WO2019124431A1 - 圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム - Google Patents

圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム Download PDF

Info

Publication number
WO2019124431A1
WO2019124431A1 PCT/JP2018/046752 JP2018046752W WO2019124431A1 WO 2019124431 A1 WO2019124431 A1 WO 2019124431A1 JP 2018046752 W JP2018046752 W JP 2018046752W WO 2019124431 A1 WO2019124431 A1 WO 2019124431A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
compression
end pressure
combustion chamber
compression ratio
combustion
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/046752
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
裕 増田
孝行 廣瀬
敬之 山田
中島　勇人
Original Assignee
株式会社Ihi
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
Application filed by 株式会社Ihi filed Critical 株式会社Ihi
Priority to EP18890966.7A priority Critical patent/EP3730769A4/en
Priority to KR1020207014356A priority patent/KR102371032B1/ko
Priority to CN201880081593.5A priority patent/CN111465757B/zh
Publication of WO2019124431A1 publication Critical patent/WO2019124431A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • 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
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/044—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of an adjustable piston length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0242—Variable control of the exhaust valves only
    • F02D13/0249—Variable control of the exhaust valves only changing the valve timing only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/028—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation for two-stroke engines
    • F02D13/0284—Variable control of exhaust valves only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D19/00—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D19/02—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with gaseous fuels
    • F02D19/026—Measuring or estimating parameters related to the fuel supply system
    • F02D19/029—Determining density, viscosity, concentration or composition
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D19/00—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D19/06—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed
    • F02D19/0639—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed characterised by the type of fuels
    • F02D19/0642—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed characterised by the type of fuels at least one fuel being gaseous, the other fuels being gaseous or liquid at standard conditions
    • F02D19/0647—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed characterised by the type of fuels at least one fuel being gaseous, the other fuels being gaseous or liquid at standard conditions the gaseous fuel being liquefied petroleum gas [LPG], liquefied natural gas [LNG], compressed natural gas [CNG] or dimethyl ether [DME]
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D19/00—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D19/06—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed
    • F02D19/08—Controlling engines characterised by their use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures peculiar to engines working with pluralities of fuels, e.g. alternatively with light and heavy fuel oil, other than engines indifferent to the fuel consumed simultaneously using pluralities of fuels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D35/00—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for
    • F02D35/02—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions
    • F02D35/023—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining the cylinder pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0025—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/06—Fuel or fuel supply system parameters
    • F02D2200/0611—Fuel type, fuel composition or fuel quality
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/10—Parameters related to the engine output, e.g. engine torque or engine speed
    • F02D2200/1015—Engines misfires
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0025—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
    • F02D41/0027—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures the fuel being gaseous

Definitions

  • the present disclosure relates to a compression end pressure control device and an engine system.
  • Priority is claimed on Japanese Patent Application No. 2017-243275, filed Dec. 19, 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 corresponds to both a compression ratio suitable for operation with liquid fuel and a compression ratio suitable for operation with gaseous fuel. Therefore, an adjustment mechanism for changing the compression ratio by moving the piston rod by hydraulic pressure is provided in the crosshead portion.
  • the compression end pressure is adjusted by changing the closing timing of the exhaust valve.
  • the compression end pressure between the plurality of cylinders is adjusted by changing the valve closing timing of the exhaust valve.
  • the valve closing timing of the exhaust valve is delayed to reduce the compression end pressure, much air is exhausted from the combustion chamber.
  • the air charge in the combustion chamber decreases and the concentration of fuel gas relative to the gas in the combustion chamber increases.
  • abnormal combustion may occur in the combustion chamber.
  • the present disclosure has been made in view of the above-described problems, and it is an object of the present disclosure to prevent abnormal combustion when controlling the compression end pressure.
  • the present disclosure controls the supply amount of working fluid of a variable compression device that increases the compression ratio of a combustion chamber by supplying a boosted working fluid to the fluid chamber.
  • Compression end pressure control device for controlling the acquired variable compression device to reduce the compression ratio of the combustion chamber when the compression end pressure in the combustion chamber is higher than a predetermined reference range
  • a compression end pressure control device having a compression ratio setting unit that sets the ratio and a variable compression device adjustment device that controls the supply amount of the working fluid based on the compression ratio determined by the compression ratio setting device adopt.
  • valve closing timing of the exhaust valve device for opening and closing the exhaust port in the combustion chamber is closed when the compression end pressure is lower than the reference range.
  • a compression end pressure control device further having an exhaust valve adjustment device for advancing the timing is employed.
  • the compression end pressure in the combustion chamber is higher than a predetermined reference range, based on the composition of the fuel supplied to the combustion chamber.
  • the apparatus further comprises an abnormal combustion estimation device for estimating whether abnormal combustion occurs under compression end pressure, and the compression ratio setting means determines compression ratio based on the estimation result of the abnormal combustion estimation means.
  • a means of control device is adopted.
  • the piston rod is moved in a direction to increase the compression ratio of the combustion chamber by supplying the plurality of cylinders having the combustion chamber and the boosted working fluid.
  • An engine system comprising a variable compression device having a fluid chamber and the compression end pressure control device according to any one of the first to third aspects is adopted.
  • the compression end pressure when the compression end pressure is higher than a predetermined reference range, the compression end pressure is reduced by reducing the compression ratio of the combustion chamber. Therefore, since the amount of discharge of gas in the combustion chamber does not change, the compression end pressure can be reduced without reducing the amount of air charged in the combustion chamber. Therefore, abnormal combustion can be prevented without increasing the concentration of gaseous fuel in the combustion chamber.
  • 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 block diagram of a control part of an engine system in one embodiment of this indication. It is a flow chart of compression end pressure control of a control part in one embodiment of this indication. It is a flow chart of compression ratio change control of a control part in one embodiment of this indication.
  • the engine system 100 of the present embodiment is mounted on a ship such as a large tanker, for example, and as shown in FIG. 1, the engine 1, the supercharger 200, the control unit 300 (compression end pressure control device), and in-cylinder pressure A sensor 400 and a gas chromatography 500 are included.
  • 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 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 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.
  • 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 therein, and a scavenging chamber R2 is 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 piston ring (not shown) is provided on the outer peripheral surface of the piston 4, and the gap between the piston 4 and the cylinder liner 3 a is sealed by the piston ring. 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 large diameter portion in which the 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 crosshead 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 large diameter portion of the piston rod 6 and the hydraulic fluid (working fluid) to be supplied and discharged.
  • 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.
  • an outlet hole O penetrating along the axial direction of the crosshead pin 7a is formed below the center.
  • the outlet hole 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 There is.
  • 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.
  • 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 driving unit 8f2 is connected to the main body 8f1 and causes the main body 8f1 to open and close 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 fuel supplied to each cylinder and the like based on an operation and the like by the operator of the ship.
  • the control unit 300 includes a central processing unit (CPU), a memory such as a random access memory (RAM) or a read only memory (ROM), and a storage device such as a solid state drive (SSD) or a hard disc drive (HDD). ing.
  • the control unit 300 also controls the hydraulic unit 8 to change the compression ratio in the combustion chamber R1.
  • the control unit 300 has a compression end pressure determination unit 301, an auto ignition timing calculation unit 302, an abnormal combustion estimation unit 303 (abnormal combustion estimation device), and an exhaust valve adjustment unit An exhaust valve adjustment device 304, a compression ratio setting unit 305 (compression ratio setting device), and a hydraulic pressure adjustment unit 306 (variable compression device adjustment device) are provided.
  • the compression end pressure determination unit 301 compares the compression end pressure acquired from the in-cylinder pressure sensor 400 with a reference range stored in advance.
  • the reference range stored beforehand is determined from, for example, a map based on the engine speed, the engine load, the compression end pressure, and the like.
  • the self-ignition timing calculation unit 302 calculates self-ignition timing (information on abnormal combustion) with reference to the self-ignition timing map stored in advance based on the information including the composition of the gaseous fuel acquired by the gas chromatography 500.
  • the self-ignition timing map time from the start of fuel injection to self-ignition is stored in a plurality of patterns of combinations of content ratios of the respective components of the gaseous fuel. That is, referring to the self-ignition timing map, the self-ignition timing calculation unit 302 determines the time from the start of fuel injection to self-ignition in the pattern of the combination of the content ratio of each component of the gaseous fuel closest to the detected fuel composition. From this, the self-ignition timing is calculated.
  • the abnormal combustion estimation unit 303 calculates the distribution of the combustion gas of the gaseous fuel in the combustion chamber R1 based on the injection amount of the gaseous fuel and the acquired compression end pressure, and the timing at which the combustion gas spreads in the combustion chamber R1 The combustion completion timing is calculated. Then, the abnormal combustion estimation unit 303 determines whether abnormal combustion occurs or not by comparing the combustion completion timing with the self-ignition timing and determining whether the self-ignition timing is earlier than the combustion completion timing. Do. When the self-ignition timing is earlier than the combustion completion timing, it is determined that the possibility that abnormal combustion is occurring is high, and the self-ignition timing is the same as the combustion completion timing and the self-ignition timing is later than the combustion completion timing. It is determined that there is a high possibility that abnormal combustion has not occurred.
  • the exhaust valve adjustment unit 304 opens and closes the exhaust valve 5a by controlling the exhaust valve drive unit 5c. Further, the exhaust valve adjustment unit 304 advances (earlies) the closing timing of the exhaust valve 5a when the compression end pressure is lower than the reference range based on the determination result of the compression end pressure determination unit 301. The exhaust valve drive unit 5c is controlled.
  • the compression ratio setting unit 305 calculates an optimal compression ratio according to the type of fuel based on an external input. Furthermore, the compression ratio setting unit 305 refers to the compression ratio setting map stored in advance based on the self-ignition timing calculated by the self-ignition timing calculation unit 302, and in the range where the gaseous fuel self-ignites at the compression end. Determine the compression ratio to be maximum. Such a compression ratio is also referred to as a compression ratio set value.
  • the compression ratio setting map stores the correlation between the self-ignition timing and such compression ratio.
  • the hydraulic pressure adjustment unit 306 operates the hydraulic chamber R3 by controlling the plunger pump 8c and the relief valve 8f of the hydraulic unit 8 based on the compression ratio (compression ratio setting value) acquired from the compression ratio setting unit 305. Adjust the oil supply.
  • the in-cylinder pressure sensor 400 is a sensor that measures the pressure in the combustion chamber R1, and is provided on the inner wall of the combustion chamber R1.
  • the gas chromatography 500 acquires the composition of the gaseous fuel supplied to the combustion chamber R1 when the gaseous fuel is supplied to the combustion chamber R1, and detects the distribution for each composition of the gaseous fuel.
  • the gas chromatography 500 detects the composition distribution of the gaseous fuel, for example, once a day or once an hour or so.
  • 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 compression ratio setting unit 305 of the control unit 300 calculates the optimum compression ratio
  • the hydraulic pressure adjustment unit 306 drives the supply pump 8a, and the plunger pump 8c operates. Oil is supplied.
  • the hydraulic pressure adjustment unit 306 of the control unit 300 drives the plunger pump 8c, pressurizes the hydraulic oil to a pressure capable of lifting the piston rod 6, and supplies the hydraulic oil to the hydraulic chamber R3.
  • the end (large diameter portion) of the piston rod 6 is lifted from the bottom of the hydraulic chamber R3 by the pressure of the hydraulic fluid supplied to the hydraulic chamber R3.
  • the piston rod 6 is moved upward, and the top dead center of the piston 4 is moved upward (i.e., near the exhaust port H).
  • the compression ratio setting unit 305 of the control unit 300 calculates an optimal compression ratio
  • the hydraulic pressure adjustment unit 306 drives the relief valve 8f
  • the hydraulic pressure chamber R3 is not The illustrated hydraulic oil tank is in communication.
  • 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.
  • the hydraulic oil in the hydraulic pressure chamber R3 decreases, and the piston rod 6 moves downward (ie, near the crankshaft 11). Along with this, the top dead center of the piston 4 is moved downward.
  • the control unit 300 acquires the compression end pressure by the compression end pressure determination unit 301 (step S1), and the acquired compression end pressure And a predetermined reference range (step S2). If the acquired compression end pressure is lower than the reference range, the control unit 300 causes the exhaust valve adjustment unit 304 to control the exhaust valve drive unit 5c to advance the closing timing of the exhaust valve 5a (step S3). ). In addition, when the acquired compression end pressure is within the reference range, the control unit 300 ends the flow.
  • control unit 300 changes the compression ratio by the variable compression device (step S4).
  • the compression end pressures of all the cylinders are within the reference range, thereby preventing the variation of the compression end pressure in each cylinder.
  • step S4 when the gaseous fuel is supplied to the combustion chamber R1, the control unit 300 acquires the composition of the gaseous fuel supplied to the combustion chamber R1 from the gas chromatography 500 (step S11), and the self-ignition timing calculation unit 302 Thus, the self-ignition timing is calculated from the self-ignition timing map (step S12).
  • control unit 300 causes the abnormal combustion estimation unit 303 to calculate the combustion completion timing based on the injection amount of the gaseous fuel and the combustion speed (step S13).
  • control unit 300 determines whether or not the auto ignition timing calculated is earlier than the calculated combustion completion timing under the acquired compression end pressure by the abnormal combustion estimation unit 303 (step S14). .
  • step S14 determines whether the compression ratio setting unit 305 is higher than the combustion completion timing, the air-fuel mixture self-ignites more quickly than the combustion gas reaches the combustion chamber R1, and abnormal combustion may occur. Is high. Therefore, the control unit 300 causes the compression ratio setting unit 305 to determine the compression ratio based on the compression ratio setting map so as to lower the compression ratio than the current compression ratio of the combustion chamber R1 (step S15). Then, the control unit 300 causes the hydraulic pressure adjustment unit 306 to reduce the supply amount of the hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber R3 in order to lower the compression ratio so as to match the determined compression ratio (compression ratio setting value). (Step S16).
  • step S14 determines whether the self-ignition timing is later than the combustion completion timing, or if the combustion completion timing and the self-ignition timing are simultaneous.
  • the amount of movement of the piston rod 6 associated with the change of the compression ratio depending on the type of fuel is much larger than the amount of movement of the piston rod 6 associated with the change of the compression ratio due to the adjustment of the compression end pressure. Therefore, after changing the compression ratio according to the type of fuel, the compression ratio can be optimized for each fuel by changing the compression ratio by adjusting the compression end pressure.
  • the compression end pressure when the acquired compression end pressure is higher than a predetermined reference range, the compression end pressure is reduced by lowering the compression ratio of the combustion chamber R1. Therefore, since the discharge amount of the gas in the combustion chamber R1 does not change, the compression end pressure can be reduced without reducing the amount of air charged in the combustion chamber R1. Therefore, abnormal combustion can be prevented without increasing the concentration of gaseous fuel in the combustion chamber R1.
  • the compression end pressure when the acquired compression end pressure is lower than a predetermined reference range, the compression end pressure is raised by advancing the valve closing timing of the exhaust valve 5a. Therefore, the compression end pressure can be increased without reducing the amount of air charged in the combustion chamber R1. Therefore, abnormal combustion can be prevented without increasing the concentration of gaseous fuel in the combustion chamber R1.
  • the self-ignition timing calculation unit 302 calculates the self-ignition timing based on the composition of the fuel
  • the compression ratio setting unit 305 calculates the compression ratio at which abnormal combustion does not occur based on the self-ignition timing.
  • the compression ratio of the combustion chamber R1 can be determined so that Therefore, the compression ratio can be determined based on the ease of occurrence of abnormal combustion depending on the composition of the gaseous fuel, and abnormal combustion can be prevented.
  • the engine system 100 set it as the structure which has the gas chromatography 500
  • this invention is not limited to this. If the composition of the gaseous fuel is known in advance, the gas chromatography 500 may not be provided.
  • the composition acquisition device may be configured other than the gas chromatography 500.
  • whether or not abnormal combustion is occurring is determined based on the information input from the in-cylinder pressure sensor 400, but the present disclosure is not limited to this. For example, by providing a vibration sensor in the combustion chamber R1, it may be determined whether abnormal combustion has occurred based on information input from the vibration sensor.
  • the compression end pressure when the compression end pressure is increased, the adjustment by the exhaust valve adjustment unit 304 is performed, but the present invention is not limited to this.
  • the hydraulic pressure adjustment unit 306 may adjust the compression end pressure.
  • the compression end pressure when the compression end pressure is higher than a predetermined reference range, the compression end pressure is reduced by reducing the compression ratio of the combustion chamber. Therefore, since the amount of discharge of gas in the combustion chamber does not change, the compression end pressure can be reduced without reducing the amount of air charged in the combustion chamber. Therefore, abnormal combustion can be prevented without increasing the concentration of gaseous fuel in the combustion chamber.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Oil, Petroleum & Natural Gas (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)

Abstract

昇圧された作動流体が流体室（Ｒ３）に供給されることにより燃焼室（Ｒ１）の圧縮比を高める可変圧縮装置の作動流体の供給量を制御する圧縮端圧力制御装置（３００）であって、燃焼室（Ｒ１）における圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、可変圧縮装置を制御して燃焼室（Ｒ１）の圧縮比を低下させる圧縮比設定部（３０５）と、圧縮比設定部（３０５）により決定された圧縮比に基づいて、作動流体の供給量を制御する可変圧縮装置調整部（３０６）と、を有する圧縮端圧力制御装置。

Description

圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム
　本開示は、圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステムに関するものである。本願は、２０１７年１２月１９日に日本に出願された日本国特願２０１７－２４３２７５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。そのため、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２０１４－０２０３７５号公報
　ところで、多気筒のエンジンにおいて、各気筒の圧縮端圧力（上死点における燃焼室圧力）のバラツキを抑制するために、排気弁の閉弁タイミングを変化させることにより、圧縮端圧力を調整することが行われている。可変圧縮装置を備えるエンジンシステムにおいても、排気弁の閉弁タイミングを変化させることで、複数の気筒間の圧縮端圧力を調整している。しかしながら、圧縮端圧力を低下させるために、排気弁の閉弁タイミングを遅延させると、燃焼室内から多くの空気が排出される。そのため、燃焼室内の空気充填量が減少し、燃焼室内における気体に相対的な燃料ガスの濃度が増加する。これにより、燃焼室において、異常燃焼が発生する場合がある。
　本開示は、上述する問題点に鑑みてなされたもので、圧縮端圧力を制御する際の異常燃焼を防止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、昇圧された作動流体が流体室に供給されることにより燃焼室の圧縮比を高める可変圧縮装置の作動流体の供給量を制御するための圧縮端圧力制御装置であって、燃焼室における圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、取得された可変圧縮装置を制御して燃焼室の圧縮比を低下させるように圧縮比を設定する圧縮比設定部と、圧縮比設定装置により決定された圧縮比に基づいて、作動流体の供給量を制御する可変圧縮装置調整装置と、を有する圧縮端圧力制御装置、という手段を採用する。
　本開示は、第２の態様として、上記第１の態様において、上記圧縮端圧力が上記基準範囲より低い場合に上記燃焼室内の排気ポートを開閉する排気弁装置の閉弁タイミングを現行の閉弁タイミングより早める排気弁調整装置をさらに有する圧縮端圧力制御装置、という手段を採用する。
　本開示は、第３の態様として、上記第１または２の態様において、燃焼室における圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、燃焼室に供給される燃料の組成に基づいて、圧縮端圧力下において異常燃焼が発生するか否かを推定する異常燃焼推定装置をさらに有し、圧縮比設定手段は、異常燃焼推定手段の推定結果に基づいて、圧縮比を決定する圧縮端圧力制御装置、という手段を採用する。
　本開示は、第４の態様として、エンジンシステムは、燃焼室を有する複数の気筒と、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上記燃焼室の圧縮比を高める方向に移動される流体室を有する可変圧縮装置と上記第１～第３のいずれかの態様に記載の圧縮端圧力制御装置と、を備えるエンジンシステム、という手段を採用する。
　本開示によれば、圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、燃焼室の圧縮比を下げることにより圧縮端圧力を低下させる。したがって、燃焼室内の気体の排出量は変化しないため、燃焼室内の充填空気量を減少させることなく、圧縮端圧力を低下させることができる。したがって、燃焼室内の気体燃料の濃度を上昇させることがなく、異常燃焼を防止することができる。
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制御部のブロック図である。 本開示の一実施形態における制御部の圧縮端圧力制御のフローチャートである。 本開示の一実施形態における制御部の圧縮比変更制御のフローチャートである。
　以下、図面を参照して、本開示におけるエンジンシステム１００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（圧縮端圧力制御装置）と、筒内圧センサ４００と、ガスクロマトグラフィ５００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（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。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、内部にシリンダライナ３ａの下端部が挿入され、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太径部を有している。
　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。図２に示すようにクロスヘッドピン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の太径部との間に、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。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出口孔Ｏが形成されている。出口孔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。内部また、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を開閉弁させる。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、各気筒の燃料の供給量等を制御するコンピュータである。制御部３００は、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）やＲＯＭ（Read Only Memory）といったメモリ、及びＳＳＤ（Solid State Drive）やＨＤＤ（Hard Disc Drive）といった記憶装置、等から構成されている。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、図３に示すように、圧縮端圧力判定部３０１と、自着火タイミング算出部３０２と、異常燃焼推定部３０３（異常燃焼推定装置）と、排気弁調整部３０４（排気弁調整装置）と、圧縮比設定部３０５（圧縮比設定装置）と、油圧調整部３０６（可変圧縮装置調整装置）とを有している。圧縮端圧力判定部３０１は、筒内圧センサ４００より取得した圧縮端圧力と、予め記憶された基準範囲とを比較する。予め記憶された基準範囲は、例えば、エンジン回転数、エンジン負荷、圧縮端圧力に基づくマップなどから定められる。
　自着火タイミング算出部３０２は、ガスクロマトグラフィ５００により取得した気体燃料の組成を含む情報に基づいて、予め記憶された自着火タイミングマップを参照し、自着火タイミング（異常燃焼に関する情報）を算出する。自着火タイミングマップには、気体燃料の各成分の含有比率の組み合わせの複数のパターンにおいて、燃料噴射開始から自着火するまでの時間が記憶されている。すなわち、自着火タイミング算出部３０２は、自着火タイミングマップを参照して、検出された燃料組成と最も近い気体燃料の各成分の含有比率の組み合わせのパターンにおける燃料噴射開始から自着火するまでの時間から、自着火タイミングを算出する。
　異常燃焼推定部３０３は、気体燃料の噴射量と、取得された圧縮端圧力とに基づいて、燃焼室Ｒ１における気体燃料の燃焼ガスの分布を算出し、燃焼室Ｒ１に燃焼ガスが行き渡るタイミング（燃焼完了タイミング）を算出する。そして、異常燃焼推定部３０３は、燃焼完了タイミングと自着火タイミングとを比較して、自着火タイミングが燃焼完了タイミングより早いか否かを判定することで、異常燃焼が発生するか否かを判定する。自着火タイミングが燃焼完了タイミングより早い場合に、異常燃焼が発生している可能性が高いと判定し、自着火タイミングが燃焼完了タイミングと同じ場合及び自着火タイミングが燃焼完了タイミングより遅い場合に、異常燃焼が発生していない可能性が高いと判定する。
　排気弁調整部３０４は、排気弁駆動部５ｃを制御することにより、排気弁５ａを開閉する。また、排気弁調整部３０４は、圧縮端圧力判定部３０１の判定結果に基づいて、圧縮端圧力が基準範囲よりも低い場合に排気弁５ａの閉弁タイミングが進角する（早まる）ように、排気弁駆動部５ｃを制御する。
　圧縮比設定部３０５は、外部からの入力に基づいて、燃料の種類により最適な圧縮比を算出する。さらに、圧縮比設定部３０５は、自着火タイミング算出部３０２により算出された自着火タイミングに基づいて、予め記憶された圧縮比設定マップを参照し、圧縮端にて気体燃料が自着火する範囲において、最大となるように圧縮比を決定する。このような圧縮比を圧縮比設定値とも呼ぶ。圧縮比設定マップには、自着火タイミングと、このような圧縮比との相関が記憶されている。
　油圧調整部３０６は、圧縮比設定部３０５から取得した圧縮比（圧縮比設定値）に基づいて、油圧部８のプランジャポンプ８ｃとリリーフ弁８ｆとを制御することにより、油圧室Ｒ３への作動油の供給量を調整する。
　筒内圧センサ４００は、燃焼室Ｒ１内の圧力を計測するセンサであり、燃焼室Ｒ１の内壁に設けられている。ガスクロマトグラフィ５００は、燃焼室Ｒ１に気体燃料が供給される際に、燃焼室Ｒ１に供給される気体燃料の組成を取得して、気体燃料の組成ごとの分布を検出する。ガスクロマトグラフィ５００は、例えば１日に１度または１時間に１度程度の頻度で、気体燃料の組成分布の検出を行う。
　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。
　気体燃料を用いるために圧縮比を大きくする場合には、制御部３００の圧縮比設定部３０５により最適な圧縮比が算出され、油圧調整部３０６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の油圧調整部３０６は、プランジャポンプ８ｃを駆動し、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作動油を加圧し、作動油を油圧室Ｒ３に供給する。油圧室Ｒ３に供給された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の端部（太径部）が持ち上がる。これに伴って、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。
　液体燃料を用いるために圧縮比を小さくする場合には、制御部３００の圧縮比設定部３０５により最適な圧縮比が算出され、油圧調整部３０６によりリリーフ弁８ｆが駆動され、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）に移動する。これに伴って、ピストン４の上死点が下方に移動される。
　また、圧縮端圧力の調整について、図４及び図５を参照して説明する。燃料の種類（液体燃料または気体燃料）による圧縮比の変更動作が完了した後に、制御部３００は、圧縮端圧力判定部３０１により、圧縮端圧力を取得し（ステップＳ１）、取得した圧縮端圧力と予め定められた基準範囲とを比較する（ステップＳ２）。取得した圧縮端圧力が基準範囲よりも低い場合には、制御部３００は、排気弁調整部３０４により、排気弁駆動部５ｃを制御して排気弁５ａの閉弁タイミングを進角させる（ステップＳ３）。また、取得した圧縮端圧力が基準範囲内の場合には、制御部３００は、フローを終了する。また、取得した圧縮端圧力が基準範囲よりも高い場合には、制御部３００は、可変圧縮装置により圧縮比を変更する（ステップＳ４）。このような制御により、全気筒の圧縮端圧力を基準範囲内とすることにより、各気筒における圧縮端圧力のバラツキを防止している。
　ステップＳ４の動作について、図５を参照して詳述する。まず、気体燃料が燃焼室Ｒ１に供給される際に、制御部３００は、ガスクロマトグラフィ５００より、燃焼室Ｒ１に供給される気体燃料の組成を取得し（ステップＳ１１）、自着火タイミング算出部３０２により、自着火タイミングマップにより、自着火タイミングを算出する（ステップＳ１２）。
　そして、制御部３００は、異常燃焼推定部３０３により、気体燃料の噴射量及び燃焼速度に基づいて、燃焼完了タイミングを算出する（ステップＳ１３）。次に、制御部３００は、異常燃焼推定部３０３により、取得された圧縮端圧力下において、算出された燃焼完了タイミングよりも算出された自着火タイミングが早いか否かを判定する（ステップＳ１４）。
　ステップＳ１４の判定がＹＥＳの場合、すなわち、燃焼完了タイミングよりも自着火タイミングが早い場合には、燃焼ガスが燃焼室Ｒ１に行き渡るよりも早く混合気が自着火し、異常燃焼が発生する可能性が高い。したがって、制御部３００は、圧縮比設定部３０５により、現在の燃焼室Ｒ１の圧縮比よりも圧縮比を下げるように圧縮比設定マップにより圧縮比を決定する（ステップＳ１５）。そして、制御部３００は、決定された圧縮比（圧縮比設定値）に一致するように圧縮比を下げるため、油圧調整部３０６により、油圧室Ｒ３に供給される作動油の供給量を減少させる（ステップＳ１６）。
　また、ステップＳ１４の判定がＮＯの場合、すなわち、燃焼完了タイミングよりも自着火タイミングが遅い、または、燃焼完了タイミングと自着火タイミングとが同時である場合には、フローを終了する。
　なお、燃料の種類による圧縮比の変更に伴うピストンロッド６の移動量は、圧縮端圧力の調整による圧縮比の変更に伴うピストンロッド６の移動量よりも、遥かに大きい。したがって、燃料の種類による圧縮比の変更を行った後に、圧縮端圧力の調整による圧縮比の変更を行うことにより、各燃料に最適な圧縮比とすることができる。
　このような本実施形態によれば、取得した圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、燃焼室Ｒ１の圧縮比を下げることにより、圧縮端圧力を低下させる。したがって、燃焼室Ｒ１内の気体の排出量は変化しないため、燃焼室Ｒ１内の充填空気量を減少させることなく、圧縮端圧力を低下させることができる。したがって、燃焼室Ｒ１内の気体燃料の濃度を上昇させることなく、異常燃焼を防止することができる。
　また、本実施形態によれば、取得した圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より低い場合に、排気弁５ａの閉弁タイミングを早めることにより、圧縮端圧力を上昇させる。したがって、燃焼室Ｒ１内の充填空気量を減少させることなく、圧縮端圧力を上昇させることができる。したがって、燃焼室Ｒ１内の気体燃料の濃度を上昇させることなく、異常燃焼を防止することができる。
　また、本実施形態によれば、自着火タイミング算出部３０２により、燃料の組成に基づいて自着火タイミングを算出し、圧縮比設定部３０５により、自着火タイミングに基づいて異常燃焼が発生しない圧縮比となるように燃焼室Ｒ１の圧縮比を決定することができる。したがって、気体燃料の組成により異なる異常燃焼の発生しやすさに基づいて圧縮比を決定し、異常燃焼を防止することができる。
　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。
　また、上記実施形態においては、エンジンシステム１００は、ガスクロマトグラフィ５００を有する構成としたが、本発明はこれに限定されない。気体燃料の組成が予め判明している場合には、ガスクロマトグラフィ５００を有さなくともよい。また、組成取得装置は、ガスクロマトグラフィ５００以外の構成としてもよい。
　上記実施形態においては、筒内圧センサ４００から入力される情報に基づいて異常燃焼が発生しているか否かを判定するものとしたが、本開示はこれに限定されない。例えば、燃焼室Ｒ１に振動センサを設けることにより、振動センサから入力される情報に基づいて異常燃焼が発生しているか否かを判定してもよい。
　また、上記実施形態においては、圧縮端圧力を上げる場合に、排気弁調整部３０４による調整を行うものとしたが、本発明はこれに限定されない。圧縮端圧力を上げる場合に、例えば、油圧調整部３０６が、圧縮端圧力の調整を行うものとしてもよい。
　本開示によれば、圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、燃焼室の圧縮比を下げることにより圧縮端圧力を低下させる。したがって、燃焼室内の気体の排出量は変化しないため、燃焼室内の充填空気量を減少させることなく、圧縮端圧力を低下させることができる。したがって、燃焼室内の気体燃料の濃度を上昇させることがなく、異常燃焼を防止することができる。
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（圧縮端圧力制御装置）
３０１　圧縮端圧力判定部
３０２　自着火タイミング算出部
３０３　異常燃焼推定部（異常燃焼推定装置）
３０４　排気弁調整部（排気弁調整装置）
３０５　圧縮比設定部（圧縮比設定装置）
３０６　油圧調整部（可変圧縮装置調整装置）
４００　筒内圧センサ
５００　ガスクロマトグラフィ
Ｈ　排気ポート
Ｏ　出口孔
Ｒ１　燃焼室
Ｒ２　掃気室
Ｒ３　油圧室（流体室）
Ｒ４　供給流路
Ｒ５　リリーフ流路
Ｓ　掃気ポート

Claims (5)

  1. 　昇圧された作動流体が流体室に供給されることにより燃焼室の圧縮比を高める可変圧縮装置の前記作動流体の供給量を制御するための圧縮端圧力制御装置であって、
    　取得された前記燃焼室における圧縮端圧力が予め定められた基準範囲より高い場合に、前記可変圧縮装置を制御して前記燃焼室の圧縮比を低下させるように圧縮比を決定する、圧縮比設定装置と、
    　前記圧縮比設定装置により決定された圧縮比に基づいて、前記作動流体の供給量を制御する、可変圧縮装置調整装置と、
    　を有する圧縮端圧力制御装置。
  2. 　前記圧縮端圧力が前記基準範囲より低い場合に、前記燃焼室内の排気ポートを開閉する排気弁装置の閉弁タイミングを現行の閉弁タイミングより早める、排気弁調整装置をさらに有する請求項１記載の圧縮端圧力制御装置。
  3. 　前記燃焼室における前記圧縮端圧力が前記基準範囲より高い場合に、前記燃焼室に供給される燃料の組成に基づいて、前記圧縮端圧力下において異常燃焼が発生するか否かを推定する、異常燃焼推定装置をさらに有し、
    　前記圧縮比設定装置は、前記異常燃焼推定装置の推定結果に基づいて、前記圧縮比を決定する請求項１記載の圧縮端圧力制御装置。
  4. 　前記燃焼室における前記圧縮端圧力が前記基準範囲より高い場合に、前記燃焼室に供給される燃料の組成に基づいて、前記圧縮端圧力において異常燃焼が発生するか否かを推定する異常燃焼推定装置をさらに有し、
    　前記圧縮比設定装置は、前記異常燃焼推定装置の推定結果に基づいて、前記圧縮比を決定する請求項２記載の圧縮端圧力制御装置。
  5. 　燃焼室を有する複数の気筒と、
    　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前記燃焼室の圧縮比を高める方向に移動される流体室を有する可変圧縮装置と
    　請求項１～４のいずれか一項に記載の圧縮端圧力制御装置と
    　を有するエンジンシステム。
PCT/JP2018/046752 2017-12-19 2018-12-19 圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム WO2019124431A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP18890966.7A EP3730769A4 (en) 2017-12-19 2018-12-19 COMPRESSION END PRESSURE CONTROL DEVICE AND ENGINE SYSTEM
KR1020207014356A KR102371032B1 (ko) 2017-12-19 2018-12-19 압축단 압력 제어 장치 및 엔진 시스템
CN201880081593.5A CN111465757B (zh) 2017-12-19 2018-12-19 压缩端压力控制装置和发动机系统

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017-243275 2017-12-19
JP2017243275A JP6954090B2 (ja) 2017-12-19 2017-12-19 圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019124431A1 true WO2019124431A1 (ja) 2019-06-27

Family

ID=66994087

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2018/046752 WO2019124431A1 (ja) 2017-12-19 2018-12-19 圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム

Country Status (5)

Country Link
EP (1) EP3730769A4 (ja)
JP (1) JP6954090B2 (ja)
KR (1) KR102371032B1 (ja)
CN (1) CN111465757B (ja)
WO (1) WO2019124431A1 (ja)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7329488B2 (ja) * 2019-11-15 2023-08-18 エムエーエヌ・エナジー・ソリューションズ・フィリアル・アフ・エムエーエヌ・エナジー・ソリューションズ・エスイー・ティスクランド クロスヘッド式大型低速ターボ過給２ストロークユニフロー掃気内燃機関及びこれを動作させる方法
JP7522084B2 (ja) 2021-07-07 2024-07-24 株式会社三井E&S Du デュアルフューエルエンジンシステム

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02230949A (ja) * 1989-03-03 1990-09-13 Suzuki Motor Co Ltd ガス燃料エンジンの圧縮比制御装置
JP2000018013A (ja) * 1998-07-03 2000-01-18 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関の圧縮比調整装置
JP2000192846A (ja) * 1998-12-25 2000-07-11 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の燃焼制御装置
JP2009079545A (ja) * 2007-09-26 2009-04-16 Toyota Motor Corp 可変圧縮比内燃機関
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
WO2015108138A1 (ja) * 2014-01-20 2015-07-23 株式会社Ihi クロスヘッド型エンジン

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1602814A3 (en) * 2004-06-04 2012-05-23 Nissan Motor Co., Ltd. Engine control device and control method
JP4367439B2 (ja) * 2006-05-30 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP4835279B2 (ja) * 2006-06-21 2011-12-14 トヨタ自動車株式会社 多種燃料内燃機関
JP2009144640A (ja) * 2007-12-17 2009-07-02 Toyota Motor Corp 内燃機関制御装置
RU2436980C2 (ru) * 2008-01-16 2011-12-20 Тойота Дзидося Кабусики Кайся Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием
JP2010024865A (ja) * 2008-07-15 2010-02-04 Toyota Motor Corp エンジンの制御装置
JP5223970B2 (ja) * 2009-09-11 2013-06-26 トヨタ自動車株式会社 燃焼圧力制御装置
WO2011108120A1 (ja) * 2010-03-02 2011-09-09 トヨタ自動車株式会社 燃焼圧力制御装置
JP5942805B2 (ja) * 2012-11-16 2016-06-29 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
DK3098416T3 (en) * 2014-01-20 2018-12-10 Ihi Corp crosshead

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02230949A (ja) * 1989-03-03 1990-09-13 Suzuki Motor Co Ltd ガス燃料エンジンの圧縮比制御装置
JP2000018013A (ja) * 1998-07-03 2000-01-18 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関の圧縮比調整装置
JP2000192846A (ja) * 1998-12-25 2000-07-11 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の燃焼制御装置
JP2009079545A (ja) * 2007-09-26 2009-04-16 Toyota Motor Corp 可変圧縮比内燃機関
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
WO2015108138A1 (ja) * 2014-01-20 2015-07-23 株式会社Ihi クロスヘッド型エンジン

Also Published As

Publication number Publication date
EP3730769A1 (en) 2020-10-28
CN111465757B (zh) 2022-08-12
EP3730769A4 (en) 2021-09-22
JP6954090B2 (ja) 2021-10-27
JP2019108869A (ja) 2019-07-04
KR20200065080A (ko) 2020-06-08
CN111465757A (zh) 2020-07-28
KR102371032B1 (ko) 2022-03-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2019124431A1 (ja) 圧縮端圧力制御装置及びエンジンシステム
KR102240874B1 (ko) 가변 압축 장치 및 엔진 시스템
EP3719273B1 (en) Variable compression device, and engine system
KR102259352B1 (ko) 가변 압축 장치 및 엔진 시스템
JP7381191B2 (ja) 圧縮比制御装置及びエンジンシステム
WO2019112036A1 (ja) エンジンシステム
WO2019103085A1 (ja) 可変圧縮装置及びエンジンシステム
KR102259354B1 (ko) 가변 압축 장치 및 엔진 시스템
WO2019083021A1 (ja) エンジンシステム
CN111902619B (zh) 可变压缩装置及发动机系统
WO2019107549A1 (ja) エンジンシステム及び可変圧縮装置の制御方法
JP2019019801A (ja) 可変圧縮装置及びエンジンシステム

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 18890966

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20207014356

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018890966

Country of ref document: EP

Effective date: 20200720