WO2019103085A1 - 可変圧縮装置及びエンジンシステム - Google Patents

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WO2019103085A1
WO2019103085A1 PCT/JP2018/043126 JP2018043126W WO2019103085A1 WO 2019103085 A1 WO2019103085 A1 WO 2019103085A1 JP 2018043126 W JP2018043126 W JP 2018043126W WO 2019103085 A1 WO2019103085 A1 WO 2019103085A1
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piston rod
hydraulic
chamber
cylinder
compression device
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PCT/JP2018/043126
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裕 増田
孝行 廣瀬
敬之 山田
中島　勇人
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株式会社Ihi
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Definitions

  • the present disclosure relates to a variable compression device and an engine system.
  • Priority is claimed on Japanese Patent Application No. 2017-225617, filed Nov. 24, 2017, the content of which is incorporated herein by reference.
  • Patent Document 1 discloses a large reciprocating piston combustion engine having a crosshead.
  • the large-sized reciprocating piston combustion engine of Patent Document 1 is a dual fuel engine that can be operated with both liquid fuel such as heavy oil and gaseous fuel such as natural gas.
  • the compression ratio is changed by moving the piston rod hydraulically so as to correspond to both the compression ratio suitable for operation with liquid fuel and the compression ratio suitable for operation with gaseous fuel.
  • An adjustment mechanism is provided at the crosshead portion.
  • hydraulic oil (hydraulic fluid) is supplied to a hydraulic chamber (fluid chamber) provided in the crosshead, and is disposed in the fluid chamber by the hydraulic fluid
  • the compression ratio is changed by lifting the piston rod.
  • the piston rod is disposed on the bottom of the fluid chamber, the amount of working fluid flowing between the piston rod and the bottom of the fluid chamber is small when the working fluid is supplied to the fluid chamber, and the piston rod
  • the pressure receiving area between the and working fluid is small Therefore, it may be difficult to lift the piston rod from the bottom of the fluid chamber. Therefore, it is necessary to ensure the pressure receiving area of the hydraulic oil necessary to lift the piston rod at all times.
  • the present disclosure has been made in view of the above-described problems, and it is an object of the variable compression device to allow the working fluid to move the piston rod even when the piston rod is in contact with the bottom of the fluid chamber. I assume.
  • a variable compression device having a piston rod and a fluid chamber supplied with a pressurized working fluid and moving the piston rod in a direction to increase a compression ratio.
  • a variable compression device is adopted, in which a groove is formed on the bottom of the fluid chamber or on the contact surface of the piston rod in contact with the bottom of the fluid chamber.
  • the bottom surface of the fluid chamber is formed with a supply opening for working fluid, and the groove is formed to overlap the supply opening.
  • Adopt a compression device.
  • variable compression device provides, as a third aspect, the variable compression device according to the second aspect, wherein a recess is formed on the bottom surface or the contact surface radially outward of the piston rod relative to the grooved channel.
  • variable compression device in which the groove channel is annular.
  • an engine system which comprises the variable compression device described in any of the first to fourth means.
  • the working fluid flowing into the fluid chamber can flow into the groove to increase the area in which the working fluid contacts the piston rod. This makes it easy to lift the piston rod by the working fluid. Therefore, even when the piston rod is in contact with the bottom surface of the fluid chamber, the piston rod can be moved in the direction to increase the compression ratio.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of an engine in accordance with an embodiment of the present disclosure. It is a schematic cross section which shows a part of engine in one embodiment of this indication.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line AA of FIG.
  • An engine system 100 is mounted on a vessel such as a large tanker, for example, and includes an engine 1, a supercharger 200, and a control unit 300, as shown in FIG.
  • the engine 1 will be described as a main engine, the supercharger 200 as an auxiliary, and the engine 1 (main engine) and the supercharger 200 (auxiliary) will be described separately.
  • the turbocharger 200 it is also possible to configure the turbocharger 200 as a part of the engine 1.
  • the engine 1 is a multi-cylinder uniflow scavenging diesel engine and can execute a gas operation mode in which a gaseous fuel such as natural gas is burned together with a liquid fuel such as heavy oil and a diesel operation mode in which a liquid fuel such as heavy oil is burned is there. In the gas operation mode, only gaseous fuel may be burned.
  • Such an engine 1 includes a frame 2, a cylinder portion 3, a piston 4, an exhaust valve unit 5, a piston rod 6, a crosshead 7, a hydraulic portion 8, a connecting rod 9, and a crank angle sensor 10. , A crankshaft 11, a scavenging air reservoir 12, an exhaust gas reservoir 13, and an air cooler 14.
  • a cylinder is constituted by the cylinder portion 3, the piston 4, the exhaust valve unit 5 and the piston rod 6.
  • the side where the exhaust valve unit 5 is provided may be the upper side
  • the side where the crankshaft 11 described later is provided may be the lower side.
  • a view from the direction of the central axis of the piston rod 6 may be referred to as a plan view.
  • the frame 2 is a strength member that supports the entire engine 1, and the crosshead 7, the hydraulic unit 8, and the connecting rod 9 are accommodated. Further, in the inside of the frame 2, a cross head pin 7a described later of the cross head 7 is provided to be capable of reciprocating.
  • the cylinder portion 3 has a cylindrical cylinder liner 3a, a cylinder head 3b, and a cylinder jacket 3c.
  • the cylinder liner 3a is a cylindrical member, and a sliding surface on which the piston 4 slides is formed inside.
  • a space surrounded by the inner circumferential surface of the cylinder liner 3a and the piston 4 is a combustion chamber R1.
  • a plurality of scavenging ports S arranged along the circumferential direction are formed in the lower portion of the cylinder liner 3a. Each scavenging port S has an opening that opens to the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the cylinder liner 3a, and communicates the scavenging chamber R2 inside the cylinder jacket 3c with the inside of the cylinder liner 3a.
  • the cylinder head 3 b is a lid member and is provided at the upper end of the cylinder liner 3 a.
  • the cylinder head 3 b includes an exhaust port H formed at a central portion in a plan view, and is connected to the exhaust reservoir 13. Further, the cylinder head 3 b is provided with a fuel injection valve (not shown). Further, an in-cylinder pressure sensor (not shown) is provided in the vicinity of the fuel injection valve of the cylinder head 3b. The in-cylinder pressure sensor detects the pressure in the combustion chamber R1 and transmits the pressure to the control unit 300.
  • the cylinder jacket 3c is a cylindrical member and is provided between the frame 2 and the cylinder liner 3a.
  • the lower end portion of the cylinder liner 3a is inserted, and the cylinder jacket 3c includes a scavenging chamber R2 formed therein.
  • the scavenging chamber R2 of the cylinder jacket 3c is connected to the scavenging air reservoir 12.
  • the piston 4 is a substantially cylindrical member, is connected to a piston rod 6 described later, and is disposed inside the cylinder liner 3a. Further, a gap between the piston 4 and the cylinder liner 3 a is sealed by a piston ring (not shown) provided on the outer peripheral surface of the piston 4. The piston 4 slides in the cylinder liner 3a with the piston rod 6 due to the pressure fluctuation in the combustion chamber R1.
  • the exhaust valve unit 5 has an exhaust valve 5a, an exhaust valve housing 5b, and an exhaust valve drive unit 5c.
  • the exhaust valve 5a is provided inside the cylinder head 3b, and closes the exhaust port H in the cylinder unit 3 by the exhaust valve drive unit 5c.
  • the exhaust valve housing 5b is a cylindrical housing, and the end portion remote from the cylinder portion 3 of the exhaust valve 5a is accommodated.
  • the exhaust valve drive unit 5 c is an actuator that moves the exhaust valve 5 a in a direction along the stroke direction of the piston 4.
  • the piston rod 6 is an elongated member, one end of which is connected to the piston 4 and the other end of which is connected to the crosshead pin 7a.
  • the other end of the piston rod 6 is inserted into the crosshead pin 7a, and the connecting rod 9 is rotatably coupled to the crosshead pin 7a.
  • the piston rod 6 has a flange whose diameter of a part of the other end is thicker than the diameter of the other part of the piston rod 6.
  • the cross head 7 has a cross head pin 7a, a guide shoe 7b, and a lid member 7c.
  • the cross head pin 7 a is a cylindrical member, and movably connects the piston rod 6 and the connecting rod 9.
  • the crosshead pin 7a has an insertion space into which the other end of the piston rod 6 is inserted.
  • a hydraulic chamber R3 (fluid chamber) is formed between the piston rod 6 and the flange, in which supply and discharge of hydraulic fluid (working fluid) are performed.
  • the lower surface of the flange of the piston rod 6 and the bottom surface of the insertion space which is the bottom surface of the hydraulic chamber R3 are parallel to each other. Further, as shown in FIG.
  • the crosshead pin 7a is provided with an annular groove R6 and an annular recess R7 formed on the outer side in the radial direction of the groove R6 on the bottom of the hydraulic chamber R3. It is done.
  • the grooved channel R6 is formed to overlap the opening of the supply channel R4 described later and the opening of the relief channel R5 in plan view.
  • the recess R7 is annularly formed on the bottom surface of the hydraulic chamber R3 along the outer edge thereof.
  • a discharge port O penetrating along the axial direction of the crosshead pin 7a is formed on the lower side than the center.
  • the outlet O is an opening through which the cooling oil (lubricating fluid) that has passed through a cooling flow passage (not shown) of the piston rod 6 flows and is discharged.
  • the crosshead pin 7a is provided with a supply flow passage R4 connecting the hydraulic pressure chamber R3 and the plunger pump 8c described later, and a relief flow passage R5 connecting the hydraulic pressure chamber R3 and the relief valve 8f described later .
  • the guide shoe 7b is a member for rotatably supporting the cross head pin 7a, and moves on a guide rail (not shown) along the stroke direction of the piston 4 along with the cross head pin 7a.
  • the movement of the guide shoe 7b along the guide rail restricts the rotational movement of the crosshead pin 7a, and also restricts the movement of the piston 4 along a direction other than the linear direction along the stroke direction.
  • the lid member 7c is an annular member and is fixed to the upper portion of the crosshead pin 7a, and the end of the piston rod 6 remote from the cylinder portion 3 is inserted.
  • Such crosshead 7 transmits the linear motion of the piston 4 to the connecting rod 9.
  • the hydraulic unit 8 includes a supply pump 8a, a rocking pipe 8b, a plunger pump 8c, a first check valve 8d and a second check valve 8e which the plunger pump 8c has, and a relief valve. And 8f. Further, the piston rod 6, the crosshead 7, the hydraulic unit 8, and the control unit 300 function as a variable compression device in the present disclosure.
  • the supply pump 8a is a pump that pressurizes hydraulic oil supplied from a hydraulic oil tank (not shown) and supplies the hydraulic oil to the plunger pump 8c based on an instruction received from the control unit 300.
  • the supply pump 8a is driven by the power of the battery of the ship, and can be operated before liquid fuel is supplied to the combustion chamber R1.
  • the swinging pipe 8b is a pipe that connects the supply pump 8a and the plunger pump 8c of each cylinder, and between the plunger pump 8c that moves with the cross head pin 7a and the supply pump 8a that is fixed and does not move, It is provided swingably.
  • the plunger pump 8c is fixed to the cross head pin 7a, and includes a rod-like plunger 8c1, a cylindrical cylinder 8c2 slidably accommodating the plunger 8c1, and a plunger driving unit 8c3.
  • the plunger pump 8c slides in the cylinder 8c2 by connecting the plunger 8c1 to a drive unit (not shown), and pressurizes the hydraulic oil and supplies it to the hydraulic chamber R3.
  • a first check valve 8d is provided at an opening for discharging the hydraulic oil provided at an end portion close to the supply flow passage R4 of the cylinder 8c2.
  • a second check valve 8e is provided at an opening for suctioning the hydraulic oil provided on the side circumferential surface of the cylinder 8c2.
  • the plunger driving unit 8c3 is connected to the plunger 8c1 and causes the plunger 8c1 to reciprocate based on an instruction received from the control unit 300.
  • the first check valve 8d has a structure in which the valve body is closed by being urged toward the inside of the cylinder 8c2, and the hydraulic oil supplied to the hydraulic pressure chamber R3 flows back to the cylinder 8c2. To prevent.
  • the first check valve 8d It is opened by being pushed by the hydraulic fluid in the cylinder 8c2.
  • the second check valve 8e has a structure in which the valve body is closed by being biased toward the outside of the cylinder 8c2, and the hydraulic oil supplied to the cylinder 8c2 flows back to the supply pump 8a. To prevent.
  • the second check valve 8e When the pressure of the hydraulic oil supplied from the supply pump 8a becomes larger than the biasing force (opening pressure) of the biasing member that biases the valve body of the second check valve 8e, the second check valve 8e The valve body is opened by being pushed by the hydraulic oil supplied from the supply pump 8a.
  • the first check valve 8d has a valve opening pressure higher than the valve opening pressure of the second check valve 8e. Therefore, during steady operation where the engine system is operated at a preset compression ratio, the valve is not opened by the pressure of the hydraulic oil supplied from the supply pump 8a.
  • the relief valve 8f is provided on the cross head pin 7a, and has a main body 8f1 and a relief valve drive 8f2.
  • the main body 8f1 is a valve connected to the hydraulic pressure chamber R3 and a hydraulic oil tank (not shown).
  • the relief valve drive unit 8f2 is connected to the main body 8f1 and opens and closes the main body 8f1 based on an instruction received from the control unit 300.
  • the relief valve 8f is opened by the relief valve driving unit 8f2, whereby the hydraulic oil stored in the hydraulic chamber R3 is returned to the hydraulic oil tank.
  • the connecting rod 9 is an elongated member, one end of which is connected to the crosshead pin 7 a and the other end of which is connected to the crankshaft 11.
  • the connecting rod 9 converts the linear motion of the piston 4 transmitted to the crosshead pin 7a into rotational motion.
  • the crank angle sensor 10 is a sensor for measuring the crank angle of the crankshaft 11, and transmits a crank pulse signal for calculating the crank angle to the control unit 300.
  • the crankshaft 11 is an elongated member, is connected to the connecting rod 9 provided in each cylinder, and rotates by the rotational motion transmitted by the connecting rod 9. Thereby, for example, power is transmitted to a screw or the like.
  • the scavenging air reservoir 12 is provided between the cylinder jacket 3c and the supercharger 200, and the air pressurized by the supercharger 200 flows in.
  • an air cooler 14 is provided inside the scavenging air reservoir 12.
  • the exhaust reservoir 13 is a tubular member, and is connected to the exhaust port H of each cylinder and to the supercharger 200. The gas discharged from the exhaust port H is temporarily stored in the exhaust reservoir 13 and is thus supplied to the turbocharger 200 in a state where pulsation is suppressed.
  • the air cooler 14 cools the air inside the scavenging air reservoir 12.
  • the turbocharger 200 pressurizes air taken in from an intake port (not shown) by a turbine rotated by the gas discharged from the exhaust port H, and supplies it to the combustion chamber R1 via the scavenging port S.
  • the control unit 300 is a computer that controls the amount of supplied fuel and the like based on an operation and the like by the operator of the ship.
  • the control unit 300 also controls the hydraulic unit 8 to change the compression ratio in the combustion chamber R1.
  • the controller 300 controls the plunger pump 8c, the supply pump 8a, and the relief valve 8f to adjust the amount of hydraulic fluid in the hydraulic chamber R3. Thereby, the position of the piston rod 6 is changed to change the compression ratio.
  • the engine system 100 as described above causes the piston 4 to slide in the cylinder liner 3 a to rotate the crankshaft 11 by igniting and detonating the fuel injected from the fuel injection valve (not shown) into the combustion chamber R1. More specifically, the fuel supplied to the combustion chamber R1 is mixed with the pressurized air flowing in from the scavenging port S and then compressed by moving the piston 4 in the stroke direction toward the top dead center. The temperature rises, and it spontaneously ignites. Further, when the fuel is liquid fuel, the temperature of the liquid fuel is increased in the combustion chamber R1, vaporized, and spontaneously ignited.
  • the fuel in the combustion chamber R1 is spontaneously ignited and rapidly expands, whereby pressure is applied to the piston 4 in the direction toward the bottom dead center in the stroke direction.
  • the piston 4 moves in the direction toward the bottom dead center together with the piston rod 6, and the crankshaft 11 is rotated via the connecting rod 9.
  • pressurized air flows from the scavenging port S into the combustion chamber R1.
  • the exhaust port H is opened by driving the exhaust valve unit 5.
  • the exhaust gas in the combustion chamber R1 is pushed out to the exhaust reservoir 13 via the exhaust port H by the pressurized air.
  • the control unit 300 drives the supply pump 8a, and the supply pump 8a supplies hydraulic oil to the plunger pump 8c. Then, the plunger pump 8c is driven by the control unit 300, the hydraulic fluid is pressurized by the plunger pump 8c to a pressure capable of lifting the piston rod 6, and the hydraulic fluid is supplied to the hydraulic chamber R3. At this time, the hydraulic oil that has flowed into the supply flow passage R4 flows into the groove flow passage R6 provided so as to overlap with the opening (supply opening) near the hydraulic pressure chamber R3 in the supply flow passage R4.
  • the flange of the piston rod 6 is lifted from the bottom of the hydraulic chamber R3 by the pressure of the hydraulic fluid flowing into the groove R6 formed on the bottom of the hydraulic chamber R3, and the lifted flange and the bottom of the hydraulic chamber R3 The hydraulic oil further flows into the gap between Thereby, the piston rod 6 is moved upward, and the top dead center of the piston 4 is moved upward (that is, near the exhaust port H).
  • the relief valve 8f is driven by the control unit 300, and the hydraulic pressure chamber R3 and a hydraulic fluid tank (not shown) are in communication with each other by opening the relief valve 8f. Then, the load of the piston rod 6 is applied to the hydraulic oil of the hydraulic chamber R3, and the hydraulic oil in the hydraulic chamber R3 is pushed out to the hydraulic oil tank via the relief valve 8f. As a result, the hydraulic oil in the hydraulic pressure chamber R3 decreases, the piston rod 6 moves downward (ie, near the crankshaft 11), and the top dead center of the piston 4 moves downward.
  • the area where the hydraulic oil contacts the flange of the piston rod 6 can be increased by causing the hydraulic oil that has flowed into the supply channel R4 to flow into the groove channel R6.
  • the hydraulic fluid can be guided to the opening (discharge opening) near the hydraulic pressure chamber R3 of the relief flow channel R5 by the groove R6. Hydraulic oil can be discharged from R3.
  • the grooved flow passage R6 is provided to overlap the opening (supply opening) close to the hydraulic pressure chamber R3 of the supply flow passage R4 in plan view, so that the hydraulic oil flowing from the supply flow passage R4 into the hydraulic pressure chamber R3 Can be easily guided to the groove R6. Therefore, it is easier to lift the piston rod 6 by the hydraulic fluid, and the responsiveness in increasing the compression ratio can be improved.
  • air or hydraulic fluid is stored in advance in the recess R7 by forming the recess R7 outside the groove R6.
  • the hydraulic oil supplied from the supply flow passage R4 to the hydraulic pressure chamber R3 spreads in the circumferential direction.
  • the hydraulic oil supplied from the supply flow passage R4 to the hydraulic pressure chamber R3 can be quickly guided to a wide area.
  • slot R6 is annularly formed, this indication is not limited to this.
  • the groove channel R6 may be formed, for example, in a lattice shape. In this case, since the surface area of the groove R6 can be made larger, the hydraulic oil can be guided more efficiently and quickly to a large area.
  • the groove R6 may be formed in, for example, a spiral shape. Also in this case, since the surface area of the groove R6 can be made larger, the hydraulic oil can be guided more efficiently and quickly to a large area.
  • hollow part R7 is cyclically
  • the depressions R7 may be, for example, a plurality of depressions formed at equal intervals along the outer edge of the bottom surface of the hydraulic pressure chamber R3. Also in this case, the sticking of the flange of the piston rod 6 can be prevented as in the above embodiment.
  • the recess R7 may not be formed on the bottom surface of the hydraulic pressure chamber R3.
  • the recess R7 may be formed on the flange surface of the piston rod 6.
  • the recess R7 may be formed inside the groove R6.
  • grooved channel R6 is formed in hydraulic pressure chamber R3, this indication is not limited to this.
  • the grooved channel may be formed on the lower surface of the flange of the piston rod 6 (contact surface in contact with the bottom surface of the hydraulic pressure chamber R3).
  • the grooved channel is formed to overlap with the opening of the supply channel R4 and the opening of the relief channel R5 in plan view.
  • the grooved channel can be formed by processing the piston rod 6, the processing is easy.
  • the working fluid flowing into the fluid chamber can flow into the groove to increase the area in which the working fluid contacts the piston rod. This makes it easy to lift the piston rod by the working fluid. Therefore, even when the piston rod is in contact with the bottom surface of the fluid chamber, the piston rod can be moved in the direction to increase the compression ratio.

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Abstract

ピストンロッド（６）と、昇圧された作動流体が供給されることで圧縮比を高める方向にピストンロッド（６）を移動させる流体室（Ｒ３）とを有する可変圧縮装置であって、流体室（Ｒ３）の底面、または流体室（Ｒ３）の底面に接触するピストンロッド（６）の接触面に、溝流路（Ｒ６）が形成されている、可変圧縮装置。

Description

可変圧縮装置及びエンジンシステム
　本開示は、可変圧縮装置及びエンジンシステムに関する。本願は、２０１７年１１月２４日に日本に出願された日本国特願２０１７－２２５６１７号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　例えば、特許文献１には、クロスヘッドを有する大型往復ピストン燃焼エンジンが開示されている。特許文献１の大型往復ピストン燃焼エンジンは、重油等の液体燃料と天然ガス等の気体燃料との両方での稼働が可能とされるデュアルフュエルエンジンである。特許文献１の大型往復ピストン燃焼エンジンは、液体燃料による稼働に適する圧縮比と気体燃料による稼働に適する圧縮比との双方に対応するように、油圧によりピストンロッドを移動させることで圧縮比を変更させる調整機構をクロスヘッド部分に設けている。
日本国特開２０１４－０２０３７５号公報
　上述のような圧縮比を変更する圧縮調整装置を有するエンジンシステムでは、クロスヘッドに設けられた油圧室（流体室）に作動油（作動流体）を供給し、作動流体により流体室に配置されたピストンロッドを持ち上げることで圧縮比を変更している。しかしながら、ピストンロッドが流体室の底面に配置されている場合は、流体室に作動流体を供給する際に、ピストンロッドと流体室の底面との間に流入する作動流体の量が少なく、ピストンロッドと作動流体との受圧面積が小さい。そのため、流体室の底面からピストンロッドを持ち上げることが難しい場合がある。したがって、常にピストンロッドを持ち上げるために必要な作動油の受圧面積を確保しておく必要がある。
　本開示は、上述する問題点に鑑みてなされたもので、可変圧縮装置において、流体室の底面にピストンロッドが当接した状態からでも、作動流体によりピストンロッドを移動できるようにすることを目的とする。
　本開示は、上記課題を解決するための第１の態様として、ピストンロッドと、昇圧された作動流体が供給され、圧縮比を高める方向にピストンロッドを移動される流体室とを有する可変圧縮装置であって、流体室の底面、または前記流体室の底面に接触するピストンロッドの接触面に、溝流路が形成されている、可変圧縮装置を採用する。
　本開示は、第２の態様として、上記第１の態様において、流体室の底面には、作動流体の供給開口が形成され、溝流路は、供給開口と重なるように形成されている、可変圧縮装置を採用する。
　本開示は、第３の態様として、上記第２の態様において、底面、または接触面には、溝流路よりも上記ピストンロッドの径方向外側に、窪部が形成されている、可変圧縮装置を採用する。
　第４の態様として、上記第１～３のいずれかの態様において、溝流路は、環状である、可変圧縮装置を採用する。
　第５の態様として、上記第１～４のいずれかの手段に記載された可変圧縮装置を備える、エンジンシステムを採用する。
　本開示によれば、流体室に流入した作動流体が溝流路に流れ込むことで、作動流体がピストンロッドに接触する面積を増加させることができる。これにより、ピストンロッドを作動流体により持ち上げることが容易となる。したがって、流体室の底面にピストンロッドが当接した状態からでも、圧縮比を大きくする方向にピストンロッドを移動させることができる。
本開示の一実施形態におけるエンジンの断面図である。 本開示の一実施形態におけるエンジンの一部を示す模式断面図である。 図２のＡ－Ａ断面図である。
　以下、図面を参照して、本開示における２ストロークエンジンの一実施形態について説明する。
　本実施形態のエンジンシステム１００は、例えば大型タンカなどの船舶に搭載され、図１に示すように、エンジン１と、過給機２００と、制御部３００とを有している。なお、本実施形態においては、エンジン１を主機として、過給機２００を補機として捉え、エンジン１（主機）と過給機２００（補機）とを別体として説明する。但し、過給機２００をエンジン１の一部として構成することも可能である。
　エンジン１は、多気筒のユニフロー掃気ディーゼルエンジンであり、天然ガス等の気体燃料を重油等の液体燃料と共に燃焼させるガス運転モードと、重油等の液体燃料を燃焼させるディーゼル運転モードとを実行可能である。なお、ガス運転モードでは、気体燃料のみを燃焼させても良い。このようなエンジン１は、架構２と、シリンダ部３と、ピストン４と、排気弁ユニット５と、ピストンロッド６と、クロスヘッド７と、油圧部８と、連接棒９と、クランク角センサ１０と、クランク軸１１と、掃気溜１２と、排気溜１３と、空気冷却器１４とを有している。また、シリンダ部３、ピストン４、排気弁ユニット５及びピストンロッド６により、気筒が構成されている。なお、図１のうち、排気弁ユニット５が設けられている側を上側、後述するクランク軸１１が設けられている側を下側とする場合がある。ピストンロッド６の中心軸方向から見る図を平面視と称する場合がある。
　架構２は、エンジン１の全体を支持する強度部材であり、クロスヘッド７、油圧部８及び連接棒９が収容されている。また、架構２の内部において、クロスヘッド７の後述するクロスヘッドピン７ａが、往復動可能に設けられている。
　シリンダ部３は、円筒状のシリンダライナ３ａと、シリンダヘッド３ｂと、シリンダジャケット３ｃとを有している。シリンダライナ３ａは、円筒状の部材であり、ピストン４が摺動する摺動面が内側に形成されている。このようなシリンダライナ３ａの内周面とピストン４とにより囲まれた空間が、燃焼室Ｒ１とされている。また、シリンダライナ３ａの下部には、周方向に沿って配列された複数の掃気ポートＳが形成されている。各掃気ポートＳは、シリンダライナ３ａの内周面及び外周面に開口する開口を備え、シリンダジャケット３ｃの内部の掃気室Ｒ２とシリンダライナ３ａの内側とを連通している。シリンダヘッド３ｂは、蓋部材であり、シリンダライナ３ａの上端部に設けられている。シリンダヘッド３ｂは、平面視において中央部に形成された排気ポートＨを備え、排気溜１３と接続されている。また、シリンダヘッド３ｂには、不図示の燃料噴射弁が設けられている。さらに、シリンダヘッド３ｂの燃料噴射弁の近傍には、不図示の筒内圧センサが設けられている。筒内圧センサは、燃焼室Ｒ１内の圧力を検出して制御部３００に送信している。シリンダジャケット３ｃは、円筒状の部材であり、架構２とシリンダライナ３ａとの間に設けられ、シリンダライナ３ａの下端部が挿入され、内部に形成された掃気室Ｒ２を備える。また、シリンダジャケット３ｃの掃気室Ｒ２は、掃気溜１２と接続されている。
　ピストン４は、略円柱状の部材であり、後述するピストンロッド６と接続され、シリンダライナ３ａの内側に配置されている。また、ピストン４の外周面に設けられている不図示のピストンリングにより、ピストン４とシリンダライナ３ａとの間隙が封止されている。ピストン４は、燃焼室Ｒ１における圧力の変動により、ピストンロッド６を伴ってシリンダライナ３ａ内を摺動する。
　排気弁ユニット５は、排気弁５ａと、排気弁筐５ｂと、排気弁駆動部５ｃとを有している。排気弁５ａは、シリンダヘッド３ｂの内側に設けられ、排気弁駆動部５ｃにより、シリンダ部３内の排気ポートＨを閉塞する。排気弁筐５ｂは、円筒形の筐体であり、排気弁５ａのシリンダ部３から遠い端部が収容されている。排気弁駆動部５ｃは、排気弁５ａをピストン４のストローク方向に沿う方向に移動させるアクチュエータである。
　ピストンロッド６は、長尺状の部材であり、一端部がピストン４と接続され、他端部がクロスヘッドピン７ａと連結されている。ピストンロッド６の他端部は、クロスヘッドピン７ａに挿入され、連接棒９は、回転可能にクロスヘッドピン７ａに連結されている。また、ピストンロッド６は、他端部の一部分の径がピストンロッド６のその他の部分の径よりも太いフランジを有している。
　クロスヘッド７は、クロスヘッドピン７ａと、ガイドシュー７ｂと、蓋部材７ｃとを有している。クロスヘッドピン７ａは、円柱状の部材であり、ピストンロッド６と連接棒９とを移動可能に連結する。クロスヘッドピン７ａは、ピストンロッド６の他端部が挿入される挿入空間を備える。この挿入空間において、ピストンロッド６のフランジとの間に、作動油（作動流体）の供給及び排出が行われる油圧室Ｒ３（流体室）が形成される。ピストンロッド６のフランジの下面と、油圧室Ｒ３の底面となる挿入空間の底面とは、互いに平行である。また、クロスヘッドピン７ａには、図３に示すように、油圧室Ｒ３の底面において、環状の溝流路Ｒ６と、溝流路Ｒ６の径方向外側に形成される環状の窪部Ｒ７とが設けられている。溝流路Ｒ６は、後述する供給流路Ｒ４の開口及びリリーフ流路Ｒ５の開口と平面視して重なるように形成されている。窪部Ｒ７は、油圧室Ｒ３の底面にその外縁に沿って環状に形成されている。クロスヘッドピン７ａには、中心よりも下側に、クロスヘッドピン７ａの軸方向に沿って貫通する排出口Ｏが形成されている。排出口Ｏは、ピストンロッド６の不図示の冷却流路を通過した冷却油（潤滑流体）が流通して排出される開口である。また、クロスヘッドピン７ａには、油圧室Ｒ３と後述するプランジャポンプ８ｃとを接続する供給流路Ｒ４と、油圧室Ｒ３と後述するリリーフ弁８ｆとを接続するリリーフ流路Ｒ５とが設けられている。
　ガイドシュー７ｂは、クロスヘッドピン７ａを回動可能に支持する部材であり、クロスヘッドピン７ａに伴ってピストン４のストローク方向に沿って不図示のガイドレール上を移動する。ガイドシュー７ｂがガイドレールに沿って移動することにより、クロスヘッドピン７ａは、回転運動を規制されており、ピストン４のストローク方向に沿う直線方向以外の方向に沿う移動も規制されている。蓋部材７ｃは、環状部材であり、クロスヘッドピン７ａの上部に固定され、ピストンロッド６のシリンダ部３から遠い端部が挿入されている。このようなクロスヘッド７は、ピストン４の直線運動を連接棒９に伝達している。
　図２に示すように、油圧部８は、供給ポンプ８ａと、揺動管８ｂと、プランジャポンプ８ｃと、プランジャポンプ８ｃが有する第１逆止弁８ｄ及び第２逆止弁８ｅと、リリーフ弁８ｆとを有している。また、ピストンロッド６、クロスヘッド７、油圧部８、及び制御部３００は、本開示における可変圧縮装置として機能する。
　供給ポンプ８ａは、制御部３００から受けた指示に基づいて、不図示の作動油タンクから供給される作動油を昇圧してプランジャポンプ８ｃに供給するポンプである。供給ポンプ８ａは、船舶のバッテリの電力により駆動され、燃焼室Ｒ１に液体燃料が供給される前に稼働することが可能である。揺動管８ｂは、供給ポンプ８ａと各気筒のプランジャポンプ８ｃとを接続する配管であり、クロスヘッドピン７ａに伴って移動するプランジャポンプ８ｃと、固定されて移動しない供給ポンプ８ａとの間において、揺動可能に設けられている。
　プランジャポンプ８ｃは、クロスヘッドピン７ａに固定されており、棒状のプランジャ８ｃ１と、プランジャ８ｃ１を摺動可能に収容する筒状のシリンダ８ｃ２と、プランジャ駆動部８ｃ３とを有している。プランジャポンプ８ｃは、プランジャ８ｃ１が不図示の駆動部と接続されることで、シリンダ８ｃ２内を摺動し、作動油を昇圧して油圧室Ｒ３に供給する。また、シリンダ８ｃ２の供給流路Ｒ４に近い端部に設けられた作動油を吐出する開口に、第１逆止弁８ｄが設けられている。また、シリンダ８ｃ２の側周面に設けられた作動油を吸入する開口に、第２逆止弁８ｅが設けられている。プランジャ駆動部８ｃ３は、プランジャ８ｃ１に接続され、制御部３００から受け取る指示に基づいてプランジャ８ｃ１を往復運動させる。
　第１逆止弁８ｄは、弁体がシリンダ８ｃ２の内側に向けて付勢されていることにより閉弁している構造とされ、油圧室Ｒ３に供給された作動油がシリンダ８ｃ２に逆流することを防止している。また、第１逆止弁８ｄは、シリンダ８ｃ２内の作動油の圧力が第１逆止弁８ｄの弁体を付勢する付勢部材の付勢力（開弁圧力）より大きくなると、弁体がシリンダ８ｃ２内の作動油に押されることにより開弁する。第２逆止弁８ｅは、弁体がシリンダ８ｃ２の外側に向けて付勢されていることにより閉弁している構造とされ、シリンダ８ｃ２に供給された作動油が供給ポンプ８ａに逆流することを防止している。また、第２逆止弁８ｅは、供給ポンプ８ａから供給される作動油の圧力が第２逆止弁８ｅの弁体を付勢する付勢部材の付勢力（開弁圧力）より大きくなると、弁体が供給ポンプ８ａから供給される作動油に押されることにより開弁する。なお、第１逆止弁８ｄは、第２逆止弁８ｅの開弁圧力よりも高い開弁圧力を備える。そのため、予め設定された圧縮比でエンジンシステムが運転される定常運転時においては、供給ポンプ８ａから供給される作動油の圧力により開弁されることはない。
　リリーフ弁８ｆは、クロスヘッドピン７ａに設けられ、本体部８ｆ１と、リリーフ弁駆動部８ｆ２とを有している。本体部８ｆ１は、油圧室Ｒ３及び不図示の作動油タンクに接続される弁体である。リリーフ弁駆動部８ｆ２は、本体部８ｆ１に接続され、制御部３００から受け取る指示に基づいて本体部８ｆ１を開閉させる。リリーフ弁８ｆがリリーフ弁駆動部８ｆ２により開くことで、油圧室Ｒ３内に貯留された作動油が作動油タンクに戻される。
　図１に示すように、連接棒９は、長尺状の部材であり、一端部がクロスヘッドピン７ａと連結され、他端部がクランク軸１１と連結されている。連接棒９は、クロスヘッドピン７ａに伝えられたピストン４の直線運動を回転運動に変換している。クランク角センサ１０は、クランク軸１１のクランク角を計測するためのセンサであり、クランク角を算出するためのクランクパルス信号を制御部３００に送信している。
　クランク軸１１は、長尺状の部材であり、各気筒に設けられる連接棒９に接続され、連接棒９により伝えられる回転運動により回転する。これにより、例えば、スクリュー等に動力を伝える。掃気溜１２は、シリンダジャケット３ｃと過給機２００との間に設けられ、過給機２００により加圧された空気が流入する。また、掃気溜１２には、空気冷却器１４が内部に設けられている。排気溜１３は、管状部材であり、各気筒の排気ポートＨと接続されていると共に過給機２００と接続されている。排気ポートＨより排出されるガスは、排気溜１３に一時的に貯留されることにより、脈動を抑制した状態で過給機２００に供給される。空気冷却器１４は、掃気溜１２の内部にある空気を冷却する。
　過給機２００は、排気ポートＨより排出されたガスにより回転されるタービンにより、不図示の吸気ポートから吸入した空気を加圧して掃気ポートＳを介して燃焼室Ｒ１に供給する。
　制御部３００は、船舶の操縦者による操作等に基づいて、燃料の供給量等を制御するコンピュータである。また、制御部３００は、油圧部８を制御することにより、燃焼室Ｒ１における圧縮比を変更する。具体的には、制御部３００が、プランジャポンプ８ｃ、供給ポンプ８ａ、及びリリーフ弁８ｆを制御することにより、油圧室Ｒ３内における作動油の量を調整する。これにより、ピストンロッド６の位置を変更し、圧縮比を変更する。
　このようなエンジンシステム１００は、不図示の燃料噴射弁より燃焼室Ｒ１に噴射された燃料を着火させ爆発させることにより、ピストン４をシリンダライナ３ａ内で摺動させ、クランク軸１１を回転させる。詳述すると、燃焼室Ｒ１に供給された燃料は、掃気ポートＳより流入した加圧空気と混合された後、ピストン４がストローク方向のうち上死点に向かう方向に移動することにより、圧縮され、温度上昇し、自然着火する。また、燃料が液体燃料である場合には、燃焼室Ｒ１において、液体燃料は、温度上昇し、気化し、自然着火する。
　そして、燃焼室Ｒ１内の燃料が自然着火して急激に膨張することにより、ピストン４には、ストローク方向のうち下死点に向かう方向に圧力がかかる。これにより、ピストン４がピストンロッド６を伴い下死点に向かう方向に移動し、連接棒９を介してクランク軸１１が回転される。さらに、ピストン４が下死点に移動されることで、掃気ポートＳから燃焼室Ｒ１に加圧空気が流入する。排気弁ユニット５が駆動することで、排気ポートＨが開く。これにより、燃焼室Ｒ１内の排気ガスが、加圧空気により排気ポートＨを介して排気溜１３に押し出される。
　圧縮比を大きくする場合には、制御部３００により供給ポンプ８ａが駆動され、供給ポンプ８ａによりプランジャポンプ８ｃに作動油が供給される。そして、制御部３００によりプランジャポンプ８ｃが駆動され、プランジャポンプ８ｃにより作動油を、ピストンロッド６を持ち上げることが可能な圧力を備えるまで加圧し、油圧室Ｒ３に作動油が供給される。このとき、供給流路Ｒ４に流入した作動油は、供給流路Ｒ４のうち油圧室Ｒ３に近い開口（供給開口）に平面視して重なるように設けられた溝流路Ｒ６に流れ込む。そして、油圧室Ｒ３の底面に形成されている溝流路Ｒ６に流れ込んだ作動油の圧力により、油圧室Ｒ３の底面からピストンロッド６のフランジが持ち上がり、持ち上げられたフランジと油圧室Ｒ３の底面との隙間にさらに作動油が流入する。これにより、ピストンロッド６が上方に移動され、ピストン４の上死点が上方（すなわち、排気ポートＨの近く）に移動される。
　圧縮比を小さくする場合には、制御部３００によりリリーフ弁８ｆが駆動され、リリーフ弁８ｆが開くことにより油圧室Ｒ３と不図示の作動油タンクとが連通状態となる。そして、ピストンロッド６の荷重が油圧室Ｒ３の作動油にかかり、油圧室Ｒ３内の作動油がリリーフ弁８ｆを介して作動油タンクに押し出される。これにより、油圧室Ｒ３内の作動油が減少し、ピストンロッド６が下方（すなわち、クランク軸１１の近く）に移動し、ピストン４の上死点が下方に移動される。
　本実施形態によれば、供給流路Ｒ４に流入した作動油を溝流路Ｒ６に流入させることにより、作動油がピストンロッド６のフランジに接触する面積を増加させることができる。これにより、ピストンロッド６を作動油により持ち上げることが容易となり、圧縮比を大きくする方向にピストンロッド６を移動させることが容易となる。また、油圧室Ｒ３から作動油を排出する際には、溝流路Ｒ６により、リリーフ流路Ｒ５の油圧室Ｒ３に近い開口（排出開口）に作動油を案内することができ、より素早く油圧室Ｒ３から作動油を排出することができる。
　また、溝流路Ｒ６が供給流路Ｒ４の油圧室Ｒ３に近い開口（供給開口）に平面視して重なるように設けられていることにより、供給流路Ｒ４から油圧室Ｒ３に流入した作動油を溝流路Ｒ６に案内することが容易である。したがって、ピストンロッド６を作動油により持ち上げることがより容易となり、圧縮比を大きくする際の応答性を向上させることができる。　
　また、本実施形態によれば、溝流路Ｒ６の外側に窪部Ｒ７が形成されていることにより、窪部Ｒ７に空気または作動油が予め貯留されている。これにより、低圧縮比の時（圧縮比が小さい時）に、ピストンロッド６のフランジと油圧室Ｒ３の底面とが密着することを防止している。したがって、より高圧縮比になる方向（圧縮比が大きくなる方向）にピストンロッド６を移動させる時に、ピストンロッド６のフランジを、油圧室Ｒ３の底面に貼り付かせることなく、スムーズに油圧室Ｒ３の底面から離間させることができる。
　また、本実施形態によれば、溝流路Ｒ６を環状に形成していることにより、供給流路Ｒ４から油圧室Ｒ３に供給された作動油が周方向に広がる。これにより、供給流路Ｒ４から油圧室Ｒ３に供給された作動油を素早く広い面積に案内することができる。
　以上、図面を参照しながら本開示の好適な実施形態について説明したが、本開示は上記実施形態に限定されるものではない。上述した実施形態において示した各構成部材の諸形状や組み合わせ等は一例であって、本開示の趣旨から逸脱しない範囲において設計要求等に基づき種々変更可能である。
　上記実施形態においては、溝流路Ｒ６が環状に形成されているが、本開示はこれに限定されない。溝流路Ｒ６は、例えば、格子状に形成されていてもよい。この場合、溝流路Ｒ６の表面積をより大きくすることができるため、作動油をより効率的に素早く広い面積に案内することができる。
　また、溝流路Ｒ６は、例えば、螺旋状に形成されていてもよい。この場合にも、溝流路Ｒ６の表面積をより大きくすることができるため、作動油をより効率的に素早く広い面積に案内することができる。
　また、上記実施形態においては、窪部Ｒ７が環状に形成されているが、本開示はこれに限定されない。窪部Ｒ７は、例えば、油圧室Ｒ３の底面にその外縁に沿って等間隔に形成される複数の窪みでもよい。この場合にも、上記実施形態と同様に、ピストンロッド６のフランジの貼り付きを防止することができる。なお、窪部Ｒ７は、油圧室Ｒ３の底面に形成されていなくてもよく、例えば、ピストンロッド６のフランジ面に形成されていてもよい。また、窪部Ｒ７は、溝流路Ｒ６の内側に形成されていてもよい。
　また、上記実施形態においては、油圧室Ｒ３に溝流路Ｒ６が形成されているが、本開示はこれに限定されない。溝流路は、ピストンロッド６のフランジの下面（油圧室Ｒ３の底面と接触する接触面）に形成されていてもよい。この場合も、溝流路は、供給流路Ｒ４の開口及びリリーフ流路Ｒ５の開口と平面視して重なるように形成されている。ただし、この場合、ピストンロッド６に加工を行うことで溝流路を形成できるため、加工が容易である。
　本開示によれば、流体室に流入した作動流体が溝流路に流れ込むことで、作動流体がピストンロッドに接触する面積を増加させることができる。これにより、ピストンロッドを作動流体により持ち上げることが容易となる。したがって、流体室の底面にピストンロッドが当接した状態でも、圧縮比を大きくする方向にピストンロッドを移動させることができる。
１　エンジン
２　架構
３　シリンダ部
３ａ　シリンダライナ
３ｂ　シリンダヘッド
３ｃ　シリンダジャケット
４　ピストン
５　排気弁ユニット
５ａ　排気弁
５ｂ　排気弁筐
５ｃ　排気弁駆動部
６　ピストンロッド
７　クロスヘッド
７ａ　クロスヘッドピン
７ｂ　ガイドシュー
７ｃ　蓋部材
８　油圧部
８ａ　供給ポンプ
８ｂ　揺動管
８ｃ　プランジャポンプ
８ｃ１　プランジャ
８ｃ２　シリンダ
８ｃ３　プランジャ駆動部
８ｄ　第１逆止弁
８ｅ　第２逆止弁
８ｆ　リリーフ弁
８ｆ１　本体部
８ｆ２　リリーフ弁駆動部
９　連接棒
１０　クランク角センサ
１１　クランク軸
１２　掃気溜
１３　排気溜
１４　空気冷却器
１００　エンジンシステム
２００　過給機
３００　制御部
Ｈ　排気ポート
Ｏ　排出口
Ｒ１　燃焼室
Ｒ２　掃気室
Ｒ３　油圧室
Ｒ４　供給流路
Ｒ５　リリーフ流路
Ｒ６　溝流路
Ｒ７　窪部
Ｓ　掃気ポート

Claims (6)

  1. 　ピストンロッドと、昇圧された作動流体が供給されることで圧縮比を高める方向に前記ピストンロッドを移動させる流体室とを有する可変圧縮装置であって、
    　前記流体室の底面、または前記流体室の底面に接触する前記ピストンロッドの接触面に、溝流路が形成されている、可変圧縮装置。
  2. 　前記底面には、前記作動流体の供給開口が形成され、
    　前記溝流路は、前記供給開口と重なるように形成されている、請求項１記載の可変圧縮装置。
  3. 　前記底面、または前記接触面には、前記溝流路よりも前記ピストンロッドの径方向外側に、窪部が形成されている、請求項２記載の可変圧縮装置。
  4. 前記底面、または前記接触面には、前記溝流路よりも前記ピストンロッドの径方向内側に、窪部が形成されている、請求項２記載の可変圧縮装置。
  5. 　前記溝流路は、環状である請求項１～４のいずれか一項に記載の可変圧縮装置。
  6. 　請求項１～５のいずれか一項に記載の可変圧縮装置を有するエンジンシステム。
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