WO2019107434A1 - 可変圧縮装置及びエンジンシステム - Google Patents

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WO2019107434A1
WO2019107434A1 PCT/JP2018/043835 JP2018043835W WO2019107434A1 WO 2019107434 A1 WO2019107434 A1 WO 2019107434A1 JP 2018043835 W JP2018043835 W JP 2018043835W WO 2019107434 A1 WO2019107434 A1 WO 2019107434A1
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piston rod
fluid chamber
flange
flow passage
piston
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PCT/JP2018/043835
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裕 増田
和樹 四井
Original Assignee
株式会社Ihi
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
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    • F02B25/04—Engines having ports both in cylinder head and in cylinder wall near bottom of piston stroke
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    • F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
    • F02F1/00—Cylinders; Cylinder heads 
    • F02F1/18—Other cylinders

Definitions

  • the present disclosure relates to a variable compression device and an engine system.
  • Priority is claimed on Japanese Patent Application No. 2017-228333, filed Nov. 28, 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 large reciprocating piston combustion engine of Patent Document 1 changes the compression ratio by moving the piston rod by hydraulic pressure 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.
  • a portion of the working fluid supplied to the adjustment mechanism may be supplied as a cooling fluid to the inside of the piston via the piston rod. is there.
  • a working fluid that leaks from the hydraulic chamber side it is conceivable to use a working fluid that leaks from the hydraulic chamber side or to supply the cooling fluid from an opening formed on the side of the piston rod.
  • the relative position between the piston rod and the fluid chamber differs depending on the compression ratio. It needs to be large, and the range of motion of the piston rod may be limited.
  • the present disclosure has been made in view of the above-described problems, and it is an object of the present disclosure to stably supply a cooling fluid to the inside of a piston and to widen the movable range of a piston rod.
  • variable compression device of the 1st mode of this indication is a piston rod by which a flange was formed in an end, and the above-mentioned piston rod is compressed ratio by supplying pressurized working fluid.
  • a fluid chamber which is moved in a direction to increase the pressure, a restricting member which is provided on the opposite side of the fluid chamber with the flange interposed therebetween and which restricts the movement of the piston rod in the direction of increasing the compression ratio;
  • a restricting member side fluid chamber formed between the flange and the restricting member, a supply flow path for supplying a cooling fluid to the restricting member side fluid chamber, and an opening end on the bottom surface And a flow passage in the piston rod for guiding the cooling fluid from the inside of the piston rod to the inside of the piston rod.
  • the open end of the supply flow channel is formed on the surface of the control member facing the control member-side fluid chamber.
  • variable compression device according to the first aspect further includes a fluid chamber forming member that constitutes the regulating member-side fluid chamber by inserting the end of the piston rod, A notch is formed on the bottom surface, and an opening end of the supply channel is formed on the surface of the fluid chamber forming member facing the restricting member-side fluid chamber, and the notch includes the channel in the piston rod. An open end is formed.
  • the flange has a groove in a region overlapping the open end of the flow passage in the piston rod.
  • An engine system includes the variable compression device according to any one of the first to fourth aspects.
  • the cooling fluid is guided from the flow passage opening formed in the flange of the piston rod corresponding to the bottom surface of the regulating member side fluid chamber to the flow passage in the piston rod.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of an engine system in accordance with an embodiment of the present disclosure. It is a schematic cross section which shows a part of engine system in one embodiment of this indication. It is a schematic cross section which shows the flow of the hydraulic fluid of the engine system in one embodiment of this indication. It is a schematic cross section which shows the flow of the hydraulic fluid in the modification of the engine system in one embodiment of this indication.
  • An engine system 100 according to the present embodiment 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. 1.
  • the turbocharger 200 will be described as an accessory and will be described separately from the engine 1 (main engine).
  • the supercharger 200 is not an essential component of the engine system 100 according to the present embodiment, and may not be provided in the engine system 100.
  • FIG. 1 is a longitudinal cross-sectional view along a central axis of a cylindrical cylinder liner 3a provided in an engine system 100, which will be described later. In FIG.
  • the side on which the exhaust valve unit 5 described later is provided may be referred to as the upper side, and the side on which the crankshaft 11 described later is provided may be referred to as the lower side.
  • the direction intersecting the central axis of the cylinder liner 3a may be referred to as the radial direction.
  • the view from the center axis direction of the cylinder liner 3a may be referred to as a plan view.
  • 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 It is a dual fuel engine. 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 cross head 7, a hydraulic portion 8 (boost mechanism), and a connecting rod 9.
  • a crank angle sensor 10, a crankshaft 11, a scavenging air reservoir 12, an exhaust reservoir 13 and an air cooler 14 are provided. Further, a cylinder is constituted by the cylinder portion 3, the piston 4, the exhaust valve unit 5 and the piston rod 6.
  • 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.
  • a cross head pin 7a, which will be described later, of the cross head 7 can reciprocate.
  • 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 the sliding surface with the piston 4 is formed on the inner side (inner peripheral surface).
  • 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 are formed in the lower portion of the cylinder liner 3a.
  • the scavenging port S is an opening arranged along the circumferential 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 provided at the upper end portion of the cylinder liner 3 a.
  • the cylinder head 3 b is formed with an exhaust port H at a central portion in 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 provided between the frame 2 and the cylinder liner 3a and into which the lower end portion of the cylinder liner 3a is inserted, and a scavenging chamber R2 is formed inside.
  • the scavenging chamber R2 of the cylinder jacket 3c is connected to the scavenging air reservoir 12.
  • the piston 4 has a substantially cylindrical shape, is connected to a piston rod 6 described later, and is disposed inside the cylinder liner 3a. Further, a piston ring (not shown) is provided on the outer peripheral surface of the piston 4, and the piston ring seals the gap between the piston 4 and the cylinder liner 3 a. The piston 4 slides up and down in the cylinder liner 3a with the piston rod 6 due to the pressure fluctuation in the combustion chamber R1.
  • the piston 4 is hollow inside, and an ejection port 4a of an outer flow passage R8 described later is formed on the inner lower surface side.
  • 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 of the cylinder unit 3 by the exhaust valve drive unit 5c.
  • the exhaust valve housing 5b is a cylindrical housing that accommodates the end of the exhaust valve 5a.
  • the exhaust valve drive unit 5 c is an actuator that moves the exhaust valve 5 a in a direction along the stroke direction (sliding direction, vertical direction) of the piston 4.
  • the piston rod 6 is an elongated member having one end (upper end) connected to the piston 4 and the other end (lower end) connected to the cross head pin 7a.
  • the end (lower end) of the piston rod 6 is inserted into the crosshead pin 7a, and the connecting rod 9 is connected so as to be rotatable.
  • the piston rod 6 has a flange 6c in which the diameter of a part of the end on the cross head pin 7a side is formed thick (see FIG. 2).
  • the piston rod 6 has a double pipe structure, and includes an outer pipe 6a and an inner pipe 6b accommodated in the outer pipe 6a.
  • the flange 6 c is provided so as to protrude radially outward from the lower end portion (a portion inserted into the cross head pin 7 a) of the outer peripheral surface of the outer pipe 6 a.
  • the inner pipe 6b is a cylindrical main body portion accommodated in the outer pipe 6a and extending in the vertical direction, and a plate-like enlarged diameter portion extending radially outward from the upper end of the main body portion inside the piston 4 Have.
  • the enlarged diameter portion is provided with a plurality of apical cylindrical projecting portions extending upward, and an ejection port 4a penetrating in the vertical direction is formed at the top of the projecting portions.
  • the piston rod 6 is bent downward (in a direction toward the lower surface of the flange 6c) from the upper surface (surface facing the lid member 7c described later) of the flange 6c and then bent toward the radially inner inner pipe 6b, Further, an outer flow passage R8 (a flow passage in a piston rod) passing between the outer pipe 6a and the inner pipe 6b is formed.
  • the outer flow passage R8 includes a first flow passage extending downward from the upper surface of the flange 6c, a second flow passage extending radially inward from the lower end of the first flow passage, and the second flow passage.
  • a third flow passage connected to the radially inner end of the passage and provided between the outer pipe 6a and the inner pipe 6b, and connected to the upper end of the third flow passage and the above-mentioned enlarged diameter portion of the inner pipe 6b; And a fourth flow path provided between the piston 4 and the bottom wall (lower wall) of the piston 4. That is, in the flange 6c of the piston rod 6, a flow passage opening (opening end) of the outer flow passage R8 is formed on the upper surface. Further, the inner pipe 6 b is formed with an inner flow passage R 9 which is in communication with the inner cavity of the piston 4 and extends to the lower end (end on the cross head 7 side) of the piston rod 6. In other words, the inner side of the main body portion of the inner pipe 6b constitutes the inner flow passage R9.
  • the cross head 7 has a cross head pin 7a (fluid chamber forming member), a guide shoe 7b, and a lid member 7c (regulating member).
  • the crosshead pin 7a is a cylindrical member movably connecting the piston rod 6 and the connecting rod 9, and the end (lower end) of the piston rod 6 and the flange 6c are inserted into the crosshead pin 7a.
  • a fluid chamber R3 (a fluid chamber, a fluid chamber for changing a compression ratio) in which supply and discharge of hydraulic fluid (working fluid) are performed is formed therebetween.
  • the central axis of the cross head pin 7a extends in the direction perpendicular to the vertical direction.
  • an insertion recess is formed which is open upward and in which the flange 6c is slidably inserted in the vertical direction.
  • the fluid chamber R3 described above is provided between the bottom surface of the insertion recess and the lower surface of the flange 6c.
  • 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 hydraulic oil (cooling fluid) that has passed through the inner flow passage R9 of the piston rod 6 is discharged.
  • the crosshead pin 7a is provided with a supply flow passage R4 connecting the fluid chamber R3 and a plunger pump 8c described later, and a relief flow passage R5 connecting the fluid chamber R3 and a 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 movement of the crosshead pin 7a other than the linear direction along the stroke direction of the piston 4.
  • the rotational motion of the cross head pin 7a about its central axis is also restricted.
  • the lid member 7c is an annular member fixed to the upper portion of the crosshead pin 7a and into which the end of the piston rod 6 is inserted.
  • the lid member 7c is provided at the opening peripheral edge portion of the insertion recess of the cross head pin 7a.
  • the inner diameter of the lid 7c is equal to the outer diameter of the outer pipe 6a of the piston rod 6, and smaller than the outer diameter of the flange 6c. Further, a seal ring (not shown) is provided on the lid member 7 c on the sliding surface (radial direction inner surface) with the piston rod 6.
  • an upper hydraulic chamber R7 regulating member side fluid chamber
  • the upper hydraulic chamber R7 is a space surrounded by the upper surface of the flange 6c, the inner side surface of the insertion recess of the cross head pin 7a, the lower surface of the lid member 7c, and the outer peripheral surface of the outer pipe 6a.
  • a part of a cooling oil supply flow passage R6 (supply flow passage) for guiding the hydraulic oil supplied to the upper hydraulic chamber R7 is formed.
  • the other part of the cooling oil supply passage R6 is formed in the crosshead pin 7a.
  • the cooling oil supply flow passage R6 is a two flow passage for guiding a part of the hydraulic oil pressure-fed by the supply pump 8a described later from the cross head pin 7a to the upper hydraulic chamber R7 via the lid member 7c. That is, the cooling oil supply passage R6 is connected to the supply pump 8a.
  • Each of the two cooling oil supply flow passages R6 has a supply opening (opening end) formed on the surface (lower surface) on the upper hydraulic chamber R7 side of the lid member 7c. Also, 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, and a first check valve 8d and a second check valve 8e connected to the plunger pump 8c. , And a relief valve 8f.
  • the piston rod 6, the crosshead 7, the hydraulic unit 8, and the control unit 300 may function as the variable compression device A in the present disclosure.
  • the variable compression device A is configured to be able to change the compression ratio of the engine 1.
  • 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 from the control unit 300.
  • the supply pump 8a is driven by the power of the battery of the ship, and can operate before the combustion chamber R1 is supplied with liquid fuel.
  • the swinging pipe 8b is a pipe connecting the supply pump 8a and the plunger pump 8c of each cylinder, and swings between the plunger pump 8c moving along with the cross head pin 7a and the fixed supply pump 8a. It is made possible.
  • 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 fluid chamber R3.
  • a first check valve 8d is provided at the discharge side opening of the hydraulic oil provided at the end, and a second check valve 8e is provided at the suction side opening provided on the side circumferential surface. It is provided.
  • the plunger driving unit 8c3 is connected to the plunger 8c1 and reciprocates the plunger 8c1 based on an instruction from the control unit 300.
  • the first check valve 8d is structured such that the valve body is biased toward the inside of the cylinder 8c2 by a biasing member (not shown) and closed, and the hydraulic oil supplied to the fluid chamber R3 is received by the cylinder 8c2 It prevents the backflow to the back.
  • the first check valve 8d when the pressure of the hydraulic oil in the cylinder 8c2 becomes equal to or greater than the biasing force (opening pressure) of the biasing member of the first check valve 8d, the valve body is pushed by the hydraulic oil. Open the valve.
  • the second check valve 8e is biased toward the outside of the cylinder 8c2 by a biasing member (not shown) to prevent the hydraulic oil supplied to the cylinder 8c2 from flowing back to the supply pump 8a. .
  • the valve body becomes hydraulic fluid. It opens by being pushed.
  • the first check valve 8d has a valve opening pressure higher than that of the second check valve 8e, and is supplied from the supply pump 8a during steady-state operation operated at a preset compression ratio. It does not open due to the pressure of the hydraulic fluid.
  • 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 fluid chamber R3 and a hydraulic oil tank (not shown).
  • the relief valve drive unit 8f2 is connected to the valve body of the main body 8f1 and opens and closes the main body 8f1 based on an instruction from the control unit 300.
  • the relief valve 8 f is opened by the relief valve drive unit 8 f 2, whereby the hydraulic oil stored in the fluid chamber R 3 is returned to the hydraulic oil tank.
  • the connecting rod 9 is an elongated member connected to the crosshead pin 7 a and 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 connected to a connecting rod 9 provided in a cylinder, and transmits power to, for example, a screw or the like by being rotated by rotational motion transmitted by the connecting rod 9.
  • 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 connected to the exhaust port H of each cylinder and connected to the turbocharger 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 is a device that cools the air inside the scavenging gas reservoir 12.
  • the supercharger 200 is a device that pressurizes air taken in from an intake port (not shown) and supplies it to the combustion chamber R1 by a turbine rotated by gas discharged from the exhaust port H.
  • 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 control unit 300 controls the plunger pump 8c, the supply pump 8a, and the relief valve 8f, and adjusts the amount of hydraulic fluid in the fluid chamber R3 to change the position of the piston rod 6, thereby reducing the compression ratio.
  • Such an engine system 100 is a device that causes the piston 4 to slide in the cylinder liner 3 a by igniting and detonating the fuel injected into the combustion chamber R1 from a fuel injection valve (not shown), and rotates the crankshaft 11. is there. More specifically, the fuel supplied to the combustion chamber R1 is mixed with the air flowing in from the scavenging port S, and then compressed by movement of the piston 4 toward the top dead center to raise the temperature, resulting in natural Ignite. In the case of liquid fuel, it is vaporized by temperature rise in the combustion chamber R1 and spontaneously ignited.
  • the fuel in the combustion chamber R1 is rapidly ignited by natural ignition, and the pressure is applied to the piston 4 in the direction of the bottom dead center.
  • the piston 4 moves in the bottom dead center direction
  • the piston rod 6 is moved along with the piston 4, 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, and the exhaust gas in the combustion chamber R1 is pushed out to the exhaust reservoir 13 by the pressurized air.
  • the control unit 300 drives the supply pump 8a to supply hydraulic oil to the plunger pump 8c. Then, the control unit 300 drives the plunger pump 8 c to press the hydraulic oil to a pressure capable of lifting the piston rod 6 and supplies the hydraulic oil to the fluid chamber R3. The flange 6c of the piston rod 6 is lifted by the pressure of the hydraulic fluid in the fluid chamber R3, and the top dead center position of the piston 4 is moved upward (exhaust port H side) accordingly.
  • the relief valve 8f is driven by the control unit 300, and the fluid chamber R3 and a hydraulic fluid tank (not shown) are in communication. Then, the load of the piston rod 6 is applied to the hydraulic fluid of the fluid chamber R3, and the hydraulic fluid in the fluid chamber R3 is pushed out to the hydraulic fluid tank via the relief valve 8f. As a result, the hydraulic oil in the fluid chamber R3 is reduced, and the piston rod 6 is moved downward (toward the crankshaft 11), with which the top dead center position of the piston 4 is moved downward.
  • the piston 4 can be cooled by the hydraulic oil discharged to the inside of the piston 4 coming into contact with the inner surface of the piston 4. Further, the hydraulic oil discharged to the inside of the piston 4 is guided to the inner flow passage R9, discharged from the lower end of the piston rod 6, and discharged from the discharge port O to the outside.
  • the hydraulic oil is supplied from above the upper hydraulic chamber R7, and the channel opening formed in the flange 6c of the piston rod 6 corresponding to the bottom surface of the upper hydraulic chamber R7 is supplied to the outer channel R8. invite.
  • the working oil cooling oil
  • the working oil is supplied from the opening of the cooling oil supply flow passage R6 formed in the lid member 7c to the lower upper hydraulic chamber R7.
  • the hydraulic oil can be supplied regardless of the position of the piston rod 6 with respect to the crosshead pin 7a accompanying the change of the compression ratio.
  • Second Embodiment A modification of the first embodiment will be described as a second embodiment with reference to FIG.
  • the same components as in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • FIG. 4 the illustration of the configuration of the hydraulic unit 8 is omitted.
  • a step-like notch is formed in the flange 6c of the piston rod 6 on the surface (upper surface of the flange 6c, bottom surface of the upper hydraulic chamber R7) opposed to the lid member 7c. That is, the radially outer end portion of the upper surface of the flange 6c is notched. And in the notch formed in flange 6c of piston rod 6, the opening of outside channel R8 is formed.
  • the opening of the outer flow passage R8 is formed on the bottom surface (the surface facing upward) of the notch, but may be formed on the side surface (the surface facing outward in the radial direction) in the notch .
  • the cooling oil supply flow passage R6 is a straight flow passage directed from the radially outer side to the inner side of the piston rod 6 in the cross head pin 7a, and the side circumferential surface of the upper hydraulic chamber R7 (the inner side of the cross head pin 7a, the insertion recess Supply opening (open end) is formed on the inner surface of The supply opening is formed in the upper side (in the vicinity of the lid member 7c of the cross head pin 7a) of the inner side surface of the insertion recess in the vertical direction.
  • the supply opening of the cooling oil supply flow passage R6 is It faces the notch of the flange 6c, and can communicate with the outer flow passage R8 via the upper hydraulic chamber R7. In this case, it is not necessary to form the cooling oil supply flow passage R6 in the lid member 7c, and the flow passage formation of the cooling oil supply flow passage R6 is easy.
  • the piston rod 6 having the flange 6c formed at the end, and a fluid chamber in which the piston rod 6 is moved in the direction to increase the compression ratio by supplying the pressurized working fluid.
  • R3 and a lid member 7c provided on the opposite side of the fluid chamber R3 across the flange 6c and restricting the movement of the piston rod 6 in the direction of increasing the compression ratio, and the flange 6c as a bottom surface with the flange 6c and the lid member 7c
  • An upper hydraulic chamber R7 formed between the two, a cooling oil supply flow path R6 for supplying a cooling fluid (cooling oil) to the upper hydraulic chamber R7, an open end at the bottom and the cooling fluid in the upper hydraulic chamber R7
  • an outer flow passage R8 for guiding the inside of the piston rod 6.
  • the opening end of the cooling oil supply passage R6 may be formed on the surface of the lid 7c facing the upper hydraulic chamber R7.
  • the variable compression device A of the above embodiment further includes the crosshead pin 7a that constitutes the upper hydraulic chamber R7 by inserting the end of the piston rod 6, a notch is formed in the bottom, and the upper hydraulic pressure of the crosshead pin 7a
  • the opening end of the cooling oil supply flow passage R6 may be formed on the surface facing the chamber R7 (the inner side surface of the insertion recess), and the opening end of the outer flow passage R8 may be formed on the notch.
  • the flange 6c may have a grooved channel in a region overlapping with the open end of the outer flow channel R8.
  • An engine system 100 includes the variable compression device A of the above embodiment.
  • a grooved channel may be formed in the flange 6c (upper surface of the flange 6c) of the piston rod 6 through a position overlapping the channel opening of the outer channel R8 in plan view.
  • the hydraulic fluid flowing into the upper hydraulic chamber R7 can be efficiently guided to the channel opening by the grooved channel.
  • the notch formed in the flange 6c presupposed that it is step shape this indication is not limited to this.
  • the edge (radial outer edge) of the surface of the flange 6c facing the lid member 7c may be tapered and the flow passage opening of the outer flow passage R8 may be formed on the tapered surface. Also in this case, it is possible to obtain the same effect as that of the second embodiment.
  • hydraulic fluid is supplied to upper oil pressure room R7 as cooling oil from supply pump 8a
  • this indication is not limited to this.
  • a cooling oil pump may be provided separately from the supply pump 8a, and cooling oil may be supplied separately from the hydraulic oil.

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Abstract

この可変圧縮装置（Ａ）は、端部にフランジ（６ｃ）が形成されたピストンロッド（６）と、昇圧された作動流体が供給されることでピストンロッドが圧縮比を高める方向に移動される流体室（Ｒ３）と、フランジを挟んで流体室と反対側に設けられピストンロッドの圧縮比を高める方向への移動を規制する規制部材（７ｃ）と、フランジを底面としてフランジと規制部材との間において形成される規制部材側流体室（Ｒ７）と、規制部材側流体室に冷却流体を供給する供給流路（Ｒ６）と、上記底面に開口端を有すると共に規制部材側流体室内の冷却流体をピストンロッドの内側に案内するピストンロッド内流路（Ｒ８）とを有する。

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２８日に日本に出願された特願２０１７－２２８３３３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、重油など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ため、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２０１４－２０３７５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、調整機構（油圧室）に供給される作動流体の一部を、ピストンロッドを介してピストン内部に冷却流体として供給する場合がある。ピストンロッドを介してピストン内部に冷却流体を供給するためには、油圧室側から漏れ出す作動流体を用いるか、ピストンロッドの側方に形成された開口より冷却流体を供給することが考えられる。しかしながら、流体室（油圧室）側から漏れ出す作動流体を用いる場合には、安定的に作動流体を供給することが難しい可能性がある。また、ピストンロッドの側方に形成された開口よりピストンロッドの内部へと冷却流体を供給する場合には、ピストンロッドと流体室との相対位置が圧縮比によって異なるため、ピストンロッドにおける開口部を大きく設ける必要があり、ピストンロッドの可動域が制限される可能性がある。
　本開示は、上述する問題点に鑑みてなされたもので、安定的に冷却流体をピストン内部に供給でき、かつピストンロッドの可動域を広げることを目的とする。
　上記課題を解決するために、本開示の第１の態様の可変圧縮装置は、端部にフランジが形成されたピストンロッドと、昇圧された作動流体が供給されることで上記ピストンロッドが圧縮比を高める方向に移動される流体室と、上記フランジを挟んで上記流体室と反対側に設けられ上記ピストンロッドの圧縮比を高める方向への移動を規制する規制部材と、上記フランジを底面として上記フランジと上記規制部材との間において形成される規制部材側流体室と、上記規制部材側流体室に冷却流体を供給する供給流路と、上記底面に開口端を有すると共に上記規制部材側流体室内の上記冷却流体を上記ピストンロッドの内側に案内するピストンロッド内流路とを有する。
　本開示の第２の態様は、上記第１の態様において、上記規制部材の上記規制部材側流体室に対向する面には、上記供給流路の開口端が形成される。
　本開示の第３の態様は、上記第１の態様の可変圧縮装置が、上記ピストンロッドの上記端部が挿入されることにより上記規制部材側流体室を構成する流体室形成部材をさらに備え、上記底面に切欠が形成され、上記流体室形成部材の上記規制部材側流体室に対向する面には、上記供給流路の開口端が形成され、上記切欠には、上記ピストンロッド内流路の開口端が形成される。
　本開示の第４の態様は、上記第１～３のいずれかの態様において、上記フランジは、上記ピストンロッド内流路の開口端と重なる領域に溝流路を有する。
　本開示の第５の態様のエンジンシステムは、上記第１～４のいずれか１つの態様の可変圧縮装置を備える。
　本開示によれば、規制部材側流体室の底面にあたるピストンロッドのフランジに形成された流路開口よりピストンロッド内流路へと冷却流体を案内する。これにより、ピストンへと冷却流体を供給する際に、フランジの側方からピストンロッド内流路と接続される径方向の流路を形成する必要がない。したがって、ピストンロッドのフランジの厚さに制限がなくなるため、冷却流体を安定的に供給しつつ流体室内におけるフランジの移動量、すなわち可変圧縮装置によるピストンロッドの移動量を十分に確保することができる。
本開示の一実施形態におけるエンジンシステムの断面図である。 本開示の一実施形態におけるエンジンシステムの一部を示す模式断面図である。 本開示の一実施形態におけるエンジンシステムの作動油の流れを示す模式断面図である。 本開示の一実施形態におけるエンジンシステムの変形例における作動油の流れを示す模式断面図である。
　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。
[第１実施形態]
　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、過給機２００を補機として捉え、エンジン１（主機）と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。なお、過給機２００は、本実施形態のエンジンシステム１００に必須の構成要素ではなく、エンジンシステム１００に設けられずともよい。
　図１は、エンジンシステム１００に設けられた後述する円筒状のシリンダライナ３ａの中心軸に沿った縦断面図である。図１において、後述する排気弁ユニット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称する場合がある。シリンダライナ３ａの中心軸に交差する方向を径方向と称する場合がある。シリンダライナ３ａの中心軸方向から見た図を平面視と称する場合がある。
　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とされ、天然ガス等の気体燃料を重油などの液体燃料と共に燃焼させるガス運転モードと、重油など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なデュアルフュエルエンジンである。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（昇圧機構）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。
　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は、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が往復動可能とされている。
　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との摺動面が内側（内周面）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、複数の掃気ポートＳが形成されている。掃気ポートＳは、シリンダライナ３ａの周面に沿って配列された開口であり、シリンダジャケット３ｃ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、シリンダライナ３ａの上端部に設けられた蓋部材である。シリンダヘッド３ｂは、平面視において中央部に排気ポートＨが形成され、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、制御部３００へと送信している。シリンダジャケット３ｃは、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た円筒状の部材であり、内部に掃気室Ｒ２が形成されている。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、略円柱状とされ、後述するピストンロッド６と接続されてシリンダライナ３ａの内側に配置されている。また、ピストン４の外周面には不図示のピストンリングが設けられ、ピストンリングにより、ピストン４とシリンダライナ３ａとの間隙を封止している。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内を上下方向に摺動する。また、ピストン４は、内側が空洞とされ、内部の下面側に、後述する外側流路Ｒ８の噴出口４ａが形成されている。
　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の排気ポートＨを閉塞する。排気弁筐５ｂは、排気弁５ａの端部を収容する円筒形の筐体である。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（摺動方向、上下方向）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、一端（上端）がピストン４と接続され、他端（下端）がクロスヘッドピン７ａと連結された長尺状部材である。ピストンロッド６の端部（下端部）は、クロスヘッドピン７ａに挿入され、連接棒９が回転可能となるように連結されている。また、ピストンロッド６は、クロスヘッドピン７ａ側の端部の一部の径が太く形成されたフランジ６ｃを有している（図２参照）。また、ピストンロッド６は、図３に示すように、二重管構造とされ、外管６ａと、外管６ａ内に収容された内管６ｂとにより構成されている。フランジ６ｃは、外管６ａの外周面の下端部（クロスヘッドピン７ａに挿入されている部分）から径方向外側に突出して設けられている。内管６ｂは、外管６ａ内に収容され上下方向に延びる筒状の本体部と、ピストン４の内部において上記本体部の上端から径方向外側に向けて延びる板状の拡径部と、を備えている。当該拡径部には、上方に向けて延びる有頂筒状の突出部が複数設けられ、当該突出部の頂部には、上下方向に貫通した噴出口４ａが形成されている。ピストンロッド６には、フランジ６ｃの上面（後述する蓋部材７ｃに対向する面）から下方（フランジ６ｃの下面に向かう方向）に向かい、次に径方向内側の内管６ｂに向けて屈曲され、さらに外管６ａと内管６ｂとの間を通る外側流路Ｒ８（ピストンロッド内流路）が形成されている。言い換えれば、外側流路Ｒ８は、フランジ６ｃの上面から下方に向けて延びる第１流路と、この第１流路の下端から径方向内側に向けて延びる第２流路と、この第２流路の径方向内端に接続され且つ外管６ａと内管６ｂとの間に設けられた第３流路と、この第３流路の上端に接続され且つ内管６ｂの上記拡径部とピストン４の底壁部（下壁部）との間に設けられた第４流路と、を有している。すなわち、ピストンロッド６のフランジ６ｃには、上面に外側流路Ｒ８の流路開口（開口端）が形成されている。また、内管６ｂには、ピストン４の内側の空洞と連通されると共にピストンロッド６の下端（クロスヘッド７側の端部）まで延在する内側流路Ｒ９が形成されている。言い換えれば、内管６ｂの上記本体部の内側が、内側流路Ｒ９を構成している。
　クロスヘッド７は、クロスヘッドピン７ａ（流体室形成部材）と、ガイドシュー７ｂと、蓋部材７ｃ（規制部材）とを有している。クロスヘッドピン７ａは、ピストンロッド６と連接棒９とを移動可能に連結する円柱状部材であり、ピストンロッド６の端部（下端部）およびフランジ６ｃが挿入され、ピストンロッド６のフランジ６ｃとの間に作動油（作動流体）の供給及び排出が行われる流体室Ｒ３（流体室、圧縮比変更用流体室）が形成される。クロスヘッドピン７ａの中心軸は、上下方向と直交する方向に延びている。クロスヘッドピン７ａの上部には、上方に向けて開口しフランジ６ｃが上下摺動可能に挿入された挿入凹部が形成されている。上述した流体室Ｒ３は、上記挿入凹部の底面とフランジ６ｃの下面との間に設けられている。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の内側流路Ｒ９を通過した作動油（冷却流体）が排出される開口である。また、クロスヘッドピン７ａには、流体室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、流体室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、ピストン４のストローク方向に沿う直線方向以外への移動が規制される。クロスヘッドピン７ａは、その中心軸回りの回転運動も規制されている。蓋部材７ｃは、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の端部が挿入される環状部材である。蓋部材７ｃは、クロスヘッドピン７ａの上記挿入凹部の開口周縁部に設けられている。蓋部材７ｃの内径は、ピストンロッド６の外管６ａの外径と同等であり、フランジ６ｃの外径よりも小さい。また、蓋部材７ｃには、ピストンロッド６との摺動面（径方向内側の面）に図示しないシールリングが設けられている。これにより、クロスヘッドピン７ａと、蓋部材７ｃと、ピストンロッド６のフランジ６ｃとに囲まれた上部油圧室Ｒ７（規制部材側流体室）が形成されている。すなわち、上部油圧室Ｒ７は、フランジ６ｃの上面と、クロスヘッドピン７ａの上記挿入凹部の内側面と、蓋部材７ｃの下面と、外管６ａの外周面とで囲まれた空間である。また、蓋部材７ｃには、上部油圧室Ｒ７へと供給される作動油を案内する冷却油供給流路Ｒ６（供給流路）の一部が形成されている。冷却油供給流路Ｒ６の他の部分は、クロスヘッドピン７ａに形成されている。冷却油供給流路Ｒ６は、後述する供給ポンプ８ａにより圧送された作動油の一部を、クロスヘッドピン７ａから蓋部材７ｃを介して上部油圧室Ｒ７へと案内する２本の流路である。すなわち、冷却油供給流路Ｒ６は、供給ポンプ８ａに接続されている。２本の冷却油供給流路Ｒ６は、それぞれ蓋部材７ｃの上部油圧室Ｒ７側の面（下面）に供給開口（開口端）が形成されている。また、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へと伝達している。
　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に接続されている第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Ａとして機能してもよい。この可変圧縮装置Ａは、エンジン１の圧縮比を変更可能に構成されている。
　供給ポンプ８ａは、制御部３００からの指示に基づいて、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へと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よりも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、固定された供給ポンプ８ａとの間において、揺動可能とされている。
　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、作動油を昇圧して流体室Ｒ３へと供給する。また、シリンダ８ｃ２には、端部に設けられた作動油の吐出側の開口に第１逆止弁８ｄが設けられ、側周面に設けられた吸入側の開口に第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からの指示に基づいてプランジャ８ｃ１を往復動させる。
　第１逆止弁８ｄは、シリンダ８ｃ２の内側に向けて弁体が不図示の付勢部材によって付勢されることで閉弁する構造とされ、流体室Ｒ３に供給された作動油がシリンダ８ｃ２へと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の付勢部材の付勢力（開弁圧力）以上となると、弁体が作動油に押されることにより開弁する。第２逆止弁８ｅは、シリンダ８ｃ２の外側に向けて不図示の付勢部材によって付勢されており、シリンダ８ｃ２に供給された作動油が供給ポンプ８ａへと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の付勢部材の付勢力（開弁圧力）以上となると、弁体が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、開弁圧力が第２逆止弁８ｅの開弁圧力よりも高く、予め設定された圧縮比で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することはない。
　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、流体室Ｒ３及び不図示の作動油タンクに接続される弁である。リリーフ弁駆動部８ｆ２は、本体部８ｆ１の弁体に接続され、制御部３００からの指示に基づいて本体部８ｆ１を開閉弁する。リリーフ弁８ｆがリリーフ弁駆動部８ｆ２により開弁することで、流体室Ｒ３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、クロスヘッドピン７ａと連結されると共にクランク軸１１と連結されている長尺状部材である。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、制御部３００へとクランク角を算出するためのクランクパルス信号を送信している。
　クランク軸１１は、気筒に設けられる連接棒９に接続された長尺状の部材であり、それぞれの連接棒９により伝えられる回転運動により回転されることで、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、各気筒の排気ポートＨと接続されると共に過給機２００と接続される管状部材である。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へと供給される。空気冷却器１４は、掃気溜１２内部の空気を冷却する装置である。
　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燃焼室Ｒ１に供給する装置である。
　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は、プランジャポンプ８ｃ、供給ポンプ８ａ及びリリーフ弁８ｆを制御し、流体室Ｒ３における作動油の量を調整することにより、ピストンロッド６の位置を変更させて圧縮比を変更する。
　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、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を回転させる装置である。詳述すると、燃焼室Ｒ１に供給された燃料は、掃気ポートＳより流入した空気と混合された後、ピストン４が上死点方向に向けて移動することにより圧縮されて温度が上昇し、自然着火する。また、液体燃料の場合には、燃焼室Ｒ１において温度上昇することにより気化し、自然着火する。
　そして、燃焼室Ｒ１内の燃料が自然着火することで急激に膨張し、ピストン４には下死点方向に向けた圧力がかかる。これにより、ピストン４が下死点方向に移動し、ピストン４に伴ってピストンロッド６が移動され、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より燃焼室Ｒ１へと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が開き、燃焼室Ｒ１内の排気ガスが、加圧空気により排気溜１３へと押し出される。
　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、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は、プランジャポンプ８ｃを駆動して作動油を、ピストンロッド６を持ち上げることが可能な圧力となるまで加圧し、流体室Ｒ３へと作動油を供給する。流体室Ｒ３の作動油の圧力により、ピストンロッド６のフランジ６ｃが持ち上がり、これに伴ってピストン４の上死点位置が上方（排気ポートＨ側）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、流体室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の荷重が流体室Ｒ３の作動油にかかり、流体室Ｒ３内の作動油がリリーフ弁８ｆを介して作動油タンクへと押し出される。これにより、流体室Ｒ３の作動油が減少し、ピストンロッド６が下方（クランク軸１１側）に移動され、これに伴ってピストン４の上死点位置が下方に移動される。
　次に、作動油のピストンロッド６側の流れについて説明する。
　供給ポンプ８ａから供給される作動油の一部は、図３に示すように、冷却油供給流路Ｒ６を通過して蓋部材７ｃから上部油圧室Ｒ７へと供給される。これにより、上部油圧室Ｒ７が作動油で満たされた状態となる。そして、上部油圧室Ｒ７内の作動油は、ピストンロッド６のフランジ６ｃ上面（上部油圧室Ｒ７の底面）に形成された流路開口より外側流路Ｒ８へと流入し、ピストンロッド６に沿って上方（圧縮方向）へと案内され、噴出口４ａよりピストン４の内側へと吐出される。ピストン４の内側へ吐出された作動油がピストン４の内面に接触することで、ピストン４を冷却することができる。さらに、ピストン４の内側へ吐出された作動油は、内側流路Ｒ９へと案内され、ピストンロッド６の下端から吐出され、排出口Ｏより外部へと排出される。
　このような本実施形態によれば、作動油を上部油圧室Ｒ７の上方より供給し、上部油圧室Ｒ７の底面にあたるピストンロッド６のフランジ６ｃに形成された流路開口より外側流路Ｒ８へと案内する。これにより、ピストン４へと作動油（冷却油）を供給する際に、フランジ６ｃの外周面（クロスヘッドピン７ａとの摺動面）に開口を形成する必要がない。したがって、フランジ６ｃの厚さに制限がなくなるため、クロスヘッドピン７ａ内におけるフランジ６ｃの移動量、すなわち可変圧縮機構によるピストンロッド６の移動量を十分に確保することができる。
　また、本実施形態によれば、蓋部材７ｃに形成された冷却油供給流路Ｒ６の開口より、下方の上部油圧室Ｒ７に向けて作動油を供給している。これにより、圧縮比の変更に伴うピストンロッド６のクロスヘッドピン７ａに対する位置に関わらず、作動油を供給することができる。
[第２実施形態]
　上記第１実施形態の変形例を第２実施形態として、図４を参照して説明する。なお、この第２実施形態において第１実施形態と共通の構成は符号を共通とし、説明を省略する。また、図４においては、油圧部８の構成の図示を省略している。
　本実施形態においては、ピストンロッド６のフランジ６ｃに、蓋部材７ｃと対向する面（フランジ６ｃの上面、上部油圧室Ｒ７の底面）において、階段状の切欠が形成されている。すなわち、フランジ６ｃの上面のうち、径方向外端部が切り欠かれている。そして、ピストンロッド６のフランジ６ｃに形成された切欠には、外側流路Ｒ８の開口が形成されている。なお、本実施形態において、外側流路Ｒ８の開口は上記切欠の底面（上方に向かう面）に形成されているが、上記切欠における側面（径方向外方に向かう面）に形成されてもよい。冷却油供給流路Ｒ６は、クロスヘッドピン７ａにおいてピストンロッド６の径方向外側から内側に向けた直線状の流路とされ、上部油圧室Ｒ７の側周面（クロスヘッドピン７ａの内側、上記挿入凹部の内側面）に供給開口（開口端）が形成されている。なお、供給開口は、上下方向において、上記挿入凹部の内側面のうちの上側（クロスヘッドピン７ａの蓋部材７ｃの近傍）に形成されている。これにより、ピストンロッド６が高圧縮比方向（上方）に移動され、フランジ６ｃが蓋部材７ｃと当接（または近接）した状態とされる際にも、冷却油供給流路Ｒ６の供給開口がフランジ６ｃの切欠に面しており、上部油圧室Ｒ７を介して外側流路Ｒ８と連通させることができる。この場合、蓋部材７ｃに冷却油供給流路Ｒ６を形成する必要がなく、冷却油供給流路Ｒ６の流路形成が容易である。
　上記実施形態の可変圧縮装置Ａは、端部にフランジ６ｃが形成されたピストンロッド６と、昇圧された作動流体が供給されることでピストンロッド６が圧縮比を高める方向に移動される流体室Ｒ３と、フランジ６ｃを挟んで流体室Ｒ３と反対側に設けられピストンロッド６の圧縮比を高める方向への移動を規制する蓋部材７ｃと、フランジ６ｃを底面としてフランジ６ｃと蓋部材７ｃとの間において形成される上部油圧室Ｒ７と、上部油圧室Ｒ７に冷却流体（冷却油）を供給する冷却油供給流路Ｒ６と、上記底面に開口端を有すると共に上部油圧室Ｒ７内の冷却流体をピストンロッド６の内側に案内する外側流路Ｒ８とを有する。
　蓋部材７ｃの上部油圧室Ｒ７に対向する面には、冷却油供給流路Ｒ６の開口端が形成されてもよい。
　上記実施形態の可変圧縮装置Ａが、ピストンロッド６の端部が挿入されることにより上部油圧室Ｒ７を構成するクロスヘッドピン７ａをさらに備え、上記底面に切欠が形成され、クロスヘッドピン７ａの上部油圧室Ｒ７に対向する面（上記挿入凹部の内側面）には、冷却油供給流路Ｒ６の開口端が形成され、上記切欠には、外側流路Ｒ８の開口端が形成されてもよい。
　フランジ６ｃは、外側流路Ｒ８の開口端と重なる領域に溝流路を有してもよい。
　エンジンシステム１００は、上記実施形態の可変圧縮装置Ａを備える。
　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、ピストンロッド６のフランジ６ｃ（フランジ６ｃの上面）には、外側流路Ｒ８の流路開口と平面視で重なる位置を通る溝流路が形成されてもよい。この場合、溝流路により、上部油圧室Ｒ７に流入した作動油を効率よく流路開口へと案内することができる。
　また、上記第２実施形態においては、フランジ６ｃに形成された切欠が階段状であるとしたが、本開示はこれに限定されない。たとえば、フランジ６ｃの蓋部材７ｃと対向する面の縁部（径方向外縁部）がテーパ状に切り欠かれており、テーパ面に外側流路Ｒ８の流路開口が形成されてもよい。この場合においても、上記第２実施形態と同様の効果を得ることが可能である。
　また、上記実施形態においては、供給ポンプ８ａから作動油を冷却油として上部油圧室Ｒ７に供給しているが、本開示はこれに限定されない。例えば、供給ポンプ８ａと別体として冷却油ポンプを有しており、作動油と別系統として冷却油を供給してもよい。
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
４ａ　噴出口
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
６ａ　外管
６ｂ　内管
６ｃ　フランジ
７　クロスヘッド
７ａ　クロスヘッドピン（流体室形成部材）
７ｂ　ガイドシュー
７ｃ　蓋部材（規制部材）
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
Ａ　可変圧縮装置
Ｈ　排気ポート
Ｏ　排出口
Ｒ１　燃焼室
Ｒ２　掃気室
Ｒ３　流体室
Ｒ４　供給流路
Ｒ５　リリーフ流路
Ｒ６　冷却油供給流路（供給流路）
Ｒ７　上部油圧室（規制部材側流体室）
Ｒ８　外側流路（ピストンロッド内流路）
Ｒ９　内側流路
Ｓ　掃気ポート

Claims (5)

  1. 　端部にフランジが形成されたピストンロッドと、
    　昇圧された作動流体が供給されることで前記ピストンロッドが圧縮比を高める方向に移動される流体室と、
    　前記フランジを挟んで前記流体室と反対側に設けられ、前記ピストンロッドの圧縮比を高める方向への移動を規制する規制部材と、
    　前記フランジを底面として前記フランジと前記規制部材との間において形成される規制部材側流体室と、
    　前記規制部材側流体室に冷却流体を供給する供給流路と、
    　前記底面に開口端を有すると共に、前記規制部材側流体室内の前記冷却流体を前記ピストンロッドの内側に案内するピストンロッド内流路と
    　を有する可変圧縮装置。
  2. 　前記規制部材の、前記規制部材側流体室に対向する面には、前記供給流路の開口端が形成される請求項１記載の可変圧縮装置。
  3. 　前記ピストンロッドの前記端部が挿入されることにより前記規制部材側流体室を構成する流体室形成部材をさらに備え、
    　前記底面に切欠が形成され、
    　前記流体室形成部材の前記規制部材側流体室に対向する面には、前記供給流路の開口端が形成され、
    　前記切欠には、前記ピストンロッド内流路の開口端が形成される
    　請求項１記載の可変圧縮装置。
  4. 　前記フランジは、前記ピストンロッド内流路の開口端と重なる領域に溝流路を有する請求項１～３のいずれか一項に記載の可変圧縮装置。
  5. 　請求項１～４のいずれか一項に記載の可変圧縮装置を備えるエンジンシステム。
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Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP4166769A1 (en) * 2021-10-18 2023-04-19 Winterthur Gas & Diesel Ltd. Internal combustion engine with variable compression ratio device

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07197910A (ja) * 1993-12-29 1995-08-01 Nabco Ltd 油圧シリンダ
DE19835146A1 (de) * 1998-08-04 1999-06-10 Daimler Chrysler Ag Pleuelstange
JP2007177751A (ja) * 2005-12-28 2007-07-12 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の圧縮比可変装置
JP2014020375A (ja) 2012-07-17 2014-02-03 Waertsilae Schweiz Ag 大型往復ピストン燃焼エンジン、ならびにそのようなエンジンを制御する制御機器および方法
JP2016211462A (ja) * 2015-05-11 2016-12-15 株式会社Ihi 油圧発生装置およびクロスヘッド型エンジン
JP2017228333A (ja) 2016-06-23 2017-12-28 富士フイルム株式会社 磁気テープおよび磁気テープ装置

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101534709B1 (ko) * 2013-12-18 2015-07-08 현대자동차 주식회사 가변 압축비 엔진
JP6137341B2 (ja) * 2014-01-20 2017-05-31 株式会社Ihi クロスヘッド型エンジン
DK3098417T3 (en) * 2014-01-20 2018-12-10 Ihi Corp ENGINE
DK3214292T3 (da) * 2014-10-30 2020-01-06 Ihi Corp Jævnstrømsskylningstotaktsmotor
JP6451485B2 (ja) * 2015-05-11 2019-01-16 株式会社Ihi クロスヘッド型エンジン

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07197910A (ja) * 1993-12-29 1995-08-01 Nabco Ltd 油圧シリンダ
DE19835146A1 (de) * 1998-08-04 1999-06-10 Daimler Chrysler Ag Pleuelstange
JP2007177751A (ja) * 2005-12-28 2007-07-12 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の圧縮比可変装置
JP2014020375A (ja) 2012-07-17 2014-02-03 Waertsilae Schweiz Ag 大型往復ピストン燃焼エンジン、ならびにそのようなエンジンを制御する制御機器および方法
JP2016211462A (ja) * 2015-05-11 2016-12-15 株式会社Ihi 油圧発生装置およびクロスヘッド型エンジン
JP2017228333A (ja) 2016-06-23 2017-12-28 富士フイルム株式会社 磁気テープおよび磁気テープ装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
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