する油圧調整機構と、を備える。

Description

クロスヘッド型エンジン
　本発明は、ピストンロッドにクロスヘッドが固定されたクロスヘッド型エンジンに関する。
本願は、２０１４年１月２０日に日本に出願された特願２０１４－００８１０２号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
舶用エンジンに多く採用されているクロスヘッド型エンジンでは、ピストンのピストンロッドの端部にクロスヘッドが設けられている。連結棒（コネクティングロッド）は、クロスヘッドとクランクシャフトを連結しており、クロスヘッドの往復運動がクランクシャフトの回転運動に変換される。
特許文献１のエンジンは、このようなクロスヘッド型のエンジンであって、ピストンロッドとクランクシャフトとを複数のリンクで連結する構成である。そして、リンクの姿勢を変更することで、ピストンの上死点の位置を変化させて圧縮比を可変としている。
日本国特開２００７－２４７４１５号公報
エンジンの圧縮比を可変とする場合、上述した特許文献１に記載のエンジンでは、複数のリンクによる連結構造など、構造が複雑となってしまう。また、単純に、ピストンロッドと、クロスヘッド本体をピストンロッドに固定するクロスヘッドピンとの間に、シム板を介在させる構成が考えられる。このような構成においては、エンジンの圧縮比を変える場合、厚みの異なるシム板に換装することが想定されるが、この場合、エンジンの圧縮比を変える度に、エンジンを停止しなければならない。
本発明は、このような課題に鑑み、簡易な構造で、エンジンを稼働させたまま圧縮比を変更することが可能なクロスヘッド型エンジンを提供することを目的としている。
上記課題を解決するために、本発明のクロスヘッド型エンジンは、シリンダと、シリンダ内を摺動するピストンと、ピストンに一端が固定されたピストンロッドと、ピストンロッドの他端側に連結され、ピストンと一体に往復移動するクロスヘッドと、一端がクロスヘッドに支持される連結棒と、連結棒に連結され、ピストンおよびクロスヘッドの往復移動に連動して回転するクランクシャフトと、ピストンロッドとクロスヘッドのピストンのストローク方向の相対的な位置を変更することで、ピストンの上死点および下死点の位置を可変とする可変機構と、を備える。
また、可変機構は、クロスヘッドに設けられ、ピストンロッドの端部が進入された油圧室と、油圧室に作動油を供給、もしくは、油圧室から作動油を排出し、ピストンロッドの端部の、油圧室に対するストローク方向の進入位置を調整する油圧調整機構と、を備える。
油圧調整機構が、内部に作動油が導かれるポンプシリンダと、ポンプシリンダ内をストローク方向に移動するとともに一端がポンプシリンダから突出するプランジャとを有し、プランジャがポンプシリンダ内に押し込まれることで、ポンプシリンダ内の作動油を油圧室に供給するプランジャポンプをさらに備え、プランジャポンプが、クロスヘッドとともにストローク方向に移動し、クロスヘッドの往復移動の力に対向する反力を受けてプランジャがポンプシリンダ内に押し込まれてもよい。
油圧調整機構が、プランジャポンプのストローク方向の移動に伴ってプランジャに接触する第１カム板と、第１カム板を移動させ、第１カム板の姿勢もしくはプランジャに対する相対位置を変化させる第１アクチュエータと、をさらに備え、プランジャは、第１カム板の姿勢もしくは相対位置に応じて、第１カム板とのストローク方向における接触位置が変化するとともに、接触位置によってポンプシリンダに対する最大押し込み量が設定されてもよい。
第１カム板が、プランジャの一端に接触する傾斜面を有し、第１アクチュエータは、第１カム板をストローク方向と交差する方向に移動させてもよい。
油圧調整機構が、油圧室から排出された作動油が流通する内部流路が形成された本体と、内部流路をストローク方向に移動して内部流路を閉塞する閉位置と内部流路における作動油の流通を可能とする開位置とに変位する弁体と、一端が弁体とストローク方向に対向するとともに他端が本体から突出するロッドとを有し、ロッドが本体内に押し込まれることで、弁体がロッドに押圧されて開位置に変位するスピル弁をさらに備え、スピル弁が、クロスヘッドとともにストローク方向に移動し、クロスヘッドの往復移動の力に対向する反力を受けてロッドが本体内に押し込まれてもよい。
油圧調整機構が、スピル弁のストローク方向の移動に伴ってロッドに接触する第２カム板と、第２カム板を移動させ、第２カム板の姿勢もしくはロッドに対する相対位置を変化させる第２アクチュエータと、をさらに備え、ロッドは、第２カム板の姿勢もしくは相対位置に応じて、第２カム板とのストローク方向における接触位置が変化するとともに、接触位置によってスピル弁に対する最大押し込み量が設定されてもよい。
第２カム板が、ロッドの一端に接触する傾斜面を有し、第２アクチュエータが、第２カム板をストローク方向と交差する方向に移動させてもよい。
本発明のクロスヘッド型エンジンによれば、簡易な構造で、エンジンを稼働させたまま圧縮比を変更することが可能となる。
ユニフロー掃気式２サイクルエンジンの全体構成を示す図である。 ピストンロッドとクロスヘッドピンとの連結部分を説明するための、図１の一点鎖線で囲まれた部分の拡大図である。 図２ＡのＩＩ（ｂ）―ＩＩ（ｂ）線に沿った断面図である。 ピストンロッドとクロスヘッドピンの相対的な位置の変化を説明するための図である。 ピストンロッドとクロスヘッドピンの相対的な位置の変化を説明するための図である。 プランジャポンプおよびスピル弁の配置を説明するための図である。 油圧調整機構の構成を説明するための図である。 プランジャポンプの構成を説明するための図である。 プランジャポンプの構成を説明するための図である。 スピル弁の構成を説明するための図である。 スピル弁の構成を説明するための図である。 可変機構の動作を説明するための図である。 可変機構の動作を説明するための図である。 可変機構の動作を説明するための図である。 可変機構の動作を説明するための図である。 クランク角とプランジャポンプおよびスピル弁の動作タイミングを説明するための図である。
以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。
以下の実施形態では、気体燃料である燃料ガスを主に燃焼させるガス運転モードと、液体燃料である燃料油を燃焼させるディーゼル運転モードのいずれかの運転モードを選択的に実行することができる、所謂デュアルフューエル型のエンジンについて説明する。また、１周期が２サイクル（２ストローク）であって、シリンダ内部をガスが一方向に流れるユニフロー掃気式である場合について説明する。しかし、本発明が適用されるエンジンの種類は、デュアルフューエル型、２サイクル型、ユニフロー掃気式に限られず、クロスヘッド型のエンジンであればよい。
図１は、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００（クロスヘッド型エンジン）の全体構成を示す図である。本実施形態のユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００は、例えば、船舶等に用いられる。具体的に、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００は、シリンダ１１０と、ピストン１１２と、クロスヘッド１１４と、連結棒１１６と、クランクシャフト１１８と、排気ポート１２０と、排気弁１２２と、掃気ポート１２４と、掃気溜１２６と、冷却器１２８と、掃気室１３０と、燃焼室１３２とを含んで構成される。
ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００では、ピストン１１２の上昇行程および下降行程の２行程の間に、排気、吸気、圧縮、燃焼、膨張が行われて、ピストン１１２がシリンダ１１０内を往復移動する。ピストン１１２には、ピストンロッド１１２ａの一端が固定されている。また、ピストンロッド１１２ａの他端には、クロスヘッド１１４におけるクロスヘッドピン１１４ａが連結されており、クロスヘッド１１４は、ピストン１１２とともに往復移動する。クロスヘッド１１４はクロスヘッドシュー１１４ｂによって、ピストン１１２のストローク方向に垂直な方向（図１中、左右方向）の移動が規制されている。
クロスヘッドピン１１４ａは、連結棒１１６の一端に設けられた孔に挿通されており、連結棒１１６の一端を支持している。また、連結棒１１６の他端は、クランクシャフト１１８に連結され、連結棒１１６に対してクランクシャフト１１８が回転する構造となっている。その結果、ピストン１１２の往復移動に伴いクロスヘッド１１４が往復移動すると、その往復移動に連動して、クランクシャフト１１８が回転する。
排気ポート１２０は、ピストン１１２の上死点より上方のシリンダヘッド１１０ａに設けられた開口部であり、シリンダ１１０内で生じた燃焼後の排気ガスを排気するために開閉される。排気弁１２２は、不図示の排気弁駆動装置によって所定のタイミングで上下に摺動され、排気ポート１２０を開閉する。このようにして排気ポート１２０を介して排気された排気ガスは、排気管１２０ａを介して過給機Ｃのタービン側に供給された後、外部に排気される。
掃気ポート１２４は、シリンダ１１０の下端側の内周面（シリンダライナ１１０ｂの内周面）から外周面まで貫通する孔であり、シリンダ１１０の全周囲に亘って、複数設けられている。そして、掃気ポート１２４から、ピストン１１２の摺動動作に応じてシリンダ１１０内に活性ガスが吸入される。かかる活性ガスは、酸素、オゾン等の酸化剤、または、その混合気（例えば空気）を含む。
掃気溜１２６には、過給機Ｃのコンプレッサによって加圧された活性ガス（例えば空気）が封入されており、冷却器１２８によって活性ガスが冷却されている。冷却された活性ガスはシリンダジャケット１１０ｃ内に形成された掃気室１３０に圧入される。そして、掃気室１３０とシリンダ１１０内の差圧によって掃気ポート１２４からシリンダ１１０内に活性ガスが吸入される。
また、シリンダヘッド１１０ａには、不図示のパイロット噴射弁が設けられる。ガス運転モードにおいては、エンジンサイクルにおける所望の時点で適量の燃料油がパイロット噴射弁から噴射される。かかる燃料油は、シリンダヘッド１１０ａと、シリンダライナ１１０ｂと、ピストン１１２とに囲まれた燃焼室１３２の熱で気化して燃料ガスとなるとともに自然着火し、僅かな時間で燃焼して、燃焼室１３２の温度を極めて高くする。その結果、シリンダ１１０に流入した燃料ガスを、所望のタイミングで確実に燃焼することができる。ピストン１１２は、主に燃料ガスの燃焼による膨張圧によって往復移動する。
ここで、燃料ガスは、例えば、ＬＮＧ（液化天然ガス）をガス化して生成される。また、燃料ガスは、ＬＮＧに限らず、例えば、ＬＰＧ（液化石油ガス）、軽油、重油等をガス化したものを適用することもできる。
一方、ディーゼル運転モードにおいては、ガス運転モードにおける燃料油の噴射量よりも多量の燃料油がパイロット噴射弁から噴射される。ピストン１１２は、燃料ガスではなく、燃料油の燃焼による膨張圧によって往復移動する。
このように、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００は、ガス運転モードとディーゼル運転モードのいずれかの運転モードを選択的に実行する。そして、それぞれの選択モードに応じてピストン１１２の圧縮比を可変とするため、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００には、可変機構が設けられている。以下、可変機構について詳述する。
図２ＡおよびＢは、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａとの連結部分を説明するための図であり、図２Ａには、図１の一点鎖線で囲まれた部分の拡大図を示し、図２Ｂには、図２ＡのＩＩ（ｂ）―ＩＩ（ｂ）線に沿った断面を示す。
図２ＡおよびＢに示すように、クロスヘッドピン１１４ａには、ピストンロッド１１２ａの他端が挿入される。具体的に、クロスヘッドピン１１４ａには、クロスヘッドピン１１４ａの軸方向（図２Ｂ中、左右方向）に垂直に延びる連結穴１６０が形成されている。この連結穴１６０は油圧室となっており、この油圧室に、ピストンロッド１１２ａの他端（端部）が挿入（進入）されている。このように、連結穴１６０にピストンロッド１１２ａの他端が挿入されることで、クロスヘッドピン１１４ａと、ピストンロッド１１２ａが連結される。
より詳細には、ピストンロッド１１２ａには、ピストンロッド１１２ａの外径が一端側よりも大きい大径部１６２ａと、大径部１６２ａよりも他端側に位置し、大径部１６２ａよりも外径が小さい小径部１６２ｂが形成されている。
そして、連結穴１６０は、ピストン１１２側に位置する大径穴部１６４ａと、大径穴部１６４ａに対して連結棒１１６側に、大径穴部１６４ａと連続して形成され、大径穴部１６４ａよりも内径が小さい小径穴部１６４ｂとを有している。
ピストンロッド１１２ａの小径部１６２ｂは、連結穴１６０の小径穴部１６４ｂに挿入可能であって、ピストンロッド１１２ａの大径部１６２ａは、連結穴１６０の大径穴部１６４ａに挿入可能な寸法となっている。小径穴部１６４ｂの内周面には、Ｏリングで構成される第１シール部材Ｏ１が配される。
ピストンロッド１１２ａの大径部１６２ａよりピストンロッド１１２ａの一端側には、連結穴１６０よりも外径が大きい固定蓋１６６が固定されている。固定蓋１６６は、環状部材であって、ピストンロッド１１２ａがピストンロッド１１２ａの一端側から挿通されている。ピストンロッド１１２ａが挿通される固定蓋１６６の内周面には、Ｏリングで構成される第２シール部材Ｏ２が配される。
クロスヘッドピン１１４ａの、ピストン１１２側を向く外周面には、クロスヘッドピン１１４ａの径方向に窪んだ窪み１１４ｃが形成されており、この窪み１１４ｃに固定蓋１６６が当接する。
また、クロスヘッドピン１１４ａの内部のうち、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａとの連結部分には、第１油圧室１６８ａ（油圧室）および第２油圧室１６８ｂが形成されている。
第１油圧室１６８ａは、大径部１６２ａと小径部１６２ｂの外径差による段差面と、大径穴部１６４ａの内周面と、大径穴部１６４ａと小径穴部１６４ｂの内径差による段差面によって囲まれた空間である。
第２油圧室１６８ｂは、大径部１６２ａのうち、ピストンロッド１１２ａの一端側の端面と、大径穴部１６４ａの内周面と、固定蓋１６６によって囲まれた空間である。つまり、ピストンロッド１１２ａの大径部１６２ａによって、大径穴部１６４ａが、ピストンロッド１１２ａの一端側と他端側とに区画される。そして、ピストンロッド１１２ａの大径部１６２ａよりも他端側に区画された大径穴部１６４ａによって第１油圧室１６８ａが形成され、ピストンロッド１１２ａの大径部１６２ａよりも一端側に区画された大径穴部１６４ａによって第２油圧室１６８ｂが形成されている。
第１油圧室１６８ａには、供給油路１７０ａおよび排油路１７０ｂが連通している。供給油路１７０ａは、一端が大径穴部１６４ａの内周面（大径穴部１６４ａと小径穴部１６４ｂの内径差による段差面）に開口し、他端が後述するプランジャポンプに連通している。排油路１７０ｂは、一端が大径穴部１６４ａと小径穴部１６４ｂの内径差による段差面に開口し、他端が後述するスピル弁に連通している。
第２油圧室１６８ｂには、固定蓋１６６の内壁面に開口する補助油路１７０ｃが連通している。補助油路１７０ｃは、固定蓋１６６とクロスヘッドピン１１４ａとの当接部分を介してクロスヘッドピン１１４ａの内部を通り、油圧ポンプに連通している。
図３ＡおよびＢは、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置の変化を説明するための図であり、図３Ａでは、ピストンロッド１１２ａが連結穴１６０に浅く進入した状態を示し、図３Ｂでは、ピストンロッド１１２ａが連結穴１６０に深く進入した状態を示す。
第１油圧室１６８ａは、ピストン１１２のストローク方向の長さが可変となっており、第１油圧室１６８ａに非圧縮性の作動油を供給した状態で第１油圧室１６８ａを密閉すると、作動油が非圧縮性であることから、図３Ａの状態を維持可能となっている。
そして、スピル弁が開口すると、ピストン１１２の往復移動によるピストンロッド１１２ａおよびクロスヘッドピン１１４ａからの圧縮荷重によって、作動油が第１油圧室１６８ａから排油路１７０ｂを通ってスピル弁側に排出される。その結果、図３Ｂに示すように、第１油圧室１６８ａのピストン１１２のストローク方向の長さが短くなる。一方、第２油圧室１６８ｂは、ピストン１１２のストローク方向の長さが長くなる。
第１油圧室１６８ａおよび第２油圧室１６８ｂのピストン１１２のストローク方向の長さが変更された分、ピストンロッド１１２ａがクロスヘッドピン１１４ａの連結穴１６０（油圧室）に進入する進入位置（進入深さ）が変化する。このように、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置を変化させることで、ピストン１１２の上死点および下死点の位置を可変としている。
ところで、図３Ｂに示す状態でピストン１１２が上死点に到達したとき、クロスヘッドピン１１４ａの、ピストン１１２のストローク方向の位置は、連結棒１１６によって固定されている。一方、ピストンロッド１１２ａは、クロスヘッドピン１１４ａに連結されているものの、第２油圧室１６８ｂの分だけ、そのストローク方向に遊びが生じている。
そのため、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００の回転数によってはピストンロッド１１２ａの慣性力が大きくなり、ピストンロッド１１２ａがピストン１１２側に移動しすぎてしまう可能性がある。このように上死点位置のずれが生じないように、第２油圧室１６８ｂには、補助油路１７０ｃを介して油圧ポンプからの油圧を作用させ、ストローク方向に沿ったピストンロッド１１２ａの移動を抑えている。
また、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００は、比較的低速の回転数で用いられるため、ピストンロッド１１２ａの慣性力が小さい。したがって、第２油圧室１６８ｂに供給する油圧が低くても、上死点位置のずれを抑えることができる。
また、ピストンロッド１１２ａには、ピストンロッド１１２ａ（大径部１６２ａ）の外周面から径方向内側に向かう流路穴１７２が設けられている。また、クロスヘッドピン１１４ａには、クロスヘッドピン１１４ａの外周面側から連結穴１６０（大径穴部１６４ａ）まで貫通する貫通孔１７４が設けられている。貫通孔１７４は、油圧ポンプと連通している。
また、流路穴１７２と貫通孔１７４は、ピストンロッド１１２ａの径方向にて対向しており、流路穴１７２と貫通孔１７４が連通している。流路穴１７２の外周面側の端部は、流路穴１７２の他の部位よりも、ピストン１１２のストローク方向（図３ＡおよびＢ中、上下方向）の流路幅が広く形成されており、図３ＡおよびＢに示すように、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置が変わっても、流路穴１７２と貫通孔１７４の連通状態が維持される。
ピストンロッド１１２ａ（大径部１６２ａ）の外周面には、流路穴１７２の外周面側の端部をピストンロッド１１２ａの軸方向に挟むように、Ｏリングで構成される第３シール部材Ｏ３、第４シール部材Ｏ４が配される。
大径部１６２ａは、流路穴１７２の分だけ、大径穴部１６４ａの内周面に対向する面積が小さくなり、大径穴部１６４ａに対して傾き易くなる。これに対し、小径部１６２ｂが小径穴部１６４ｂにガイドされることで、ピストンロッド１１２ａのストローク方向に対する傾きが抑えられている。
そして、ピストンロッド１１２ａの内部には、ピストン１１２のストローク方向に延び、ピストン１１２およびピストンロッド１１２ａを冷却する冷却油が流通する冷却油路１７６が形成されている。冷却油路１７６は、その内部に配された、ピストン１１２のストローク方向に延びる冷却管１７８によってピストンロッド１１２ａの径方向外側の往路１７６ａと内側の復路１７６ｂに分けられている。流路穴１７２は、冷却油路１７６のうちの往路１７６ａに開口している。
油圧ポンプから供給された冷却油は、貫通孔１７４、流路穴１７２を介して冷却油路１７６の往路１７６ａに流入する。往路１７６ａと復路１７６ｂは、ピストン１１２の内部で連通しており、往路１７６ａを流れた冷却油は、ピストン１１２の内壁に到達すると復路１７６ｂを通って、小径部１６２ｂ側に戻る。冷却油路１７６の内壁およびピストン１１２の内壁に冷却油が接触することで、ピストン１１２が冷却される。
また、クロスヘッドピン１１４ａには、クロスヘッドピン１１４ａの軸方向に延びる出口孔１８０が形成されており、小径穴部１６４ｂは、出口孔１８０に連通している。ピストン１１２を冷却した後に、冷却油路１７６から小径穴部１６４ｂに流入した冷却油は、出口孔１８０を通って、クロスヘッドピン１１４ａ外に排出され、タンクに還流する。
第１油圧室１６８ａおよび第２油圧室１６８ｂに供給される作動油と、冷却油路１７６に供給される冷却油は、いずれも同じタンクに還流して同じ油圧ポンプで昇圧される。そのため、油圧を作用させる作動油の供給と、冷却用の冷却油の供給を、１つの油圧ポンプで遂行でき、コストを低減することが可能となる。
ピストン１１２の圧縮比を可変とする可変機構には、上記の第１油圧室１６８ａに加えて、第１油圧室１６８ａの油圧を調整する油圧調整機構を含んで構成される。続いて、油圧調整機構について詳述する。
図４は、プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４の配置を説明するための図であり、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００のうち、クロスヘッド１１４近傍の外観および部分断面を示す。プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４は、それぞれ、図４にクロスハッチングで示すクロスヘッドピン１１４ａに固定されている。
プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４それぞれの下方には、クロスヘッド１１４の往復移動をガイドする２つのガイド板１８６ａに両端が固定され、両ガイド板１８６ａを支持する機関架橋１８６ｂが配されている。機関架橋１８６ｂには、第１カム板１８８および第２カム板１９０が載置されており、第１カム板１８８および第２カム板１９０は、それぞれ、第１アクチュエータ１９２および第２アクチュエータ１９４によって、機関架橋１８６ｂ上を図４中、左右の向きに移動可能となっている。
プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４は、ピストン１１２のストローク方向にクロスヘッドピン１１４ａと一体に往復移動する。一方、第１カム板１８８および第２カム板１９０は、機関架橋１８６ｂ上にあって、機関架橋１８６ｂに対してピストン１１２のストローク方向には移動しない。
図５は、油圧調整機構１９６の構成を説明するための図である。図５に示すように、油圧調整機構１９６は、プランジャポンプ１８２と、スピル弁１８４と、第１カム板１８８と、第２カム板１９０と、第１アクチュエータ１９２と、第２アクチュエータ１９４と、第１切換弁１９８と、第２切換弁２００と、位置センサ２０２と、油圧制御部２０４とを含んで構成される。
プランジャポンプ１８２は、ポンプシリンダ１８２ａと、プランジャ１８２ｂとを含んで構成される。ポンプシリンダ１８２ａの内部には、油圧ポンプＰに連通する油路を介して、作動油が導かれる。プランジャ１８２ｂは、ポンプシリンダ１８２ａ内をストローク方向に移動するとともに、その一端がポンプシリンダ１８２ａから突出する。
第１カム板１８８は、ピストン１１２のストローク方向に対して傾斜する傾斜面１８８ａを有し、プランジャポンプ１８２のストローク方向の下方に配置されている。そして、プランジャポンプ１８２がクロスヘッドピン１１４ａとともにストローク方向に移動すると、下死点に近いクランク角において、ポンプシリンダ１８２ａから突出したプランジャ１８２ｂの一端が、第１カム板１８８の傾斜面１８８ａに接触する。
そして、プランジャ１８２ｂは、第１カム板１８８の傾斜面１８８ａから、クロスヘッド１１４の往復移動の力に対向する反力を受けて、ポンプシリンダ１８２ａ内に押し込まれる。プランジャポンプ１８２は、プランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａ内に押し込まれることで、ポンプシリンダ１８２ａ内の作動油を第１油圧室１６８ａに供給（圧入）する。
第１アクチュエータ１９２は、例えば、第１切換弁１９８を介して供給される作動油の油圧によって作動し、第１カム板１８８をストローク方向と交差する方向（ここでは、ストローク方向に垂直な方向）に移動させる。すなわち、第１アクチュエータ１９２は、第１カム板１８８の移動により、第１カム板１８８のプランジャ１８２ｂに対する相対位置を変化させる。
このように、第１カム板１８８がストローク方向に垂直な方向に移動すると、プランジャ１８２ｂと第１カム板１８８とのストローク方向における接触位置が相対変化する。例えば、図５中、左側に第１カム板１８８が移動すると、接触位置はストローク方向の上方に変位し、図５中、右側に第１カム板１８８が移動すると、接触位置はストローク方向の下方に変位する。そして、この接触位置によってポンプシリンダ１８２ａに対する最大押し込み量が設定される。
スピル弁１８４は、本体１８４ａと、弁体１８４ｂと、ロッド１８４ｃとを含んで構成される。スピル弁１８４の本体１８４ａの内部には、第１油圧室１６８ａから排出された作動油が流通する内部流路が形成されている。弁体１８４ｂは、本体１８４ａ内の内部流路に配される。ロッド１８４ｃの一端が本体１８４ａ内の弁体１８４ｂに対向するとともに、他端が本体１８４ａから突出している。
第２カム板１９０は、ストローク方向に対して傾斜する傾斜面１９０ａを有し、ロッド１８４ｃのストローク方向の下方に配置されている。そして、スピル弁１８４がクロスヘッドピン１１４ａとともにストローク方向に移動すると、下死点に近いクランク角において、スピル弁１８４の本体１８４ａから突出したロッド１８４ｃの一端が、第２カム板１９０の傾斜面１９０ａに接触する。
そして、ロッド１８４ｃは、第２カム板１９０の傾斜面１９０ａから、クロスヘッド１１４の往復移動の力に対向する反力を受けて、本体１８４ａ内に押し込まれる。スピル弁１８４は、ロッド１８４ｃが本体１８４ａ内に所定量以上押し込まれることで弁体１８４ｂが移動し、スピル弁１８４の内部流路を作動油が流通可能となって、第１油圧室１６８ａからタンクＴに向かって作動油が排出される。
第２アクチュエータ１９４は、例えば、第２切換弁２００を介して供給される作動油の油圧によって作動し、第２カム板１９０をストローク方向と交差する方向（ここでは、ストローク方向に垂直な方向）に移動させる。すなわち、第２アクチュエータ１９４は、第２カム板１９０の移動により、第２カム板１９０のロッド１８４ｃに対する相対位置を変化させる。
第２カム板１９０の相対位置に応じて、ロッド１８４ｃと第２カム板１９０とのストローク方向における接触位置が変化する。例えば、図５中、左側に第２カム板１９０が移動すると、接触位置はストローク方向の上方に変位し、図５中、右側に第２カム板１９０が移動すると、接触位置はストローク方向の下方に変位する。そして、この接触位置によってスピル弁１８４に対する最大押し込み量が設定される。
位置センサ２０２は、ピストンロッド１１２ａのストローク方向の位置を検知して、ストローク方向の位置を示す信号を出力する。
油圧制御部２０４は、位置センサ２０２からの信号を取得し、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置を特定する。そして、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置が、設定位置となるように、第１アクチュエータ１９２および第２アクチュエータ１９４を駆動させて、第１油圧室１６８ａ内の油圧（作動油の油量）を調整する。
このように、油圧調整機構１９６は、第１油圧室１６８ａに作動油を供給、もしくは、第１油圧室１６８ａから作動油を排出する。続いて、プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４の具体的な構成について詳述する。
図６ＡおよびＢは、プランジャポンプ１８２の構成を説明するための図であり、プランジャ１８２ｂの中心軸を含む面による断面を示す。図６Ａに示すように、ポンプシリンダ１８２ａには、油圧ポンプＰから供給された作動油が流入する流入口１８２ｃと、ポンプシリンダ１８２ａから第１油圧室１６８ａに向かって作動油が排出される排出口１８２ｄが設けられている。
流入口１８２ｃから流入した作動油は、ポンプシリンダ１８２ａ内の貯油室１８２ｅに貯留される。そして、図６Ｂに示すように、プランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａに押し込まれると、貯油室１８２ｅの作動油は、プランジャ１８２ｂに押圧されて、排出口１８２ｄから第１油圧室１６８ａに供給される。
付勢部１８２ｆは、例えば、コイルバネで構成され、一端がポンプシリンダ１８２ａに固定されるとともに、他端がプランジャ１８２ｂに固定されている。そして、プランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａに押し込まれると、プランジャ１８２ｂを押し戻す付勢力をプランジャ１８２ｂに作用させる。
そのため、図６Ｂに示す状態で、クロスヘッドピン１１４ａの移動に伴って、プランジャ１８２ｂが第１カム板１８８から離れる向きに移動すると、プランジャ１８２ｂは、付勢部１８２ｆの付勢力に従って、図６Ａに示す位置に戻る。抜け止め部材１８２ｇは、プランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａから抜け落ちないように、プランジャ１８２ｂのポンプシリンダ１８２ａから突出する方向への移動を規制する。このようなプランジャ１８２ｂの移動の過程において、流入口１８２ｃから貯油室１８２ｅに作動油が流入する。貯油室１８２ｅに流入した作動油は、次にプランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａに押し込まれるときに、排出口１８２ｄから第１油圧室１６８ａに向かって供給される。
流入口１８２ｃと貯油室１８２ｅを連通する油路には、逆止弁１８２ｈが設けられており、貯油室１８２ｅから流入口１８２ｃに向かって作動油が逆流しない構造となっている。
また、貯油室１８２ｅと排出口１８２ｄを連通する油路には、逆止弁１８２ｉが設けられており、排出口１８２ｄから貯油室１８２ｅに向かって作動油が逆流しない構造となっている。
２つの逆止弁１８２ｈ、１８２ｉによって、作動油は、流入口１８２ｃから排出口１８２ｄに向かって一方向に流れる。
図７ＡおよびＢは、スピル弁１８４の構成を示す図であり、ロッド１８４ｃの中心軸を含む面による断面を示す。図７Ａに示すように、スピル弁１８４の本体１８４ａには、第１油圧室１６８ａから排出された作動油が流入する流入口１８４ｄと、スピル弁１８４の本体１８４ａ内からタンクＴに向かって作動油が排出される排出口１８４ｅが設けられている。
流入口１８４ｄから流入した作動油は、本体１８４ａ内の内部流路１８４ｆを流通する。弁体１８４ｂは、内部流路１８４ｆに配されており、内部流路１８４ｆをストローク方向に移動可能となっている。
そして、弁体１８４ｂは、ストローク方向に移動することで、図７Ａに示すように内部流路１８４ｆを閉塞する閉位置と、図７Ｂに示すように内部流路１８４ｆにおける作動油の流通を可能とする開位置とに変位する。
ロッド１８４ｃの一端は弁体１８４ｂとストローク方向に対向しており、ロッド１８４ｃが本体１８４ａ内に押し込まれることで、弁体１８４ｂがロッド１８４ｃに押圧されて図７Ｂに示す開位置に変位する。
付勢部１８４ｇは、例えば、コイルバネで構成され、一端がスピル弁１８４の本体１８４ａに固定されるとともに、他端が弁体１８４ｂに固定されている。付勢部１８４ｇは、常時、弁体１８４ｂが内部流路１８４ｆを閉塞する向きに付勢力を作用させている。そして、ロッド１８４ｃは、スピル弁１８４の本体１８４ａに押し込まれると、付勢部１８４ｇの付勢力に抗して弁体１８４ｂを押圧する。このとき、付勢部１８４ｇは、弁体１８４ｂを押し戻す付勢力を弁体１８４ｂに作用させる。
そのため、図７Ｂに示すように弁体１８４ｂが開位置にあるとき、クロスヘッドピン１１４ａの移動に伴って、ロッド１８４ｃが第２カム板１９０から離れると、弁体１８４ｂは、付勢部１８４ｇの付勢力に従って、図７Ａに示す閉位置に戻る。このとき、抜け止め部材１８４ｈは、ロッド１８４ｃがスピル弁１８４の本体１８４ａから抜け落ちないように、本体１８４ａから突出する方向へのロッド１８４ｃの移動を規制する。
図８Ａ～Ｄは、可変機構の動作を説明するための図である。図８Ａでは、ロッド１８４ｃと第２カム板１９０の接触位置が比較的高い位置となるように、第２カム板１９０の相対位置が調整されている。そのため、下死点に近いクランク角において、スピル弁１８４の本体１８４ａにロッド１８４ｃが深くまで押し込まれ、スピル弁１８４が開いて、第１油圧室１６８ａから作動油が排出される。このとき、第２油圧室１６８ｂには油圧ポンプＰの油圧が作用していることから、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置が安定して保持されている。
この状態において、ピストン１１２の上死点は低くなっている（クロスヘッドピン１１４ａ側に近くなっている）。すなわち、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００の圧縮比は小さくなっている。
そして、油圧制御部２０４は、ＥＣＵ（Engine Control Unit）などの上位の制御部からユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００の圧縮比を大きくする指示を受けると、図８Ｂに示すように、第２カム板１９０を図８Ｂ中、右側に移動させる。その結果、ロッド１８４ｃと第２カム板１９０の接触位置が低くなり、下死点に近いクランク角においても、ロッド１８４ｃが本体１８４ａ内に押し込まれなくなり、ピストン１１２のストローク位置に拘わらず、スピル弁１８４が閉じた状態に維持される。すなわち、第１油圧室１６８ａ内の作動油が排出されなくなる。
そして、油圧制御部２０４は、図８Ｃに示すように、第１カム板１８８を図８Ｃ中、左側に移動させる。その結果、プランジャ１８２ｂと第１カム板１８８の接触位置が高くなる。そして、下死点に近いクランク角において、プランジャ１８２ｂが第１カム板１８８からの反力によってポンプシリンダ１８２ａ内に押し込まれると、ポンプシリンダ１８２ａ内の作動油が第１油圧室１６８ａに圧入される。
その結果、油圧によってピストンロッド１１２ａが押し上げられ、図８Ｃに示すように、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置が変位し、ピストン１１２の上死点が高くなる（クロスヘッドピン１１４ａ側から遠くなる）。すなわち、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００の圧縮比は大きくなる。
プランジャポンプ１８２は、ピストン１１２の１ストローク毎に、プランジャポンプ１８２の貯油室１８２ｅに蓄えられた作動油を、第１油圧室１６８ａに圧入する。この実施形態では、貯油室１８２ｅの最大容積に対して、第１油圧室１６８ａの最大容積が複数倍ある。そのため、プランジャポンプ１８２がピストン１１２のストローク何回分、動作をするかによって、第１油圧室１６８ａに圧入される作動油の量を調整し、ピストンロッド１１２ａの押し上げ量を調整することが可能となっている。
ピストンロッド１１２ａとクロスヘッドピン１１４ａの相対的な位置が所望の位置となると、油圧制御部２０４は、第１カム板１８８を図８Ｄ中、右側に移動させ、プランジャ１８２ｂと第１カム板１８８の接触位置を低くする。こうして、下死点に近いクランク角においても、プランジャ１８２ｂがポンプシリンダ１８２ａ内に押し込まれることがなく、プランジャポンプ１８２が作動しなくなる。すなわち、第１油圧室１６８ａへの作動油の圧入が停止する。
こうして、油圧調整機構１９６は、第１油圧室１６８ａに対するストローク方向のピストンロッド１１２ａの進入位置を調整する。可変機構は、油圧調整機構１９６によって第１油圧室１６８ａの油圧を調整し、ピストンロッド１１２ａとクロスヘッド１１４のストローク方向の相対的な位置を変更することで、ピストン１１２の上死点および下死点の位置を可変とする。
図９は、クランク角とプランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４の動作タイミングを説明するための図である。図９においては、説明の便宜上、第１カム板１８８の傾斜面１８８ａとの接触位置が異なる２つのプランジャポンプ１８２を並べて示すが、実際には、プランジャポンプ１８２は１つであって、第１カム板１８８が移動することで、プランジャポンプ１８２との接触位置が変位する。また、スピル弁１８４および第２カム板１９０は図示を省略する。
図９に示すように、下死点手前から下死点までのクランク角の範囲を角ａとし、下死点から角ａと同じ大きさの位相角分のクランク角の範囲を角ｂとする。また、上死点手前から上死点までのクランク角の範囲を角ｃとし、上死点から角ｃと同じ大きさの位相角分のクランク角の範囲を角ｄとする。
プランジャポンプ１８２と第１カム板１８８の相対位置が、図９中、右側に示すプランジャポンプ１８２で示される状態であるとき、プランジャポンプ１８２のプランジャ１８２ｂは、第１カム板１８８の傾斜面１８８ａと、クランク角が角ａの開始位置で接触を開始し、下死点を超えて角ｂの終了位置で接触が解除される。図９中、プランジャポンプ１８２のストローク幅を幅ｓで示す。
また、プランジャポンプ１８２と第１カム板１８８の相対位置が、図９中、左側に示すプランジャポンプ１８２で示される状態であるとき、プランジャポンプ１８２のプランジャ１８２ｂは、クランク角が下死点となる位置で傾斜面１８８ａと接触するものの、プランジャ１８２ｂはポンプシリンダ１８２ａに押し込まれることなく、すぐに接触が解除される。
このように、プランジャポンプ１８２は、クランク角が角ａの範囲にあるとき動作する。具体的には、クランク角が角ａの範囲にあるとき、プランジャポンプ１８２は、作動油を第１油圧室１６８ａに圧入する。
また、スピル弁１８４は、クランク角が角ｂの範囲にあるとき動作する。具体的には、クランク角が角ｂの範囲にあるとき、スピル弁１８４は、作動油を第１油圧室１６８ａから排出する。
ここでは、プランジャポンプ１８２は、クランク角が角ａの範囲にあるとき動作し、スピル弁１８４は、クランク角が角ｂの範囲にあるとき動作する場合について説明した。しかし、プランジャポンプ１８２は、クランク角が角ｃの範囲にあるとき動作し、スピル弁１８４は、クランク角が角ｄの範囲にあるとき動作してもよい。この場合、クランク角が角ｃの範囲にあるとき、プランジャポンプ１８２は、作動油を第１油圧室１６８ａに圧入する。また、クランク角が角ｄの範囲にあるとき、スピル弁１８４は、作動油を第１油圧室１６８ａから排出する。
上死点や下死点以外のストローク範囲でプランジャポンプ１８２やスピル弁１８４を動作させる場合、第１カム板１８８、第２カム板１９０、第１アクチュエータ１９２、第２アクチュエータ１９４などを、プランジャポンプ１８２やスピル弁１８４の往復移動に同期させて移動させなければならない。しかし、本実施形態のように、上死点や下死点付近で、プランジャポンプ１８２やスピル弁１８４を動作させることで、このような同期機構を設けずともよく、コストを低減することが可能となる。
ただし、クランク角が下死点を挟んだ角度範囲（角ａ、角ｂ）においてプランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４が動作する場合の方が、シリンダ１１０内の圧力は低いことから、プランジャポンプ１８２から第１油圧室１６８ａに作動油を容易に圧入することが可能となる。また、スピル弁１８４から排出される作動油の油圧も低く、キャビテーションの発生を抑え、スピル弁１８４を作動させる荷重を低く抑えることが可能となる。さらに、作動油の圧力が高いことからピストン１１２の位置が不安定になるといった事態を回避することが可能となる。
上述したように、ユニフロー掃気式２サイクルエンジン１００は、ピストンロッド１１２ａおよびクロスヘッド１１４のピストン１１２のストローク方向の相対的な位置を変更する可変機構を備え、簡易な構造で、稼働させたまま圧縮比を変更することが可能となる。
また、連結穴１６０に対するピストンロッド１１２ａの進入位置を、油圧によって調整する構成を採用しているため、高温に対する耐久性に優れ、かつ、圧縮比の微調整も遂行可能となる。
また、クロスヘッド１１４の往復移動の力を利用して、プランジャポンプ１８２が作動油を第１油圧室１６８ａに圧入する構成であることから、高圧を発生させる油圧ポンプが不要となり、コストを低減することが可能となる。
また、第１カム板１８８と第１アクチュエータ１９２によって、ポンプシリンダ１８２ａに対するプランジャ１８２ｂの最大押し込み量が調整可能であることから、作動油の圧入量を調整して、圧縮比の微調整が容易に可能となる。例えば、１ストロークで貯油室１８２ｅの最大容積分の作動油を、第１油圧室１６８ａに圧入してもよいし、第１カム板１８８の相対位置を調整して、１ストロークで貯油室１８２ｅの最大容積の半分の量の作動油を、第１油圧室１６８ａに圧入してもよい。このように、１ストロークで第１油圧室１６８ａに圧入する作動油の量を、貯油室１８２ｅの最大容積の範囲内で任意に設定することが可能となる。
例えば、第１油圧室１６８ａから作動油が漏れる場合、その漏れ量分を補充できるように、常に、プランジャポンプ１８２から作動油を第１油圧室１６８ａに圧入するように、１ストロークで第１油圧室１６８ａに圧入する作動油の量を設定してもよい。
また、第１カム板１８８に傾斜面１８８ａを設けていることから、第１アクチュエータ１９２は、第１カム板１８８を水平方向に移動させるだけで、１ストロークで第１油圧室１６８ａに圧入する作動油の量を容易に設定することができる。
また、クロスヘッド１１４の往復移動の力を利用して、スピル弁１８４を開閉する構成であることから、スピル弁１８４を開くために、高圧を発生させる油圧ポンプが不要となり、コストを低減することが可能となる。
また、第２カム板１９０と第２アクチュエータ１９４によって、スピル弁１８４の本体１８４ａに対するロッド１８４ｃの最大押し込み量が調整可能であることから、１ストローク当たりの作動油の排出量を調整して、圧縮比の微調整が容易に可能となっている。
また、第２カム板１９０に傾斜面１９０ａを設けていることから、第２アクチュエータ１９４は、第２カム板１９０を水平方向に移動させるだけで、１ストロークで第１油圧室１６８ａから排出する作動油の量を容易に設定することができる。
上述した実施形態では、第１アクチュエータ１９２および第２アクチュエータ１９４は、第１カム板１８８および第２カム板１９０の、プランジャ１８２ｂおよびロッド１８４ｃに対する相対位置を変化させる場合について説明した。しかし、第１アクチュエータ１９２および第２アクチュエータ１９４は、第１カム板１８８および第２カム板１９０の姿勢を変えることで、第１カム板１８８および第２カム板１９０との接触位置を変えてもよい。
また、上述した実施形態では、油圧調整機構１９６として、プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４の両方を備える場合について説明したが、プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４のいずれか一方のみを備えてもよいし、プランジャポンプ１８２およびスピル弁１８４をいずれも備えなくてもよい。いずれにせよ、油圧調整機構１９６は、第１油圧室１６８ａに作動油を供給、もしくは、第１油圧室１６８ａから作動油を排出し、ピストンロッド１１２ａの端部の、第１油圧室１６８ａに対するストローク方向の進入位置を調整することができれば、そのための具体的な構成に限定はない。
以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。
本発明は、ピストンロッドにクロスヘッドが固定されたクロスヘッド型エンジンに利用することができる。
１００　ユニフロー掃気式２サイクルエンジン（クロスヘッド型エンジン）
１１０　シリンダ
１１２　ピストン
１１２ａ　ピストンロッド
１１４　クロスヘッド
１１４ａ　クロスヘッドピン
１１６　連結棒
１１８　クランクシャフト
１６０　連結穴（油圧室）
１６８ａ　第１油圧室（油圧室）
１７６　冷却油路
１８２　プランジャポンプ
１８２ａ　ポンプシリンダ
１８２ｂ　プランジャ
１８４　スピル弁
１８４ａ　本体
１８４ｂ　弁体
１８４ｃ　ロッド
１８４ｆ　内部流路
１８８　第１カム板
１８８ａ　傾斜面
１９０　第２カム板
１９０ａ　傾斜面
１９２　第１アクチュエータ
１９４　第２アクチュエータ
１９６　油圧調整機構

Claims (7)

  1. シリンダと、
    前記シリンダ内を摺動するピストンと、
    前記ピストンに一端が固定されたピストンロッドと、
    前記ピストンロッドの他端側に連結され、前記ピストンと一体に往復移動するクロスヘッドと、
    一端が前記クロスヘッドに支持される連結棒と、
    前記連結棒に連結され、前記ピストンおよび前記クロスヘッドの往復移動に連動して回転するクランクシャフトと、
    前記ピストンロッドと前記クロスヘッドの前記ピストンのストローク方向の相対的な位置を変更することで、前記ピストンの上死点および下死点の位置を可変とする可変機構と、
    を備え、
    前記可変機構が、前記クロスヘッドに設けられ、前記ピストンロッドの端部が進入された油圧室と、前記油圧室に作動油を供給、もしくは、前記油圧室から作動油を排出し、前記ピストンロッドの端部の、前記油圧室に対する前記ストローク方向の進入位置を調整する油圧調整機構と、を備えるクロスヘッド型エンジン。
  2. 前記油圧調整機構が、内部に作動油が導かれるポンプシリンダと、前記ポンプシリンダ内を前記ストローク方向に移動するとともに一端が前記ポンプシリンダから突出するプランジャとを有し、前記プランジャが前記ポンプシリンダ内に押し込まれることで、前記ポンプシリンダ内の作動油を前記油圧室に供給するプランジャポンプをさらに備え、
    前記プランジャポンプが、前記クロスヘッドとともに前記ストローク方向に移動し、前記クロスヘッドの往復移動の力に対向する反力を受けて前記プランジャが前記ポンプシリンダ内に押し込まれる請求項１に記載のクロスヘッド型エンジン。
  3. 前記油圧調整機構が、前記プランジャポンプの前記ストローク方向の移動に伴って前記プランジャに接触する第１カム板と、前記第１カム板を移動させ、前記第１カム板の姿勢もしくは前記プランジャに対する相対位置を変化させる第１アクチュエータと、をさらに備え、
    前記プランジャは、前記第１カム板の姿勢もしくは相対位置に応じて、前記第１カム板との前記ストローク方向における接触位置が変化するとともに、前記接触位置によって前記ポンプシリンダに対する最大押し込み量が設定される請求項２に記載のクロスヘッド型エンジン。
  4. 前記第１カム板が、前記プランジャの一端に接触する傾斜面を有し、前記第１アクチュエータが、前記第１カム板を前記ストローク方向と交差する方向に移動させる請求項３に記載のクロスヘッド型エンジン。
  5. 前記油圧調整機構が、前記油圧室から排出された作動油が流通する内部流路が形成された本体と、前記内部流路を前記ストローク方向に移動して前記内部流路を閉塞する閉位置と前記内部流路における作動油の流通を可能とする開位置とに変位する弁体と、一端が前記弁体と前記ストローク方向に対向するとともに他端が前記本体から突出するロッドとを有し、前記ロッドが前記本体内に押し込まれることで、前記弁体が前記ロッドに押圧されて開位置に変位するスピル弁をさらに備え、
    前記スピル弁が、前記クロスヘッドとともに前記ストローク方向に移動し、前記クロスヘッドの往復移動の力に対向する反力を受けて前記ロッドが前記本体内に押し込まれる請求項１から４のいずれか１項に記載のクロスヘッド型エンジン。
  6. 前記油圧調整機構が、前記スピル弁の前記ストローク方向の移動に伴って前記ロッドに接触する第２カム板と、前記第２カム板を移動させ、前記第２カム板の姿勢もしくは前記ロッドに対する相対位置を変化させる第２アクチュエータと、をさらに備え、
    前記ロッドは、前記第２カム板の姿勢もしくは相対位置に応じて、前記第２カム板との前記ストローク方向における接触位置が変化するとともに、前記接触位置によって前記スピル弁に対する最大押し込み量が設定される請求項５に記載のクロスヘッド型エンジン。
  7. 前記第２カム板が、前記ロッドの一端に接触する傾斜面を有し、
    前記第２アクチュエータが、前記第２カム板を前記ストローク方向と交差する方向に移動させる請求項６に記載のクロスヘッド型エンジン。
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