WO2019093428A1 - 舶用ディーゼルエンジン - Google Patents

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WO2019093428A1
WO2019093428A1 PCT/JP2018/041520 JP2018041520W WO2019093428A1 WO 2019093428 A1 WO2019093428 A1 WO 2019093428A1 JP 2018041520 W JP2018041520 W JP 2018041520W WO 2019093428 A1 WO2019093428 A1 WO 2019093428A1
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WO
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turbine
pressure stage
supercharger
exhaust gas
engine body
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/041520
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English (en)
French (fr)
Inventor
吉川　秀一
純 樋口
Original Assignee
株式会社ジャパンエンジンコーポレーション
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/08—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/013—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a marine diesel engine mounted on a ship.
  • a marine diesel engine to which a plurality of superchargers such as a two-stage supercharger are applied is known as a means for improving the output of the engine body and the fuel efficiency.
  • the combustion gas such as air is compressed in two stages and fed to the engine body by rotating the compressor together with the turbine using the exhaust gas discharged from the engine body as a power source.
  • a two-stage turbocharged diesel engine equipped with a high pressure turbocharger and a low pressure turbocharger is disclosed.
  • the diesel engine described in Patent Document 1 has a structure in which a high-pressure stage turbocharger and a low-pressure stage turbocharger are integrated on one side of an engine body.
  • the low pressure supercharger is disposed close to one side of the engine main body in consideration of being large and heavy as compared with the high pressure supercharger.
  • the high-pressure stage turbocharger is disposed side by side with the low-pressure stage turbocharger (that is, in a direction perpendicular to the rotational axes of the turbine and the compressor) with a distance from the one side of the engine body to the outside. It is done.
  • the diesel engine described in Patent Document 2 has a structure in which a high-pressure stage turbocharger and a low-pressure stage turbocharger are distributed to both end surfaces in the width direction of the engine body.
  • the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger are disposed side by side in a state of being separated from each other by the width dimension of the engine body.
  • Patent No. 6109040 Patent No. 6109041
  • the exhaust gas generated in the engine body is sequentially discharged to the turbines of the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger through piping in order to drive the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger.
  • the heat dissipation and pressure loss of the exhaust gas tend to increase with the flow of the exhaust gas through the piping.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to provide a marine diesel engine capable of reducing the energy loss of the exhaust gas that is the power source of the turbine of each turbocharger.
  • a marine diesel engine comprises an engine body which burns fuel and outputs propulsion power of a ship from an output shaft, and exhaust gas discharged from the engine body And a first turbocharger having a radial turbine that rotates in response to the rotation of the radial turbine, and is arranged to face the radial turbine in the rotational axis direction of the radial turbine, and receives and rotates the exhaust gas delivered from the radial turbine Providing a second turbocharger having an axial flow turbine, and a flow pipe disposed between the radial turbine and the axial flow turbine and circulating the exhaust gas from the radial turbine to the axial flow turbine It features.
  • the marine diesel engine according to the present invention is characterized in that, in the above-mentioned invention, an exhaust pipe for discharging the exhaust gas in a radial direction of the radial turbine from the engine body toward the radial turbine.
  • the marine diesel engine according to the present invention is characterized in that, in the above invention, the rotary shaft of the radial turbine and the rotary shaft of the axial flow turbine are located on the same axis.
  • the marine diesel engine according to the present invention is characterized in that, in the above invention, the rotary shaft of the radial turbine and the rotary shaft of the axial flow turbine are parallel to the output shaft of the engine body. Do.
  • a first cooler for cooling a combustion gas compressed by a compressor of the second turbocharger, and the first turbocharger is disposed above the first cooler, and the first A feeder is characterized in that it is disposed above the second cooler.
  • the engine body includes an exhaust manifold, and the first and second turbochargers are compared with the exhaust manifold. It is characterized in that it is disposed below the height direction of the engine body.
  • the marine diesel engine according to the present invention is characterized in that, in the above-mentioned invention, the flow pipe includes an expandable pipe which can be expanded and contracted in the rotation axis direction.
  • the marine diesel engine according to the present invention is characterized in that, in the above-mentioned invention, the second supercharger is a large-sized supercharger as compared with the first supercharger.
  • FIG. 1 is a schematic view showing an example of the configuration of a marine diesel engine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic view showing an example of the arrangement configuration of the high-pressure stage turbine and the low-pressure stage turbine according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic view showing an example of the configuration of a marine diesel engine according to an embodiment of the present invention.
  • the marine diesel engine 10 according to this embodiment includes an engine body 1, a two-stage turbocharger 11 for supercharging combustion gas to the engine body 1, and a two-stage turbocharger 11.
  • the intercooler 15 cools the combustion gas after the first-stage compression by the second stage, and the cooler 16 cools the combustion gas after the second-stage compression by the two-stage supercharger 11.
  • the marine diesel engine 10 includes air supply pipes 101, 102, and 103 as air supply pipes, and exhaust pipes 111, 112, 113, and 114 as exhaust pipes.
  • the exhaust pipes 112 and 113 are pipes of the two-stage supercharger 11.
  • solid arrows indicate the flow of exhaust gas from the engine main body 1
  • broken arrows indicate the flow of combustion gas.
  • the engine body 1 is a propulsion engine (main engine) that drives and rotates a propeller for propulsion of a ship through a propeller shaft.
  • the engine body 1 is a two-stroke diesel engine such as a uniflow swept exhaust crosshead diesel engine.
  • the engine body 1 is provided with a base plate 2 located on the lower side (lower side) of the height direction D11 of the engine body 1 and a frame 3 provided on the base plate 2; And a cylinder jacket 4 provided on the frame 3.
  • the base plate 2, the frame 3 and the cylinder jacket 4 are integrally fastened and fixed by a connecting member such as a plurality of tie bolts (not shown) and nuts (not shown) extending in the height direction D 11. It is done.
  • the base plate 2 constitutes a crankcase. Although not shown, the base plate 2 is provided with a propeller shaft and a crankshaft for driving and rotating the propulsion propeller.
  • the crankshaft is rotatably supported by bearings.
  • the lower end of a connecting rod (not shown) is rotatably connected to the crankshaft via a crank.
  • the frame 3 is provided with the connecting rod described above, a piston rod (not shown), and a crosshead (not shown) that rotatably connects the piston rod and the connecting rod.
  • a piston rod (not shown)
  • a crosshead (not shown) that rotatably connects the piston rod and the connecting rod.
  • the lower end of the piston rod and the upper end of the connecting rod are connected to the crosshead.
  • the crosshead is disposed between a pair of guide plates (not shown) fixed to the frame 3 and is slidably supported along the pair of guide plates.
  • a cylinder liner 5 is provided in the cylinder jacket 4 so as to extend from the inside to the top of the cylinder jacket 4, and a cylinder cover 6 is provided on the upper end portion of the cylinder liner 5.
  • the cylinder of the engine body 1 is formed by the cylinder liner 5 and the cylinder cover 6 and the like.
  • a plurality of (six in FIG. 1) cylinders are formed in the engine body 1. Fuel is supplied to each of the plurality of cylinders from a fuel injection pump (not shown).
  • a piston (not shown) is provided reciprocably along the inner wall of the cylinder. The upper end of the above-described piston rod is attached to the lower end of the piston.
  • the engine body 1 is provided with a scavenging air trunk 7 and an exhaust manifold 8.
  • the scavenging air trunk 7 is provided on the cylinder jacket 4 and is in communication with the combustion chamber in each cylinder via a scavenging port (not shown) of the engine body 1.
  • the scavenging air trunk 7 receives a combustion gas such as compressed air, and sends the received combustion gas into the combustion chamber in each cylinder.
  • the exhaust manifold 8 is provided above the cylinder jacket 4 (for example, in the vicinity of the cylinder cover 6), and through the exhaust port (not shown) of the engine body 1 with the combustion chamber in each cylinder It is in communication.
  • the exhaust manifold 8 receives the exhaust gas generated by the combustion of the fuel from the combustion chamber in each cylinder and temporarily stores it, thereby converting the dynamic pressure of the exhaust gas into a static pressure.
  • the engine body 1 having the configuration as described above reciprocates the piston by burning the fuel together with the combustion gas fed from the scavenging trunk 7 in the combustion chamber in each cylinder.
  • the engine body 1 outputs the propulsion of the ship from the output shaft by converting this reciprocating motion into rotational motion of an output shaft such as a propeller shaft or a crankshaft.
  • the engine body 1 makes the flow of the intake and exhaust in each cylinder one direction from the lower side to the upper side so as to eliminate the remaining of the exhaust.
  • the combustion gas is supplied from the scavenging air trunk 7 to the combustion chamber in each cylinder, and the exhaust gas after combustion is discharged from the combustion chamber in each cylinder to the exhaust manifold 8.
  • the height direction D11 of the engine body 1 is the vertical direction, for example, parallel to the direction of the reciprocation of the piston.
  • the width direction D12 of the engine body 1 is parallel to the output shaft direction D2 shown in FIG.
  • the output shaft direction D2 is the longitudinal direction of the output shaft of the engine body 1.
  • the height direction D11 and the width direction D12 are perpendicular to each other.
  • the exhaust gas is a gas discharged to the outside from the engine body 1 through piping and the like.
  • the two-stage type supercharger 11 is an example of a multi-stage type supercharger capable of compressing combustion gas such as air stepwise and using the exhaust gas from the engine body 1 to the engine body 1 .
  • the two-stage supercharger 11 includes a high pressure supercharger 12, a low pressure supercharger 13, a silencer 14, and exhaust pipes 112 and 113.
  • the high pressure stage turbocharger 12 is a first turbocharger (supercharger) that performs supercharging of the combustion gas using the exhaust gas discharged from the engine body 1.
  • the high pressure supercharger 12 includes a high pressure turbine 12 a and a high pressure compressor 12 b.
  • the high-pressure stage turbocharger 12 includes a rotating shaft (a rotating shaft 12 c shown in FIG. 2 described later) that connects the high-pressure stage turbine 12 a and the high-pressure stage compressor 12 b.
  • the high-pressure stage turbine 12a and the high-pressure stage compressor 12b are configured to be able to integrally rotate around the rotation axis as a central axis.
  • the high pressure stage turbine 12 a is a radial turbine that rotates by receiving the exhaust gas discharged from the engine body 1, and is provided to the engine body 1 in a state of being accommodated in a casing.
  • an exhaust pipe 111 is connected to the gas inlet side of the casing of the high-pressure stage turbine 12 a.
  • High-pressure stage turbine 12a can receive exhaust gas from engine body 1 in the radial direction of high-pressure stage turbine 12a (hereinafter simply referred to as turbine radial direction) through exhaust pipe 111, and can rotate the energy of this exhaust gas as a power source Is configured as. Further, as shown in FIG.
  • exhaust pipes 112 and 113 are connected in series in the rotational axis direction D1 of the high pressure turbine 12a on the gas outlet side of the casing of the high pressure turbine 12a.
  • the high pressure turbine 12a is configured to deliver the exhaust gas received in the radial direction of the turbine in the rotational axis direction D1 to flow in the exhaust pipes 112 and 113.
  • the rotation axis direction D1 is the longitudinal direction of the rotation axis of the high-pressure stage turbine 12a.
  • the turbine radial direction is the radial direction of the radial turbine constituting the high-pressure stage turbine 12a (specifically, the radial direction of the turbine disk).
  • the rotational axis direction D1 and the turbine radial direction are perpendicular to each other.
  • the high pressure stage compressor 12 b is a compressor that performs the second stage compression of the combustion gas in the two-stage supercharger 11.
  • the high-pressure stage compressor 12b is constituted by an impeller or the like integrally connected with the high-pressure stage turbine 12a via a rotational shaft, and is an engine body in a state housed in a casing so as to be able to rotate integrally with the high-pressure stage turbine 12a. It is provided in 1.
  • the high pressure stage compressor 12 b is disposed on the opposite side of the low pressure stage turbocharger 13 to the high pressure stage turbine 12 a described above.
  • An air supply pipe 102 communicating with the intercooler 15 is connected to the gas inlet side of the casing of the high-pressure stage compressor 12b.
  • an air supply pipe 103 communicating with the cooler 16 is connected to the gas outlet side of the casing of the high-pressure stage compressor 12b.
  • the low pressure supercharger 13 is a second supercharger (turbocharger) that performs supercharging of the combustion gas using the exhaust gas delivered from the high pressure supercharger 12.
  • the low pressure supercharger 13 includes a low pressure turbine 13 a and a low pressure compressor 13 b.
  • the low pressure supercharger 13 includes a rotating shaft (rotating shaft 13c shown in FIG. 2 described later) connecting the low pressure turbine 13a and the low pressure compressor 13b.
  • the low-pressure stage turbine 13a and the low-pressure stage compressor 13b are configured to be able to integrally rotate around the rotation axis as a central axis.
  • the low pressure stage turbine 13a is an axial flow turbine that receives and rotates the exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12a (radial turbine), and is provided to the engine body 1 in a state of being accommodated in a casing. Specifically, as shown in FIG. 1, the low pressure turbine 13a is disposed to face the high pressure turbine 12a in the rotational axis direction D1 of the high pressure turbine 12a. That is, the rotational axis direction (longitudinal direction of the rotational axis) of the low pressure stage turbine 13a is the same as the rotational axis direction D1 of the high pressure stage turbine 12a. Exhaust pipes 112 and 113 communicating with the high pressure stage turbine 12a are connected to the gas inlet side of the low pressure stage turbine 13a.
  • the low pressure stage turbine 13a is configured to receive the exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12a in the rotational axis direction D1 through the exhaust pipes 112 and 113, and can rotate using the energy of the exhaust gas as a power source. Further, as shown in FIG. 1, an exhaust pipe 114 communicating with a chimney or the like (not shown) for exhausting the exhaust gas to the outside is connected to the gas outlet side of the casing of the low pressure stage turbine 13a. The low pressure stage turbine 13a is configured to cause the exhaust gas received in the rotational axis direction D1 to flow in the exhaust pipe 114 as described above.
  • the low pressure stage compressor 13 b is a compressor that performs the first stage compression of the combustion gas in the two-stage supercharger 11.
  • the low-pressure stage compressor 13b is constituted by an impeller or the like integrally connected with the low-pressure stage turbine 13a via a rotation shaft, and is an engine body in a state housed in the casing so as to be able to rotate integrally with the low-pressure stage turbine 13a. It is provided in 1.
  • the low pressure stage compressor 13b is disposed on the opposite side of the high pressure stage turbocharger 12 to the low pressure stage turbine 13a described above.
  • a silencer 14 is provided on the gas inlet side of the casing of the low-pressure stage compressor 13b.
  • the silencer 14 is for reducing noise when inhaling air (fresh air) from the outside.
  • the suction port of the silencer 14 is provided with a filter (not shown) for preventing suction of foreign matter.
  • an air supply pipe 101 communicating with the intercooler 15 is connected to the gas outlet side of the casing of the low-pressure stage compressor 13b.
  • the exhaust pipe 111 is a pipe that discharges the exhaust gas in the radial direction of the turbine from the engine body 1 toward the high pressure turbine 12a.
  • the exhaust pipe 111 has one end connected to the exhaust manifold 8 and the other end connected to the gas inlet of the casing of the high-pressure stage turbine 12a. It communicates with the inside of the casing of the stage turbine 12a in the radial direction of the turbine.
  • Such an exhaust pipe 111 exhausts the exhaust gas generated in the engine body 1 from the exhaust manifold 8 toward the high pressure turbine 12 a in the radial direction of the turbine.
  • the exhaust pipes 112 and 113 are pipes which are disposed between the high pressure turbine 12a and the low pressure turbine 13a, and constitute a flow pipe for circulating the exhaust gas from the high pressure turbine 12a to the low pressure turbine 13a. Specifically, as shown in FIG. 1, the exhaust pipes 112 and 113 are connected in series in the rotational axis direction D1 over the region from the gas outlet side of the high pressure turbine 12a to the gas inlet of the low pressure turbine 13a. It is done.
  • Such exhaust pipes 112 and 113 communicate the internal spaces of the casings of the high-pressure stage turbine 12a and the low-pressure stage turbine 13a facing each other in the rotational axis direction D1 with each other in the rotational axis direction D1, and are delivered from the high-pressure stage turbine 12a
  • the exhaust gas can be circulated in the rotational axis direction D1 toward the low pressure stage turbine 13a.
  • the intercooler 15 is a cooler for cooling the combustion gas after the first stage compression by the two-stage supercharger 11. Specifically, as shown in FIG. 1, the intercooler 15 communicates with the inside of the casing of the low pressure stage compressor 13b through the air supply pipe 101, and the inside of the casing of the high pressure stage compressor 12b through the air supply pipe 102 and the like. It is comprised so that it may connect, and it is provided in the engine main body 1. As shown in FIG.
  • the intercooler 15 is a combustion gas which flows from the low pressure compressor 13b through the air supply pipe 101 and flows from the air supply pipe 102 to the high pressure compressor 12b, that is, the high temperature combustion compressed by the low pressure compressor 13b.
  • the cooling gas is cooled, for example, by heat exchange with cooling water.
  • the cooler 16 is for cooling the combustion gas after the second stage compression by the two-stage supercharger 11. Specifically, as shown in FIG. 1, the cooler 16 communicates with the inside of the casing of the high-pressure stage compressor 12b through the air supply pipe 103, and the scavenging trunk of the engine body 1 through an internal space or the like (not shown). It is configured to be in communication with 7, and provided in the engine main body 1.
  • the cooler 16 cools the combustion gas flowing from the high pressure stage compressor 12b through the air supply pipe 103 and flowing to the scavenging trunk 7, that is, the high temperature combustion gas further compressed by the high pressure stage compressor 12b, for example, Cool by heat exchange with water, etc.
  • the rotational shafts of the high pressure supercharger 12 and the low pressure supercharger 13 that constitute the two-stage supercharger 11 may be parallel to each other. Are preferably located on the same axis. Furthermore, it is preferable that the central axes of the high-pressure stage turbocharger 12, the low-pressure stage turbocharger 13, the silencer 14 and the exhaust pipes 112, 113 be located on the same axis with respect to the rotational axis direction D1 shown in FIG. Further, in the present embodiment, the rotational axis direction D1 of the high-pressure stage turbocharger 12 and the low-pressure stage turbocharger 13 is parallel to the output axis direction D2 (width direction D12) of the engine body 1.
  • the rotating shaft of the high pressure stage turbine 12 a and the rotating shaft of the low pressure stage turbine 13 a are parallel to the output shaft of the engine body 1. Furthermore, the two-stage supercharger 11 is disposed between the exhaust manifold 8 and the intercooler 15 and the cooler 16 in the height direction D11 of the engine body 1. Specifically, as shown in FIG. 1, the high-pressure stage turbocharger 12 and the low-pressure stage turbocharger 13 are disposed below the height direction D11 relative to the exhaust manifold 8.
  • the high-pressure stage compressor 12 b is disposed above the cooler 16, and the low-pressure stage compressor 13 b is disposed above the intercooler 15.
  • the arrangement configuration of the two-stage supercharger 11 in the marine diesel engine 10 is not limited to that described above (see FIG. 1), but the pipe length of the exhaust gas that is the power source of the two-stage supercharger 11 is shortened. It is preferable that it is what was mentioned above from a viewpoint of reducing the energy loss of the said waste gas, and a viewpoint of downsizing the marine diesel engine 10.
  • the low-pressure supercharger 13 is a large-sized supercharger compared to the high-pressure supercharger 12.
  • the low pressure turbine 13a is a large turbine compared to the high pressure turbine 12a
  • the low pressure compressor 13b is a large compressor compared to the high pressure compressor 12b.
  • the two-stage supercharger 11 supercharges the combustion gas such as air to the engine body 1 by operating with the exhaust gas discharged from the engine body 1 as a power source.
  • the exhaust gas generated in the combustion chamber in each cylinder of the engine body 1 is temporarily stored in the exhaust manifold 8, and then is discharged from the exhaust manifold 8 through the exhaust pipe 111.
  • the high pressure stage turbine 12a receives the exhaust gas from the exhaust pipe 111 in the radial direction of the turbine and rotates it, and delivers the exhaust gas used for this rotation in the rotational axis direction D1.
  • Exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12 a is supplied to the low pressure stage turbine 13 a through the exhaust pipes 112 and 113.
  • the low pressure stage turbine 13a receives the exhaust gas from the exhaust pipes 112, 113 in the rotational axis direction D1 and rotates.
  • the exhaust gas used for this rotation is delivered from the low pressure stage turbine 13a to the exhaust pipe 114, and then exhausted from the chimney (not shown) to the outside through the exhaust pipe 114 or the like.
  • the rotation of the low pressure stage turbine 13a using the exhaust gas from the high pressure stage turbine 12a as a power source is transmitted to the low pressure stage compressor 13b via the rotary shaft.
  • the low pressure compressor 13b rotates with the rotation of the low pressure turbine 13a.
  • the low-pressure stage compressor 13b in such a rotated state sucks air (new air) from the outside as a combustion gas through the suction port (suction port provided with a filter) of the silencer 14 or the like, and the suctioned combustion port Compress the gas (first stage compression).
  • the low-pressure stage compressor 13 b pressure-feeds the combustion gas pressurized by the compression action to the intercooler 15 through the air supply pipe 101.
  • the combustion gas compressed by the low pressure stage compressor 13b flows into the intercooler 15 through the air supply pipe 101, is cooled by the intercooler 15, and then the high pressure stage compression from the intercooler 15 through the air supply pipe 102 and the like. Supplied to the machine 12b.
  • the rotation of the high-pressure stage turbine 12a using the exhaust gas from the engine body 1 as a motive power is transmitted to the high-pressure stage compressor 12b via the rotation shaft.
  • the high pressure stage compressor 12b rotates with the rotation of the high pressure stage turbine 12a.
  • the high-pressure stage compressor 12b in the rotated state further compresses the combustion gas supplied through the air supply pipe 102, that is, the combustion gas after being compressed by the low-pressure stage compressor 13b described above (second stage compression).
  • the high-pressure stage compressor 12 b pressure-feeds the combustion gas further boosted by the compression action to the cooler 16 through the air supply pipe 103.
  • the combustion gas compressed by the high-pressure stage compressor 12b flows into the cooler 16 through the air supply pipe 103, is cooled by the cooler 16, and then the scavenging trunk 7 of the engine body 1 from the cooler 16 through the internal space and the like. Supplied to
  • the supercharged combustion gas is supplied (scavenged) from the scavenging air trunk 7 to the combustion chamber in each cylinder of the engine body 1 and burned together with the fuel.
  • FIG. 2 is a schematic view showing an example of the arrangement configuration of the high-pressure stage turbine and the low-pressure stage turbine according to the embodiment of the present invention.
  • solid arrows indicate the flow of exhaust gas that is a power source of turbine rotation.
  • the high-pressure stage turbine 12 a is a radial turbine that receives and rotates exhaust gas in the radial direction of the turbine, and is accommodated in a casing 12 d.
  • An exhaust pipe 111 is connected to a gas inlet portion of the casing 12 d.
  • a flow passage is formed in the casing 12d from the gas inlet side through the high pressure turbine 12a to the gas outlet side.
  • High-pressure stage turbine 12a receives exhaust gas from both sides in the radial direction of the turbine through flow passages in exhaust pipe 111 and casing 12d.
  • the high-pressure stage turbine 12a sequentially delivers the exhaust gas used for the rotation in the rotational axis direction D1 while rotating about the rotation shaft 12c as a rotation center by the pressure of the exhaust gas from the radial direction of the turbine.
  • the high pressure stage turbine 12 a is integrally connected to the high pressure stage compressor 12 b (see FIG. 1) via a rotating shaft 12 c.
  • the low pressure stage turbine 13a is an axial flow turbine that receives and rotates the exhaust gas in the rotational axis direction D1, and is accommodated in a casing (not shown).
  • the low pressure stage turbine 13a receives the exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12a in the rotational axis direction D1, and rotates about the rotational shaft 13c by the pressure of the exhaust gas.
  • the low pressure stage turbine 13 a is integrally connected to the low pressure stage compressor 13 b (see FIG. 1) via a rotation shaft 13 c.
  • the high pressure turbine 12a and the low pressure turbine 13a are disposed to face each other in the rotational axis direction D1, as shown in FIG. At this time, the high-pressure stage turbine 12a and the low-pressure stage turbine 13a have their respective turbine blade sides opposed to the rotational axis direction D1. Such opposing arrangement makes it possible to shorten the flow path until exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12a in the rotational axis direction D1 is supplied to the axial flow turbine blades of the low pressure stage turbine 13a as short as possible.
  • the rotary shaft 12c of the high pressure turbine 12a and the rotary shaft 13c of the low pressure turbine 13a are preferably positioned on the same axis, Furthermore, it is preferable that the central axis C1 of the rotating shaft 12c of the high pressure stage turbine 12a and the central axis C2 of the rotating shaft 13c of the low pressure stage turbine 13a coincide on the same axis.
  • the flow pipe forming the flow path of the exhaust gas from the high pressure stage turbine 12a to the low pressure stage turbine 13a described above is constituted by the exhaust pipes 112 and 113 as shown in FIG.
  • One exhaust pipe 112 is a telescopic pipe that can expand and contract in the rotation axis direction D1.
  • One end of the exhaust pipe 112 is connected to the gas outlet of the casing 12d of the high-pressure stage turbine 12a, and the other end is connected to the other exhaust pipe 113 to communicate the casing 12d and the exhaust pipe 113 in the rotational axis direction D1.
  • the other exhaust pipe 113 is a pipe which becomes a part of the gas inlet side of the casing of the low pressure stage turbine 13a.
  • the exhaust pipe 113 has one end connected to the exhaust pipe 112 and the other end connected to the turbine nozzle 13d of the casing of the low-pressure turbine 13a, and connects the exhaust pipe 112 and the turbine nozzle 13d in the rotational axis direction D1. . Further, as shown in FIG. 2, inside the exhaust pipe 113, a flow path branched to both sides in the turbine radial direction of the low pressure turbine 13a from the high pressure turbine 12a to the low pressure turbine 13a is formed. There is.
  • the exhaust pipes 112 and 113 are disposed, for example, between the high pressure turbine 12a and the low pressure turbine 13a so as to extend in the rotational axis direction D1, and circulate the exhaust gas from the high pressure turbine 12a to the low pressure turbine 13a. .
  • one exhaust pipe 112 discharges the exhaust gas delivered from the high pressure turbine 12a in the rotational axis direction D1 from the gas outlet of the casing 12d of the high pressure turbine 12a to the other exhaust gas.
  • the pipe 113 is circulated in the rotation axis direction D1.
  • the other exhaust pipe 113 circulates the exhaust gas delivered from the exhaust pipe 112 in the rotational axis direction D1 in the rotational axis direction D1 while diverting the exhaust gas toward the turbine nozzle 13d of the casing of the low pressure stage turbine 13a.
  • the exhaust pipe 112 which is a telescopic pipe, absorbs the thermal stress that the exhaust pipes 112, 113 receive due to the circulation of the high temperature exhaust gas by the expansion and contraction in the rotation axis direction D1.
  • the exhaust pipe 112 prevents deformation and breakage of the exhaust pipes 112 and 113 due to thermal stress.
  • the exhaust gas supplied from the turbine nozzle 13 d to the low pressure turbine 13 a through the exhaust pipes 112 and 113 rotates the low pressure turbine 13 a and then flows into the exhaust pipe 114 in the casing of the low pressure turbine 13 a. Thereafter, the exhaust gas is discharged from the chimney to the outside through the exhaust pipe 114 and the like.
  • the exhaust gas discharged from the engine body 1 of the high pressure turbine 12a of the high pressure turbocharger 12 is
  • the low-pressure turbine 13a of the low-pressure turbocharger 13 is an axial-flow turbine that receives and rotates the exhaust gas delivered from the high-pressure turbine 12a.
  • High-pressure stage turbocharger 12 and low-pressure stage turbocharger 13 are arranged such that high-pressure stage turbine 12a and low-pressure stage turbine 13a face rotational axis direction D1, and between high-pressure stage turbine 12a and low-pressure stage turbine 13a.
  • Exhaust gas is circulated from the high-pressure stage turbine 12a to the low-pressure stage turbine 13a through the flow pipes (for example, the exhaust pipes 112, 113) disposed in the
  • the gas outlet portion of the exhaust gas delivered from the high pressure stage turbine 12a in the rotational axis direction D1 and the gas inlet portion of the low pressure stage turbine 13a receiving the exhaust gas in the rotational axial direction D1 are as far as possible in the rotational axis direction D1. It can be arranged in close proximity.
  • the length of the flow pipe (flow path length) for flowing the exhaust gas from the high pressure stage turbine 12a to the low pressure stage turbine 13a can be made as short as possible.
  • the high-pressure stage turbocharger 12, the low-pressure stage turbocharger 13, and the above-mentioned flow pipe can be arranged in close proximity in the rotational axis direction D1, the occupied area necessary for the arrangement of the turbochargers with respect to the engine body 1 can be reduced. It can be reduced. As a result, the size of the marine diesel engine 10 can be reduced in size, for example, as compared with the conventional diesel engines disclosed in Patent Documents 1 and 2 described above.
  • the exhaust pipe 111 for discharging the exhaust gas in the radial direction of the turbine from the engine body 1 toward the high pressure turbine 12a is provided. Therefore, the flow path of the exhaust gas from the engine body 1 (for example, the exhaust manifold 8) to the high pressure stage turbine 12a can be made as short as possible. As a result, shortening of the exhaust pipe 111 forming the flow path can be promoted, so that the heat radiation and pressure loss of the exhaust gas discharged from the engine main body 1 to the high pressure turbine 12a through the exhaust pipe 111 can be reduced. It is possible to reduce the energy loss of the exhaust gas that is the power source of 12a as much as possible.
  • the high pressure supercharger 12 and the low pressure stage 12 are positioned such that the rotation axis of the high pressure stage turbine 12a and the rotation axis of the low pressure stage turbine 13a are on the same axis.
  • a supercharger 13 is disposed. Therefore, the exhaust gas flow pipe between the high-pressure stage turbine 12a and the low-pressure stage turbine 13a, which are disposed to face each other in the rotational axis direction D1, can be simply and short. As a result, the flow path length of the exhaust gas from the high pressure stage turbine 12a to the low pressure stage turbine 13a can be easily shortened, so that the reduction of the energy loss of the exhaust gas can be promoted.
  • the high pressure stage is over so that the rotation shaft of the high pressure turbine 12a and the rotation shaft of the low pressure turbine 13a are parallel to the output shaft of the engine body 1.
  • a feeder 12 and a low pressure supercharger 13 are provided in the engine body 1. Therefore, it is necessary to arrange the turbochargers with respect to the engine main body 1 while shortening the flow path length of the exhaust gas serving as a power source of the high pressure stage turbine 12a and the low pressure stage turbine 13a to realize reduction of energy loss of the exhaust gas.
  • the occupied area can be reduced as much as possible, and the deviation of the load applied to the joint between the engine body 1 and each supercharger can be suppressed.
  • the size reduction of the marine diesel engine 10 can be promoted, and the joint between the engine body 1 and each supercharger is excessive.
  • the respective superchargers can be disposed on the engine body 1 in a well-balanced manner so as not to be biased load.
  • the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger are mutually separated in a direction (that is, side direction) perpendicular to the rotational axis direction of the turbine.
  • a side direction perpendicular to the rotational axis direction of the turbine.
  • the load biased to one side of the engine body is excessive. May be loaded. Therefore, in order to ensure the connection between the devices such as the turbochargers and the engine body, it is necessary to firmly reinforce these connection portions. Due to this, there arises a problem that the time and cost required for arranging the devices such as the turbochargers with respect to the engine main body increase.
  • the high-pressure stage turbocharger and the low-pressure stage turbocharger are separately disposed on both end faces in the width direction of the engine body together with related devices such as a cooler.
  • related devices such as a cooler.
  • the width dimension of the diesel engine for example, the length of the engine body in the output shaft direction
  • the width dimension of the diesel engine increases.
  • downsizing of the diesel engine becomes difficult. After all, there is a risk that it will be necessary to expand the space in the engine room where diesel engines will be installed, and as a result, there is a risk that important space other than the engine room in the ship must be reduced. .
  • the low pressure supercharger 13 is disposed above the intercooler 15 and the high pressure supercharger 12 is disposed above the cooler 16. Therefore, intermediate cooling from the compressor (low-pressure stage compressor 13b) of the low-pressure stage turbocharger 13 is performed without inhibiting shortening of the pipe (exhaust pipe 111) for circulating the exhaust gas from the engine body 1 to the high-pressure stage turbine 12a.
  • the compressed combustion gas is circulated from the pipe (air supply pipe 101) for circulating the compressed combustion gas to the cooler 15 and the compressor (high-pressure stage compressor 12b) of the high-pressure stage turbocharger 12 to the cooler 16 Both lengths of the pipe (air supply pipe 103) can be shortened.
  • the piping between the high pressure supercharger 12, the low pressure supercharger 13, the intercooler 15 and the cooler 16 can be simply formed short, and as a result, the size of the marine diesel engine 10 can be reduced. Miniaturization can be realized easily.
  • the high pressure supercharger 12 and the low pressure supercharger 13 are disposed on the lower side in the height direction D11 as compared to the exhaust manifold 8 of the engine body 1. ing. Therefore, while shortening the exhaust pipe 111 communicating the exhaust manifold 8 with the inside of the casing of the high pressure stage turbine 12 a, the high pressure stage turbocharger 12 and the low pressure stage turbocharger 13 can be separated from the upper end of the engine body 1. It can be arranged so as not to go out. As a result, since the height dimension (the length in the height direction D11) of the marine diesel engine 10 can be shortened, downsizing of the marine diesel engine 10 can be further promoted.
  • the expansion and contraction pipe (exhaust pipe capable of expanding and contracting in the rotation axis direction D1 of the high pressure turbine 12a to exhaust the exhaust gas from the high pressure turbine 12a to the low pressure turbine 13a 112). Therefore, the expansion and contraction due to the heat received from the high temperature exhaust gas can be absorbed by the exhaust pipe 112 which is the expansion and contraction pipe. Thereby, the deformation
  • the low-pressure stage turbocharger 13 is a large-sized turbocharger compared to the high-pressure stage turbocharger 12. For this reason, the compression ratio at the time of compressing the combustion gas in stages can be easily optimized, whereby the supercharging efficiency of the combustion gas can be enhanced.
  • a multistage turbocharger may be applied to the engine body 1 in which the combustion gas is compressed stepwise by a plurality of (two or more) turbochargers.
  • a plurality of high-pressure stage turbochargers 12 may be provided among the high-pressure stage turbochargers 12 and the low-pressure stage turbochargers 13 constituting the multistage turbocharger, and a plurality of low-pressure stage turbochargers 13 may be provided. It may be provided or may be a combination of these.
  • the exhaust pipe 112 which is a telescopic pipe, and the gas inlet end of the casing of the low pressure turbine 13a, as an example of a flow pipe for circulating the exhaust gas from the high pressure turbine 12a to the low pressure turbine 13a.
  • the flow pipe is configured by connecting the exhaust pipe 113, but the present invention is not limited to this.
  • the flow pipe may not include an expansion pipe, and in this case, the gas inlet of the exhaust pipe 113 may be connected to the gas outlet of the casing 12d of the high-pressure stage turbine 12a.
  • the said flow pipe is not limited to what is comprised by the two exhaust pipes 112 and 113, It may be comprised by a single exhaust pipe, and a plurality (two or more) of exhaust pipes may be comprised. May be configured by
  • the piping by the side of the high pressure stage turbine 12a in the above-mentioned flow pipe was made into the expansion and contraction pipe in the embodiment mentioned above, the present invention is not limited to this.
  • the pipe for example, the exhaust pipe 113 on the low pressure stage turbine 13a side of the flow pipe may be a telescopic pipe.
  • the gas inlet portion of the exhaust pipe 111 for circulating the exhaust gas from the engine body 1 to the high-pressure stage turbine 12a is connected to the exhaust manifold 8, but the present invention is limited thereto It is not a thing.
  • the gas inlet portion of the exhaust pipe 111 may be connected to each cylinder of the engine body 1 without the exhaust manifold 8. In this case, the engine body 1 may not have the exhaust manifold 8.
  • air fresh air
  • an EGR system may be further provided to recirculate a part of the exhaust gas from the engine body 1 to the engine body 1, and a mixed gas of recirculation gas from the EGR system and air from the outside may be used as the combustion gas. .
  • the present invention is not limited by the above-described embodiment, and the present invention also includes those configured by appropriately combining the above-described respective constituent elements.
  • the present invention also includes those configured by appropriately combining the above-described respective constituent elements.
  • other embodiments, examples, operation techniques and the like made by those skilled in the art based on the above-described embodiments are all included in the scope of the present invention.
  • the marine diesel engine according to the present invention is useful for a marine diesel engine to which a multistage turbocharger is applied, and in particular, reduces the energy loss of the exhaust gas that becomes the power source of the turbine of each turbocharger. It is suitable for marine diesel engines that can.
  • Reference Signs List 1 engine body 2 base plate 3 structure 4 cylinder jacket 5 cylinder liner 6 cylinder cover 7 scavenging air trunk 8 exhaust manifold 10 marine diesel engine 11 two-stage turbocharger 12 high-pressure stage turbocharger 12a high-pressure stage turbine 12b high-pressure stage compressor 12c , 13c Rotating shaft 12d Casing 13 Low pressure stage turbocharger 13a Low pressure stage turbine 13b Low pressure stage compressor 13d Turbine nozzle 14 Silencer 15 Intercooler 16 Cooler 101, 102, 103 Supply pipe 111, 112, 113, 114 Exhaust pipe C1 , C2 Central axis D1 Rotational axis direction D2 Output axis direction D11 Height direction D12 Width direction

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Abstract

本発明の一態様である舶用ディーゼルエンジンは、燃料を燃焼させて出力軸から船舶の推進力を出力するエンジン本体と、このエンジン本体から排出された排ガスを受けて回転するラジアルタービンを有する第１の過給機と、このラジアルタービンから送出された排ガスを受けて回転する軸流タービンを有する第２の過給機と、これらのラジアルタービンと軸流タービンとの間に配置される流通管と、を備える。これらのラジアルタービンと軸流タービンとは、このラジアルタービンの回転軸方向に対向するように配置される。この流通管は、これらのラジアルタービンから軸流タービンへ、排ガスを流通させる。

Description

舶用ディーゼルエンジン
　本発明は、船舶に搭載される舶用ディーゼルエンジンに関するものである。
　従来、船舶の分野においては、エンジン本体の出力や燃費効率を向上させる手段として、二段式過給機等の複数の過給機を適用した舶用ディーゼルエンジンが公知である。例えば、特許文献１、２には、エンジン本体から排出された排ガスを動力源としてタービンとともに圧縮機を回転させることにより、空気等の燃焼用ガスを二段階に圧縮してエンジン本体に送給する高圧段過給機および低圧段過給機を備えた二段過給方式のディーゼルエンジンが開示されている。
　特許文献１に記載のディーゼルエンジンは、高圧段過給機と低圧段過給機とをエンジン本体の一側面に集約して配置した構造のものである。このディーゼルエンジンにおいて、低圧段過給機は、高圧段過給機に比べて大型で重いことを考慮して、エンジン本体の一側面に接近させた状態で配置されている。高圧段過給機は、エンジン本体の一側面から外側に離間させた状態で、低圧段過給機の側方（すなわちタービンおよび圧縮機の回転軸に対して垂直な方向）に並ぶように配置されている。
　特許文献２に記載のディーゼルエンジンは、高圧段過給機と低圧段過給機とをエンジン本体の幅方向両端面に振り分けて配置した構造のものである。このディーゼルエンジンにおいて、高圧段過給機と低圧段過給機とは、エンジン本体の幅寸法分、互いに離間した状態で側方に並ぶように配置されている。
特許第６１０９０４０号公報 特許第６１０９０４１号公報
　ところで、エンジン本体で発生した排ガスは、高圧段過給機および低圧段過給機を駆動させるべく、配管を通じて高圧段過給機および低圧段過給機の各タービンに順次排出される。この過程において、配管を通じた排ガスの流通に伴い、排ガスの放熱および圧力損失は増大する傾向にある。このため、タービンの動力源となる排ガスの放熱および圧力損失（以下、これらを総称して「エネルギー損失」という）を低減するという観点から、排ガスの配管を短くすることが好ましい。
　しかしながら、特許文献１、２に記載の従来技術では、上述した高圧段過給機と低圧段過給機との配置関係に起因して、排ガスの配管を短くすることが制約されてしまう。例えば、特許文献１に記載の従来技術では、高圧段過給機と低圧段過給機とが互いに側方に離間して並ぶように配置されているので、これらのタービン同士を連結する配管を短くすることは困難である。特に、特許文献２に記載の従来技術では、高圧段過給機と低圧段過給機とがエンジン本体の幅寸法分、離間して配置されているので、これらのタービン同士を連結する配管を短くすることは極めて困難である。したがって、特許文献１、２に記載の従来技術では、高圧段過給機および低圧段過給機に例示される各過給機のタービンの動力源となる排ガスのエネルギー損失を低減することは困難である。
　本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、各過給機のタービンの動力源となる排ガスのエネルギー損失を低減することができる舶用ディーゼルエンジンを提供することを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、燃料を燃焼させて出力軸から船舶の推進力を出力するエンジン本体と、前記エンジン本体から排出された排ガスを受けて回転するラジアルタービンを有する第１の過給機と、前記ラジアルタービンの回転軸方向について前記ラジアルタービンと対向するように配置され、前記ラジアルタービンから送出された前記排ガスを受けて回転する軸流タービンを有する第２の過給機と、前記ラジアルタービンと前記軸流タービンとの間に配置され、前記ラジアルタービンから前記軸流タービンへ前記排ガスを流通させる流通管と、を備えることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記エンジン本体から前記ラジアルタービンに向かって前記ラジアルタービンの径方向に前記排ガスを排出する排気管を備えることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記ラジアルタービンの回転軸と前記軸流タービンの回転軸とは、同一軸上に位置することを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記ラジアルタービンの回転軸と前記軸流タービンの回転軸とは、前記エンジン本体の前記出力軸に対して平行であることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記第２の過給機の圧縮機によって圧縮された燃焼用ガスを冷却する第１の冷却器と、前記第１の過給機の圧縮機によってさらに圧縮された前記燃焼用ガスを冷却する第２の冷却器と、を備え、前記第２の過給機は前記第１の冷却器の上方に配置され、前記第１の過給機は前記第２の冷却器の上方に配置されることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記エンジン本体は、排気マニホールドを備え、前記第１の過給機および前記第２の過給機は、前記排気マニホールドに比べて、前記エンジン本体の高さ方向の下側に配置されることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記流通管は、前記回転軸方向に伸縮可能な伸縮管を備えることを特徴とする。
　また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記第２の過給機は、前記第１の過給機に比べて大型の過給機であることを特徴とする。
　本発明によれば、各過給機のタービンの動力源となる排ガスのエネルギー損失を低減することができるという効果を奏する。
図１は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの一構成例を示す模式図である。 図２は、本発明の実施形態における高圧段タービンおよび低圧段タービンの配置構成の一例を示す模式図である。
　以下に、添付図面を参照して、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンの好適な実施形態について詳細に説明する。なお、本実施形態により、本発明が限定されるものではない。また、図面は模式的なものであり、各要素の寸法の関係、各要素の比率などは、現実のものとは異なる場合があることに留意する必要がある。図面の相互間においても、互いの寸法の関係や比率が異なる部分が含まれている場合がある。また、各図面において、同一構成部分には同一符号が付されている。
（舶用ディーゼルエンジンの構成）
　まず、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの構成について説明する。図１は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの一構成例を示す模式図である。図１に示すように、本実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０は、エンジン本体１と、エンジン本体１に燃焼用ガスを過給する二段式過給機１１と、二段式過給機１１による一段階目の圧縮後の燃焼用ガスを冷却する中間冷却器１５と、二段式過給機１１による二段階目の圧縮後の燃焼用ガスを冷却する冷却器１６とを備える。また、舶用ディーゼルエンジン１０は、給気用の配管としての給気管１０１、１０２、１０３と、排気用の配管としての排気管１１１、１１２、１１３、１１４とを備える。これらの配管のうち、排気管１１２、１１３は、二段式過給機１１の配管である。なお、図１において、実線矢印はエンジン本体１からの排ガスの流通を示し、破線矢印は燃焼用ガスの流通を示す。
　エンジン本体１は、図示しないが、プロペラ軸を介して船舶の推進用プロペラを駆動回転させる推進用の機関（主機関）である。このエンジン本体１は、ユニフロー掃排気式のクロスヘッド式ディーゼルエンジン等の２ストロークディーゼルエンジンである。具体的には、図１に示すように、エンジン本体１は、エンジン本体１の高さ方向Ｄ１１の下側（下方）に位置する台板２と、台板２上に設けられる架構３と、架構３上に設けられるシリンダジャケット４とを備える。これらの台板２と架構３とシリンダジャケット４とは、高さ方向Ｄ１１に延在する複数のタイボルト（図示せず）およびナット（図示せず）等の連結部材により、一体に締結されて固定されている。
　台板２は、クランクケースを構成する。図示しないが、台板２には、推進用プロペラを駆動回転させるプロペラ軸およびクランクシャフト等が設けられている。クランクシャフトは、軸受によって回転自在に支持されている。このクランクシャフトには、クランクを介して連接棒（図示せず）の下端部が回動自在に連結されている。
　架構３には、上述した連接棒と、ピストン棒（図示せず）と、これらピストン棒と連接棒とを回動自在に連結するクロスヘッド（図示せず）とが設けられている。詳細には、ピストン棒の下端部および連接棒の上端部が、クロスヘッドに接続されている。クロスヘッドは、架構３に固定された一対のガイド板（図示せず）の間に配置され、この一対のガイド板に沿って摺動自在に支持されている。
　シリンダジャケット４には、図１に示すように、シリンダジャケット４の内部から上部に延在するようにシリンダライナ５が設けられおり、このシリンダライナ５の上端部にはシリンダカバー６が設けられている。これらのシリンダライナ５およびシリンダカバー６等によって、エンジン本体１のシリンダが形成される。本実施形態において、エンジン本体１には、複数（図１では６つ）のシリンダが形成されている。これら複数のシリンダの各々には、燃料噴射ポンプ（図示せず）から燃料が供給される。一方、シリンダの内部空間には、ピストン（図示せず）がシリンダ内壁に沿って往復動自在に設けられている。このピストンの下端部には、上述したピストン棒の上端部が取り付けられている。
　また、エンジン本体１は、掃気トランク７および排気マニホールド８を備える。掃気トランク７は、図１に示すように、シリンダジャケット４に設けられ、エンジン本体１の掃気ポート（図示せず）を介して各シリンダ内の燃焼室と連通している。掃気トランク７は、圧縮空気等の燃焼用ガスを受け入れ、受け入れた燃焼用ガスを各シリンダ内の燃焼室へ送り込む。排気マニホールド８は、図１に示すように、シリンダジャケット４の上方（例えばシリンダカバー６の近傍）に設けられ、エンジン本体１の排気ポート（図示せず）を介して各シリンダ内の燃焼室と連通している。排気マニホールド８は、燃料の燃焼によって発生した排ガスを各シリンダ内の燃焼室から受け入れて一時貯留し、これにより、この排ガスの動圧を静圧に変える。
　上述したような構成を有するエンジン本体１は、各シリンダ内の燃焼室において、掃気トランク７から送り込まれた燃焼用ガスとともに燃料を燃焼させることにより、ピストンを往復運動させる。エンジン本体１は、この往復運動をプロペラ軸またはクランクシャフト等の出力軸の回転運動に変換することにより、この出力軸から船舶の推進力を出力する。この際、エンジン本体１は、各シリンダ内の吸排気の流れを下方から上方への一方向として、排気の残留を無くすようにしている。具体的には、掃気トランク７から各シリンダ内の燃焼室へ燃焼用ガスが給気され、燃焼後の排ガスが各シリンダ内の燃焼室から排気マニホールド８へ排出される。
　なお、本実施形態において、エンジン本体１の高さ方向Ｄ１１は、上下方向であり、例えば、ピストンの往復動の方向に対して平行である。エンジン本体１の幅方向Ｄ１２は、図１に示す出力軸方向Ｄ２に対して平行である。出力軸方向Ｄ２は、エンジン本体１の出力軸の長手方向である。これらの高さ方向Ｄ１１および幅方向Ｄ１２は、互いに垂直な方向である。また、本実施形態において、排ガスとは、エンジン本体１から配管等を通じて外部に排出されるガスである。
　二段式過給機１１は、エンジン本体１からの排ガスを利用して、空気等の燃焼用ガスを段階的に圧縮してエンジン本体１に送給し得る多段式過給機の一例である。本実施形態において、図１に示すように、二段式過給機１１は、高圧段過給機１２と、低圧段過給機１３と、サイレンサ１４と、排気管１１２、１１３とを備える。
　高圧段過給機１２は、エンジン本体１から排出された排ガスを利用して燃焼用ガスの過給を行う第１の過給機（ターボチャージャ）である。具体的には、図１に示すように、高圧段過給機１２は、高圧段タービン１２ａと、高圧段圧縮機１２ｂとを備える。また、図１には図示しないが、高圧段過給機１２は、高圧段タービン１２ａと高圧段圧縮機１２ｂとを連結する回転軸（後述の図２に示す回転軸１２ｃ）を備える。高圧段タービン１２ａおよび高圧段圧縮機１２ｂは、この回転軸を中心軸として一体に回転し得るように構成されている。
　高圧段タービン１２ａは、エンジン本体１から排出された排ガスを受けて回転するラジアルタービンであり、ケーシングに収容された状態でエンジン本体１に設けられる。本実施形態において、図１に示すように、高圧段タービン１２ａのケーシングのガス入側には、排気管１１１が接続されている。高圧段タービン１２ａは、エンジン本体１からの排ガスを、排気管１１１を通じて高圧段タービン１２ａの径方向（以下、タービン径方向と適宜略記する）に受け、この排ガスのエネルギーを動力源として回転し得るように構成されている。また、図１に示すように、高圧段タービン１２ａのケーシングのガス出側には、排気管１１２、１１３が高圧段タービン１２ａの回転軸方向Ｄ１に直列に接続されている。高圧段タービン１２ａは、上述したようにタービン径方向に受けた排ガスを、回転軸方向Ｄ１に送出して排気管１１２、１１３内に流通させるように構成されている。
　なお、回転軸方向Ｄ１は、高圧段タービン１２ａの回転軸の長手方向である。タービン径方向は、高圧段タービン１２ａを構成するラジアルタービンの径方向（具体的にはタービンディスクの径方向）である。これらの回転軸方向Ｄ１およびタービン径方向は、互いに垂直な方向である。
　高圧段圧縮機１２ｂは、二段式過給機１１における燃焼用ガスの二段階目の圧縮を行う圧縮機である。高圧段圧縮機１２ｂは、高圧段タービン１２ａと回転軸を介して一体に連結された羽根車等によって構成され、高圧段タービン１２ａと一体に回転し得るようにケーシングに収容された状態でエンジン本体１に設けられる。具体的には、図１に示すように、高圧段圧縮機１２ｂは、上述した高圧段タービン１２ａに対して低圧段過給機１３とは反対側に配置される。高圧段圧縮機１２ｂのケーシングのガス入側には、中間冷却器１５に通じる給気管１０２が接続されている。また、高圧段圧縮機１２ｂのケーシングのガス出側には、冷却器１６に通じる給気管１０３が接続されている。
　低圧段過給機１３は、高圧段過給機１２から送出された排ガスを利用して燃焼用ガスの過給を行う第２の過給機（ターボチャージャ）である。具体的には、図１に示すように、低圧段過給機１３は、低圧段タービン１３ａと、低圧段圧縮機１３ｂとを備える。また、図１には図示しないが、低圧段過給機１３は、低圧段タービン１３ａと低圧段圧縮機１３ｂとを連結する回転軸（後述の図２に示す回転軸１３ｃ）を備える。低圧段タービン１３ａおよび低圧段圧縮機１３ｂは、この回転軸を中心軸として一体に回転し得るように構成されている。
　低圧段タービン１３ａは、高圧段タービン１２ａ（ラジアルタービン）から送出された排ガスを受けて回転する軸流タービンであり、ケーシングに収容された状態でエンジン本体１に設けられる。具体的には、図１に示すように、低圧段タービン１３ａは、高圧段タービン１２ａの回転軸方向Ｄ１について高圧段タービン１２ａと対向するように配置される。すなわち、低圧段タービン１３ａの回転軸方向（回転軸の長手方向）は、高圧段タービン１２ａの回転軸方向Ｄ１と同じである。低圧段タービン１３ａのケーシングのガス入側には、高圧段タービン１２ａに通じる排気管１１２、１１３が接続されている。低圧段タービン１３ａは、高圧段タービン１２ａから送出された排ガスを、排気管１１２、１１３を通じて回転軸方向Ｄ１に受け、この排ガスのエネルギーを動力源として回転し得るように構成されている。また、図１に示すように、低圧段タービン１３ａのケーシングのガス出側には、外部へ排ガスを排出する煙突等（図示せず）に通じる排気管１１４が接続されている。低圧段タービン１３ａは、上述したように回転軸方向Ｄ１に受けた排ガスを排気管１１４内に流通させるように構成されている。
　低圧段圧縮機１３ｂは、二段式過給機１１における燃焼用ガスの一段階目の圧縮を行う圧縮機である。低圧段圧縮機１３ｂは、低圧段タービン１３ａと回転軸を介して一体に連結された羽根車等によって構成され、低圧段タービン１３ａと一体に回転し得るようにケーシングに収容された状態でエンジン本体１に設けられる。具体的には、図１に示すように、低圧段圧縮機１３ｂは、上述した低圧段タービン１３ａに対して高圧段過給機１２とは反対側に配置される。低圧段圧縮機１３ｂのケーシングのガス入側には、サイレンサ１４が設けられている。サイレンサ１４は、外部から空気（新気）を吸入する際の騒音を軽減するものである。このサイレンサ１４の吸入口には、異物の吸い込みを防止するためのフィルタ（図示せず）が設けられている。一方、低圧段圧縮機１３ｂのケーシングのガス出側には、中間冷却器１５に通じる給気管１０１が接続されている。
　排気管１１１は、エンジン本体１から高圧段タービン１２ａに向かってタービン径方向に排ガスを排出する配管である。本実施形態において、図１に示すように、排気管１１１は、一端が排気マニホールド８に連結され且つ他端が高圧段タービン１２ａのケーシングのガス入口部に連結されており、排気マニホールド８と高圧段タービン１２ａのケーシング内とをタービン径方向に連通する。このような排気管１１１は、エンジン本体１において発生した排ガスを、排気マニホールド８から高圧段タービン１２ａに向かってタービン径方向に排出する。
　排気管１１２、１１３は、高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとの間に配置されて高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させる流通管を構成する配管である。具体的には、図１に示すように、排気管１１２、１１３は、高圧段タービン１２ａのガス出側から低圧段タービン１３ａのガス入側までの領域に亘って回転軸方向Ｄ１に直列に接続されている。このような排気管１１２、１１３は、互いに回転軸方向Ｄ１に対向する高圧段タービン１２ａおよび低圧段タービン１３ａの各ケーシングの内部空間同士を回転軸方向Ｄ１に連通して、高圧段タービン１２ａから送出された排ガスを低圧段タービン１３ａに向かって回転軸方向Ｄ１に流通させることを可能にする。
　中間冷却器１５は、二段式過給機１１による一段階目の圧縮後の燃焼用ガスを冷却するための冷却器である。具体的には、図１に示すように、中間冷却器１５は、給気管１０１を通じて低圧段圧縮機１３ｂのケーシング内と連通し且つ給気管１０２等を介して高圧段圧縮機１２ｂのケーシング内と連通するように構成されており、エンジン本体１に設けられる。中間冷却器１５は、低圧段圧縮機１３ｂから給気管１０１を通じて流入して給気管１０２から高圧段圧縮機１２ｂ側へ流通する燃焼用ガス、すなわち、低圧段圧縮機１３ｂによって圧縮された高温の燃焼用ガスを、例えば冷却水との熱交換等によって冷却する。　
　冷却器１６は、二段式過給機１１による二段階目の圧縮後の燃焼用ガスを冷却するためのものである。具体的には、図１に示すように、冷却器１６は、給気管１０３を通じて高圧段圧縮機１２ｂのケーシング内と連通し且つ内部空間等（図示せず）を介してエンジン本体１の掃気トランク７と連通するように構成されており、エンジン本体１に設けられる。冷却器１６は、高圧段圧縮機１２ｂから給気管１０３を通じて流入して掃気トランク７側へ流通する燃焼用ガス、すなわち、高圧段圧縮機１２ｂによってさらに圧縮された高温の燃焼用ガスを、例えば冷却水との熱交換等によって冷却する。
　ここで、本実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０において、二段式過給機１１を構成する高圧段過給機１２および低圧段過給機１３の各回転軸は、互いに平行であってもよいが、同一軸上に位置することが好ましい。さらには、図１に示す回転軸方向Ｄ１について、高圧段過給機１２、低圧段過給機１３、サイレンサ１４および排気管１１２、１１３の各中心軸は同一軸上に位置することが好ましい。また、本実施形態において、高圧段過給機１２および低圧段過給機１３の回転軸方向Ｄ１は、エンジン本体１の出力軸方向Ｄ２（幅方向Ｄ１２）に対して平行である。すなわち、高圧段タービン１２ａの回転軸と低圧段タービン１３ａの回転軸とは、エンジン本体１の出力軸に対して平行である。さらに、二段式過給機１１は、エンジン本体１の高さ方向Ｄ１１について排気マニホールド８と中間冷却器１５および冷却器１６との間に配置されている。具体的には、図１に示すように、高圧段過給機１２および低圧段過給機１３は、排気マニホールド８に比べて高さ方向Ｄ１１の下側に配置されている。且つ、高圧段圧縮機１２ｂは冷却器１６の上方に配置され、低圧段圧縮機１３ｂは中間冷却器１５の上方に配置されている。
　舶用ディーゼルエンジン１０における二段式過給機１１の配置構成は、上述したもの（図１参照）に限定されないが、二段式過給機１１の動力源である排ガスの配管長さを短くして当該排ガスのエネルギーロスを低減するという観点や舶用ディーゼルエンジン１０を小型化するという観点から、上述したものであることが好ましい。
　また、二段式過給機１１による燃焼用ガスの過給効率を向上させるという観点から、低圧段過給機１３は、高圧段過給機１２に比べて大型の過給機であることが好ましい。すなわち、低圧段タービン１３ａは高圧段タービン１２ａに比べて大型のタービンであり、低圧段圧縮機１３ｂは高圧段圧縮機１２ｂに比べて大型の圧縮機であることが好ましい。
（燃焼用ガスの過給動作）
　つぎに、図１を参照しつつ、本実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０におけるエンジン本体１への燃焼用ガスの過給動作について説明する。舶用ディーゼルエンジン１０において、二段式過給機１１は、エンジン本体１から排出される排ガスを動力源として稼働することにより、空気等の燃焼用ガスをエンジン本体１に対して過給する。
　具体的には、図１に示すように、エンジン本体１の各シリンダ内の燃焼室で発生した排ガスは、排気マニホールド８に一時貯留された後、排気マニホールド８から排気管１１１を通じて高圧段タービン１２ａに供給される。高圧段タービン１２ａは、排気管１１１からの排ガスをタービン径方向に受けて回転しながら、この回転に使用した排ガスを回転軸方向Ｄ１に送出する。高圧段タービン１２ａから送出された排ガスは、排気管１１２、１１３を通じて低圧段タービン１３ａに供給される。低圧段タービン１３ａは、排気管１１２、１１３からの排ガスを回転軸方向Ｄ１に受けて回転する。この回転に使用された排ガスは、低圧段タービン１３ａから排気管１１４へ送出され、その後、排気管１１４等を通じて煙突（図示せず）から外部へ排出される。
　高圧段タービン１２ａからの排ガスを動力源とした低圧段タービン１３ａの回転は、回転軸を介して低圧段圧縮機１３ｂに伝達される。これにより、低圧段圧縮機１３ｂは、この低圧段タービン１３ａの回転に伴って回転する。このように回転した状態の低圧段圧縮機１３ｂは、サイレンサ１４の吸入口（フィルタが設けられた吸入口）等を通じて外部から空気（新気）を燃焼用ガスとして吸入し、この吸入した燃焼用ガスを圧縮する（一段階目の圧縮）。低圧段圧縮機１３ｂは、この圧縮作用によって昇圧した燃焼用ガスを、給気管１０１を通じて中間冷却器１５へ圧送する。低圧段圧縮機１３ｂによる圧縮後の燃焼用ガスは、給気管１０１を通じて中間冷却器１５内に流入し、中間冷却器１５によって冷却された後、中間冷却器１５から給気管１０２等を通じて高圧段圧縮機１２ｂに供給される。
　一方、エンジン本体１からの排ガスを動力源とした高圧段タービン１２ａの回転は、回転軸を介して高圧段圧縮機１２ｂに伝達される。これにより、高圧段圧縮機１２ｂは、この高圧段タービン１２ａの回転に伴って回転する。このように回転した状態の高圧段圧縮機１２ｂは、給気管１０２を通じて供給された燃焼用ガス、すなわち、上述した低圧段圧縮機１３ｂによる圧縮後の燃焼用ガスをさらに圧縮する（二段階目の圧縮）。高圧段圧縮機１２ｂは、この圧縮作用によってさらに昇圧した燃焼用ガスを、給気管１０３を通じて冷却器１６へ圧送する。高圧段圧縮機１２ｂによる圧縮後の燃焼用ガスは、給気管１０３を通じて冷却器１６内に流入し、冷却器１６によって冷却された後、冷却器１６から内部空間等を通じてエンジン本体１の掃気トランク７に供給される。
　このようにして、エンジン本体１には、必要量の燃焼用ガスが過給される。過給された燃焼用ガスは、掃気トランク７からエンジン本体１の各シリンダ内の燃焼室へ供給（掃気）され、燃料とともに燃焼される。
（タービンの配置構成）
　つぎに、本実施形態における高圧段タービン１２ａおよび低圧段タービン１３ａの配置構成について詳細に説明する。図２は、本発明の実施形態における高圧段タービンおよび低圧段タービンの配置構成の一例を示す模式図である。なお、図２において、実線矢印は、タービン回転の動力源である排ガスの流通を示す。
　図２に示すように、高圧段タービン１２ａは、排ガスをタービン径方向に受けて回転するラジアルタービンであり、ケーシング１２ｄに収容されている。ケーシング１２ｄのガス入口部には、排気管１１１が接続されている。ケーシング１２ｄの内部には、ガス入口部側から高圧段タービン１２ａを経由してガス出口部側に通じる流通路が形成されている。高圧段タービン１２ａは、排気管１１１およびケーシング１２ｄ内の流通路を通じてタービン径方向の両側から、排ガスを受ける。高圧段タービン１２ａは、タービン径方向からの排ガスの圧力により、回転軸１２ｃを回転中心にして回転しながら、この回転に使用された排ガスを回転軸方向Ｄ１に順次送出する。図２には特に図示しないが、高圧段タービン１２ａは、回転軸１２ｃを介して高圧段圧縮機１２ｂ（図１参照）と一体に連結されている。
　また、図２に示すように、低圧段タービン１３ａは、排ガスを回転軸方向Ｄ１に受けて回転する軸流タービンであり、ケーシング（図示せず）に収容されている。低圧段タービン１３ａは、高圧段タービン１２ａから回転軸方向Ｄ１に送出された排ガスを受け、この排ガスの圧力により、回転軸１３ｃを回転中心にして回転する。図２には特に図示しないが、低圧段タービン１３ａは、回転軸１３ｃを介して低圧段圧縮機１３ｂ（図１参照）と一体に連結されている。
　これらの高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとは、図２に示すように、互いに回転軸方向Ｄ１に対向するように配置されている。この際、高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとは、互いのタービン翼側を回転軸方向Ｄ１に対向させている。このような対向配置により、高圧段タービン１２ａから回転軸方向Ｄ１に送出された排ガスが低圧段タービン１３ａの軸流タービン翼に供給されるまでの流通経路を、可能な限り短くすることができる。また、この流通経路を形成する流通管を簡易に短く構成するという観点から、高圧段タービン１２ａの回転軸１２ｃと低圧段タービン１３ａの回転軸１３ｃとは、同一軸上に位置することが好ましく、さらには、高圧段タービン１２ａの回転軸１２ｃの中心軸Ｃ１と低圧段タービン１３ａの回転軸１３ｃの中心軸Ｃ２とが同一軸上に一致することが好ましい。
　本実施形態において、上述した高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへの排ガスの流通経路を形成する流通管は、図２に示すように、排気管１１２、１１３によって構成される。一方の排気管１１２は、回転軸方向Ｄ１に伸縮可能な伸縮管である。この排気管１１２は、一端が高圧段タービン１２ａのケーシング１２ｄのガス出口部に連結され且つ他端が他方の排気管１１３に連結され、ケーシング１２ｄと排気管１１３とを回転軸方向Ｄ１に連通する。他方の排気管１１３は、低圧段タービン１３ａのケーシングにおけるガス入側の一部分となる配管である。この排気管１１３は、一端が上記の排気管１１２に連結され且つ他端が低圧段タービン１３ａのケーシングのタービンノズル１３ｄに連結され、排気管１１２とタービンノズル１３ｄとを回転軸方向Ｄ１に連通する。また、排気管１１３の内部には、図２に示すように、高圧段タービン１２ａ側から低圧段タービン１３ａ側に向かって低圧段タービン１３ａのタービン径方向の両側に分岐する流通経路が形成されている。
　これらの排気管１１２、１１３は、例えば回転軸方向Ｄ１に延在するように高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとの間に配置され、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させる。具体的には、図２に示すように、一方の排気管１１２は、高圧段タービン１２ａから回転軸方向Ｄ１に送出された排ガスを、高圧段タービン１２ａのケーシング１２ｄのガス出口部から他方の排気管１１３に向かって回転軸方向Ｄ１に流通させる。他方の排気管１１３は、排気管１１２から回転軸方向Ｄ１に送出された排ガスを、低圧段タービン１３ａのケーシングのタービンノズル１３ｄに向かって分流させながら回転軸方向Ｄ１に流通させる。また、伸縮管である排気管１１２は、高温の排ガスの流通に起因して排気管１１２、１１３が受ける熱応力を、回転軸方向Ｄ１の伸縮によって吸収する。これにより、排気管１１２は、熱応力による排気管１１２、１１３の変形および破損を防止する。
　排気管１１２、１１３を通じてタービンノズル１３ｄから低圧段タービン１３ａに供給された排ガスは、低圧段タービン１３ａを回転させた後、低圧段タービン１３ａのケーシング内の排気管１１４に流入する。その後、この排ガスは、排気管１１４等を通じて煙突から外部に排出される。
　以上、説明したように、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、高圧段過給機１２（第１の過給機）が有する高圧段タービン１２ａを、エンジン本体１から排出された排ガスを受けて回転するラジアルタービンとし、低圧段過給機１３（第２の過給機）が有する低圧段タービン１３ａを、高圧段タービン１２ａから送出された排ガスを受けて回転する軸流タービンとし、高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとが回転軸方向Ｄ１に対向するように高圧段過給機１２と低圧段過給機１３とを配置し、高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとの間に配置された流通管（例えば排気管１１２、１１３）を通じて、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させている。
　このため、高圧段タービン１２ａから回転軸方向Ｄ１に送出される排ガスのガス出口部と、排ガスを回転軸方向Ｄ１に受ける低圧段タービン１３ａのガス入口部とを、回転軸方向Ｄ１について可能な限り近接配置することができる。これにより、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させる流通管の長さ（流通経路長）を可能な限り短くすることができる。この結果、流通管を通じた排ガスの流通に伴う放熱および圧力損失を低減できることから、各過給機のタービンの動力源となる排ガスのエネルギー損失を低減することができる。
　さらには、高圧段過給機１２と低圧段過給機１３と上記の流通管とを回転軸方向Ｄ１に並べて近接配置できることから、エンジン本体１に対する各過給機の配置に必要な占有領域を縮小することができる。この結果、舶用ディーゼルエンジン１０の規模を、例えば、上述した特許文献１、２に開示される従来のディーゼルエンジンに比べて小型化することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、エンジン本体１から高圧段タービン１２ａに向かってタービン径方向に排ガスを排出する排気管１１１を設けている。このため、エンジン本体１（例えば排気マニホールド８）から高圧段タービン１２ａへの排ガスの流通経路を可能な限り短くすることができる。これにより、当該流通経路を形成する排気管１１１の短化を促進できることから、エンジン本体１から排気管１１１を通じて高圧段タービン１２ａへ排出される排ガスの放熱および圧力損失を低減して、高圧段タービン１２ａの動力源となる当該排ガスのエネルギー損失を可能な限り低減することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、高圧段タービン１２ａの回転軸と低圧段タービン１３ａの回転軸とが同一軸上に位置するように、高圧段過給機１２と低圧段過給機１３とが配置されている。このため、互いに回転軸方向Ｄ１に対向するよう配置される高圧段タービン１２ａと低圧段タービン１３ａとの間における排ガスの流通管を、簡易に短く構成することができる。これにより、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへの排ガスの流通経路長を簡易に短化できることから、当該排ガスのエネルギー損失の低減を促進することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、高圧段タービン１２ａの回転軸と低圧段タービン１３ａの回転軸とがエンジン本体１の出力軸に対して平行となるように、高圧段過給機１２と低圧段過給機１３とがエンジン本体１に設けられている。このため、高圧段タービン１２ａおよび低圧段タービン１３ａの動力源となる排ガスの流通経路長を短くして当該排ガスのエネルギー損失の低減を実現しながら、エンジン本体１に対する各過給機の配置に必要な占有領域を可能な限り縮小し、且つ、エンジン本体１と各過給機との接合部分に負荷される荷重の偏りを抑制することができる。この結果、上述した特許文献１、２に開示される従来のディーゼルエンジンに比べて、舶用ディーゼルエンジン１０の規模の小型化を促進できるとともに、エンジン本体１と各過給機との接合部分に過度に偏った荷重が負荷されないようにバランスよく、エンジン本体１に各過給機を配置することができる。
　具体的には、特許文献１に開示される従来のディーゼルエンジンでは、高圧段過給機および低圧段過給機が、互いにタービンの回転軸方向に対して垂直な方向（すなわち側方）に離間して並ぶ態様で、冷却器等の関連装置とともにエンジン本体の一側面に配置されている。この場合、これらの各過給機および関連装置（以下、「各過給機等の装置」と適宜略記する）とエンジン本体との接合部分には、エンジン本体の一側面に過度に偏った荷重が負荷される虞がある。したがって、各過給機等の装置とエンジン本体との接合を確保するためには、これらの接合部分を強固に補強する必要がある。これに起因して、エンジン本体に対する各過給機等の装置の配置に掛かる手間やコストが増大するという問題が生じる。
　また、特許文献２に開示される従来のディーゼルエンジンでは、高圧段過給機および低圧段過給機が、冷却器等の関連装置とともにエンジン本体の幅方向の両端面に各々分かれて配置されている。この場合、各過給機等の装置がエンジン本体の幅方向の両端面からはみ出るため、ディーゼルエンジンの幅寸法（例えばエンジン本体の出力軸方向の長さ）が増大し、これに起因して、ディーゼルエンジンの小型化が困難になるという問題が生じる。延いては、ディーゼルエンジンを設置する機関室のスペースを広げなければならない虞があり、この結果、積荷や客室のスペース等、船舶内における機関室以外の重要スペースを縮減しなければならないリスクがある。
　これら従来のディーゼルエンジンに対し、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、上述したように、小型化を促進できるとともに、エンジン本体１に各過給機をバランスよく配置できるため、上記従来のディーゼルエンジンの問題を全て解消することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、低圧段過給機１３を中間冷却器１５の上方に配置し、高圧段過給機１２を冷却器１６の上方に配置している。このため、エンジン本体１から高圧段タービン１２ａへ排ガスを流通させる配管（排気管１１１）の短化を阻害することなく、低圧段過給機１３の圧縮機（低圧段圧縮機１３ｂ）から中間冷却器１５へ圧縮後の燃焼用ガスを流通させる配管（給気管１０１）と、高圧段過給機１２の圧縮機（高圧段圧縮機１２ｂ）から冷却器１６へ圧縮後の燃焼用ガスを流通させる配管（給気管１０３）との双方の長さを短化することができる。これにより、高圧段過給機１２、低圧段過給機１３、中間冷却器１５および冷却器１６の各間の配管を簡易に短く構成することができ、この結果、舶用ディーゼルエンジン１０の規模の小型化を簡易に実現することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、高圧段過給機１２および低圧段過給機１３を、エンジン本体１の排気マニホールド８に比べて高さ方向Ｄ１１の下側に配置している。このため、排気マニホールド８と高圧段タービン１２ａのケーシング内とを連通する排気管１１１の短化を図るとともに、高圧段過給機１２および低圧段過給機１３を、エンジン本体１の上端部からはみ出ないように配置することができる。この結果、舶用ディーゼルエンジン１０の高さ寸法（高さ方向Ｄ１１の長さ）を短くできることから、舶用ディーゼルエンジン１０の規模の小型化をより促進することができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させる流通管が、これらのタービンの回転軸方向Ｄ１に伸縮可能な伸縮管（排気管１１２）を備えている。このため、当該流通管が高温の排ガスから受ける熱による伸縮を、伸縮管である排気管１１２によって吸収することができる。これにより、当該流通管の熱応力による変形および破損を防止することができ、この結果、当該流通管の長寿命化を図ることができる。
　また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、低圧段過給機１３を、高圧段過給機１２に比べて大型の過給機にしている。このため、燃焼用ガスを段階的に圧縮する際の圧縮比を簡易に最適化することができ、これにより、燃焼用ガスの過給効率を高めることができる。
　なお、上述した実施形態では、２つの過給機（高圧段過給機１２および低圧段過給機１３）を有する二段式過給機１１がエンジン本体１に適用された場合を例示したが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、エンジン本体１には、複数（２つ以上）の過給機によって段階的に燃焼用ガスを圧縮する多段式過給機が適用されてもよい。この場合、多段式過給機を構成する高圧段過給機１２および低圧段過給機１３のうち、高圧段過給機１２が複数設けられてもよいし、低圧段過給機１３が複数設けられてもよいし、これらの組み合わせであってもよい。
　また、上述した実施形態では、高圧段タービン１２ａから低圧段タービン１３ａへ排ガスを流通させる流通管の一例として、伸縮管である排気管１１２と、低圧段タービン１３ａのケーシングのガス入側端部となる排気管１１３とを連結して構成される流通管を例示したが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、当該流通管は伸縮管を備えていなくてもよく、この場合、高圧段タービン１２ａのケーシング１２ｄのガス出口部に排気管１１３のガス入口部を連結してもよい。また、当該流通管は、２つの排気管１１２、１１３によって構成されるものに限定されず、単一の排気管によって構成されるものであってもよいし、複数（２つ以上）の排気管によって構成されるものであってもよい。
　さらに、上述した実施形態では、上記流通管における高圧段タービン１２ａ側の配管を伸縮管としていたが、本発明は、これに限定されない。本発明において、上記流通管における低圧段タービン１３ａ側の配管（例えば排気管１１３）を伸縮管としてもよい。
　また、上述した実施形態では、エンジン本体１からの排ガスを高圧段タービン１２ａへ流通させる排気管１１１のガス入口部が、排気マニホールド８に連結されていたが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、排気管１１１のガス入口部は、排気マニホールド８を介さずに、エンジン本体１の各シリンダに連結されてもよい。この場合、エンジン本体１は、排気マニホールド８を備えていなくてもよい。
　また、上述した実施形態では、外部から吸入した空気（新気）を燃焼用ガスとしていたが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、エンジン本体１からの排ガスの一部をエンジン本体１に再循環するＥＧＲシステムをさらに備えるようにし、このＥＧＲシステムによる再循環ガスと外部からの空気との混合ガスを燃焼用ガスとしてもよい。
　また、上述した実施形態により本発明が限定されるものではなく、上述した各構成要素を適宜組み合わせて構成したものも本発明に含まれる。その他、上述した実施形態に基づいて当業者等によりなされる他の実施形態、実施例および運用技術等は全て本発明の範疇に含まれる。
　以上のように、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、多段式過給機が適用される舶用ディーゼルエンジンに有用であり、特に、各過給機のタービンの動力源となる排ガスのエネルギー損失を低減することができる舶用ディーゼルエンジンに適している。
　１　エンジン本体
　２　台板
　３　架構
　４　シリンダジャケット
　５　シリンダライナ
　６　シリンダカバー
　７　掃気トランク
　８　排気マニホールド
　１０　舶用ディーゼルエンジン
　１１　二段式過給機
　１２　高圧段過給機
　１２ａ　高圧段タービン
　１２ｂ　高圧段圧縮機
　１２ｃ、１３ｃ　回転軸
　１２ｄ　ケーシング
　１３　低圧段過給機
　１３ａ　低圧段タービン
　１３ｂ　低圧段圧縮機
　１３ｄ　タービンノズル
　１４　サイレンサ
　１５　中間冷却器
　１６　冷却器
　１０１、１０２、１０３　給気管
　１１１、１１２、１１３、１１４　排気管
　Ｃ１、Ｃ２　中心軸
　Ｄ１　回転軸方向
　Ｄ２　出力軸方向
　Ｄ１１　高さ方向
　Ｄ１２　幅方向

Claims (8)

  1. 　燃料を燃焼させて出力軸から船舶の推進力を出力するエンジン本体と、
    　前記エンジン本体から排出された排ガスを受けて回転するラジアルタービンを有する第１の過給機と、
    　前記ラジアルタービンの回転軸方向について前記ラジアルタービンと対向するように配置され、前記ラジアルタービンから送出された前記排ガスを受けて回転する軸流タービンを有する第２の過給機と、
    　前記ラジアルタービンと前記軸流タービンとの間に配置され、前記ラジアルタービンから前記軸流タービンへ前記排ガスを流通させる流通管と、
    　を備えることを特徴とする舶用ディーゼルエンジン。
  2. 　前記エンジン本体から前記ラジアルタービンに向かって前記ラジアルタービンの径方向に前記排ガスを排出する排気管を備えることを特徴とする請求項１に記載の舶用ディーゼルエンジン。
  3. 　前記ラジアルタービンの回転軸と前記軸流タービンの回転軸とは、同一軸上に位置することを特徴とする請求項１または２に記載の舶用ディーゼルエンジン。
  4. 　前記ラジアルタービンの回転軸と前記軸流タービンの回転軸とは、前記エンジン本体の前記出力軸に対して平行であることを特徴とする請求項１～３のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
  5. 　前記第２の過給機の圧縮機によって圧縮された燃焼用ガスを冷却する第１の冷却器と、
    　前記第１の過給機の圧縮機によってさらに圧縮された前記燃焼用ガスを冷却する第２の冷却器と、
    　を備え、
    　前記第２の過給機は前記第１の冷却器の上方に配置され、前記第１の過給機は前記第２の冷却器の上方に配置されることを特徴とする請求項１～４のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
  6. 　前記エンジン本体は、排気マニホールドを備え、
    　前記第１の過給機および前記第２の過給機は、前記排気マニホールドに比べて、前記エンジン本体の高さ方向の下側に配置されることを特徴とする請求項１～５のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
  7. 　前記流通管は、前記回転軸方向に伸縮可能な伸縮管を備えることを特徴とする請求項１～６のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
  8. 　前記第２の過給機は、前記第１の過給機に比べて大型の過給機であることを特徴とする請求項１～７のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
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