JP6938141B2 - 舶用ディーゼルエンジン - Google Patents

Description

本発明は、舶用ディーゼルエンジンに関するものである。

舶用ディーゼルエンジンは、運転が開始されると回転数を増加させる。エンジンは、回転機械であるため、共振等が生じ、その回転数域での長時間の運転が禁止される危険回転数域（Barred Range、Critical Speed）がある。特許文献１には、エンジンの回転数が危険回転数域となる状態では、燃料を噴射する角度と燃焼領域で燃焼された空気を排気する排気弁を開く角度を調整することが記載されている。具体的には、危険回転数域での排気角度を、危険回転数域よりも低い領域での排気角度よりも小さくすることが記載されている。

実用新案登録第３１７４３４６号公報

また、舶用ディーゼルエンジンでは、危険回転数域で運転する時間を短くするため、危険回転数域では、エンジンの回転数を短時間に増加させるための制御が実行する場合がある。このように、エンジンの回転数を増加させる制御を実行すると、エンジンでの燃料と空気とのバランスが崩れ、燃料の燃焼が不十分となり、回転数の増加速度が低下したり、黒煙が発生したりする恐れがある。

本発明は上述した課題を解決するものであり、危険回転数域での燃焼を安定させ、エンジン本体をより良い条件で運転させることができる舶用ディーゼルエンジンを提供することを目的とする。

上記の目的を達成するための本発明は、舶用ディーゼルエンジンであって、排気弁を開閉し、燃焼室内からの排気を制御するエンジン本体と、前記エンジン本体を制御し、前記エンジン本体の負荷または回転数が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける前記排気弁を閉じるタイミングが遅くなる排気弁閉タイミングパターンに基づいて、前記排気弁の動作を制御する制御装置と、を有し、前記エンジン本体は、回転数に対して、危険回転域を通過する間である危険回転範囲と、前記危険回転範囲よりも回転数が低い第１範囲および前記危険回転範囲よりも回転数が高い第２範囲を有し、前記危険回転域は、共振が生じ、その回転数域での長時間の運転が禁止される範囲であり、前記排気弁閉タイミングパターンは、前記危険回転範囲と前記第１範囲との境界の点に前記回転数の上昇に対する前記排気弁を閉じるタイミングの変化の変化率が変化する点を有し、前記排気弁閉タイミングパターンは、前記変化率が変化する点よりも前記危険回転範囲側における変化率が、前記変化率が変化する点よりも前記第１範囲側における変化率よりも小さくなり、前記第２範囲では、前記エンジン本体の回転数が高くなるにしたがって、前記第１範囲での前記変化率より変化率が大きくなってから前記第１範囲での前記変化率と同じとなることを特徴とする。

舶用ディーゼルエンジンは、エンジン本体の回転数が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける排気弁を閉じるタイミングが遅くなる排気弁閉タイミングパターンを設定し、さらに、排気弁閉タイミングパターンの変化率が変化する点よりも危険回転範囲側の変化率を、変化率が変化する点よりも第１範囲側の変化率よりも小さくする。これにより、舶用ディーゼルエンジンは、エンジン本体が危険回転数で回転している状態の際に、燃焼室により多くの空気が保持された状態で燃焼を行うことができる。これにより、危険回転数域での燃焼を安定させることができる。これにより、危険回転数域でエンジンの回転数が増加する速度をより高くし、かつ、燃焼時の黒煙の発生を抑制することができる。

また、前記排気弁閉タイミングパターンは、回転数を含むパラメータで算出される前記エンジン本体の負荷と、前記排気弁を閉じるタイミングと、が対応付けられ、前記エンジンの負荷が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける前記排気弁を閉じるタイミングが遅くなることが好ましい。

また、前記排気弁閉タイミングパターンは、前記危険回転範囲で、前記排気弁の閉タイミングが一定であることが好ましい。

また、前記排気弁閉タイミングパターンは、前記エンジン本体の回転数が増加する場合と、前記エンジン本体の回転数が減少する場合と、で前記危険運転範囲の前記エンジン本体の回転数と前記排気弁を閉じるタイミングと、が異なることが好ましい。

本発明によれば、危険回転数域での運転時も燃焼室での空気量を多くすることができ、危険回転数域での燃焼を安定させることができる。これにより、危険回転数域でエンジンの回転数が増加する速度をより高くし、かつ、燃焼時の黒煙の発生を抑制することができる。

図１は、本実施形態のＥＧＲシステムを備えた舶用ディーゼルエンジンを表す概略図である。 図２は、本実施形態のＥＧＲシステムを表す概略構成図である。 図３は、本実施形態のエンジン本体の概略構成を示す模式図である。 図４は、エンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係を示すグラフである。 図５は、エンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係の他の例を示すグラフである。 図６は、エンジン本体の回転数と排気弁閉タイミングとの関係を示すグラフである。

以下に添付図面を参照して、本発明の好適な実施形態を詳細に説明する。なお、この実施形態により本発明が限定されるものではなく、また、実施形態が複数ある場合には、各実施形態を組み合わせて構成するものも含むものである。

図１は、ＥＧＲシステムを備えた舶用ディーゼルエンジンを表す概略図、図２は、ＥＧＲシステムを表す概略構成図である。

図１に示すように、本実施形態の舶用ディーゼルエンジン１０は、エンジン本体（エンジン）１１と、過給機１２と、ＥＧＲシステム１３を備えている。

図２に示すように、エンジン本体１１は、図示しないが、プロペラ軸を介して推進用プロペラを駆動回転させる推進用の機関（主機関）である。このエンジン本体１１は、ユニフロー掃排気式のクロスヘッド式ディーゼルエンジンであって、２ストロークディーゼルエンジンであり、シリンダ内の吸排気の流れを下方から上方への一方向とし、排気の残留を無くすようにしたものである。エンジン本体１１は、ピストンが上下移動する複数のシリンダ２１と、各シリンダ２１に連通する掃気トランク２２と、各シリンダ２１に連通する排気マニホールド２３とを備えている。そして、各シリンダ２１と掃気トランク２２との間に掃気ポート２４が設けられ、各シリンダ２１と排気マニホールド２３との間に排気流路２５が設けられている。そして、エンジン本体１１は、掃気トランク２２に給気ラインＧ１が連結され、排気マニホールド２３に排気ラインＧ２が連結されている。

図３は、エンジン本体を表す概略図である。図３は、エンジン本体１１のうち１つのピストン及びシリンダ２１に対応する部分を示している。エンジン本体１１は、下方に位置する台板１１１と、台板１１１上に設けられる架構１１２と、架構１１２上に設けられるシリンダジャケット１１３とを有している。この台板１１１と架構１１２とシリンダジャケット１１３は、上下方向に延在する複数のテンションボルト（タイボルト／連結部材）１１４及びナット１１５により一体に締結されて固定されている。

シリンダジャケット１１３は、シリンダライナ１１６が設けられており、このシリンダライナ１１６の上端にシリンダカバー１１７が設けられている。シリンダライナ１１６とシリンダカバー１１７は、空間部１１８を区画しており、この空間部１１８内にピストン１１９が上下に往復動自在に設けられることで、燃焼室１２０が形成される。また、シリンダカバー１１７は、排気弁（排ガス弁）１２１が設けられている。この排気弁１２１は、燃焼室１２０と排ガス管１２２とを開閉するものである。なお、排気弁１２１は、燃焼室１２０と排ガス管１２２とを開閉する機能を有していればよく、必ずしもシリンダカバー１１７の中央部に設ける必要はない。

そのため、燃焼室１２０に対して、燃料噴射ポンプから供給された燃料と、過給機１２により圧縮された燃焼用ガスが供給されることで燃焼する。そして、この燃焼で発生したエネルギによりピストン１１９が上下動する。また、このとき、排気弁１２１により燃焼室１２０が開放されると、燃焼によって生じた排ガスが排ガス管１２２に押し出される一方、掃気ポート２４から燃焼用ガスが燃焼室１２０に導入される。排ガス管１２２は、排気マニホールド２３と接続している。

ピストン１１９は、ピストン棒１２３の上端部に接続されるとともに、ピストン棒１２３とともにピストン軸方向に移動可能に連結されている。台板１１１は、クランクケースとされており、クランクシャフト１２４を回転自在に支持する軸受１２５が設けられている。また、クランクシャフト１２４は、クランク１２６を介して連接棒１２７の下端部が回動自在に連結されている。架構１１２は、上下方向に延在する一対のガイド板１２８が所定間隔を空けて固定されており、一対のガイド板１２８の間にクロスヘッド１２９が上下に移動自在に支持されている。クロスヘッド１２９は、ピストン棒１２３の下端部に設けられたクロスヘッドピンの下半部を連接棒１２７の上端部に接続されるクロスヘッド軸受が回動自在となるように連結されている。

そのため、シリンダジャケット１１３の燃焼室１２０で発生したエネルギが伝達されたピストン１１９は、ピストン棒１２３と共に、エンジン本体１１の設置面に向かって（台板１１１側の方向、即ち、ピストン軸方向における下向き）に押し下げる。すると、ピストン棒１２３は、クロスヘッド１２９をピストン軸方向に押し下げ、連接棒１２７及びクランク１２６を介してクランクシャフト１２４を回転させる。

エンジン本体１１には、回転数検出部６２と、燃料投入量検出部６４とが配置されている。回転数検出部６２は、エンジン本体１１の回転数（プロペラ軸と接続された回転軸の回転数）を検出する。回転数検出部６２は、エンジン本体１１に挿入された回転軸の回転数を検出してもよいが、プロペラ軸の回転数を検出してもよい。燃料投入量検出部６４は、エンジン本体１１の燃料投入量を検出する。

エンジン制御装置２６は、エンジン本体１１の運転を制御する。エンジン制御装置２６は、要求負荷等の各種入力条件及び回転数検出部６２と燃料投入量検出部６４等の各種センサで検出した結果とに基づいて、エンジン本体１１の運転を制御する。エンジン制御装置２６は、シリンダ２１への燃料の噴射タイミングや、噴射量、排気弁１２１の開閉タイミングを制御して、エンジン本体１１の燃料投入量や回転数、燃焼室１２０での燃焼を制御する。エンジン制御装置２６は、燃料投入量や回転数を制御することで、エンジン本体１１の出力を制御する。

過給機１２は、コンプレッサ（圧縮機）３１とタービン３２とが回転軸３３により一体に回転するように連結されて構成されている。この過給機１２は、エンジン本体１１の排気ラインＧ２から排出された排ガスによりタービン３２が回転し、タービン３２の回転が回転軸３３により伝達されてコンプレッサ３１が回転し、このコンプレッサ３１が空気及び再循環ガスの少なくとも一方を圧縮し、圧縮した圧縮気体として給気ラインＧ１からエンジン本体１１に供給する。コンプレッサ３１は外部（大気）から空気を吸入する吸入ラインＧ６に接続されている。

過給機１２は、タービン３２を回転した排ガスを排出する排気ラインＧ３が連結されており、この排気ラインＧ３は、図示しない煙突（ファンネル）に連結されている。また、排気ラインＧ３から給気ラインＧ１までの間にＥＧＲシステム１３が設けられている。

ＥＧＲシステム１３は、排ガス再循環ラインＧ４、Ｇ５、Ｇ７と、スクラバ４２と、デミスタユニット１４と、ＥＧＲブロワ（送風機）４７と、ＥＧＲ制御装置６０と、を備えている。このＥＧＲシステム１３は、エンジン本体１１から排出された排ガスの一部を再循環ガスとして空気と混合した後、過給機１２により圧縮して燃焼用ガスとして舶用ディーゼルエンジン１０に再循環させることで、燃焼によるＮＯｘの生成を抑制するものである。なお、ここでは、タービン３２の下流側から排ガスの一部を抽気したが、タービン３２の上流側から排ガスの一部を抽気してもよい。

なお、以下の説明にて、排ガスとは、エンジン本体１１から排気ラインＧ２に排出された後、排気ラインＧ３から外部に排出されるガスである。再循環ガスとは、排気ラインＧ３から分離された一部の排ガスを指す。再循環ガスは排ガス再循環ラインＧ４、Ｇ５、Ｇ７によりエンジン本体１１に戻されるものである。

排ガス再循環ラインＧ４は、一端が排気ラインＧ３の中途部に接続されている。排ガス再循環ラインＧ４は、ＥＧＲ入口バルブ（開閉弁）４１Ａが設けられており、他端がスクラバ４２に接続されている。ＥＧＲ入口バルブ４１Ａは、排ガス再循環ラインＧ４を開閉することで、排気ラインＧ３から排ガス再循環ラインＧ４に分流する排ガスをＯＮ／ＯＦＦする。なお、ＥＧＲ入口バルブ４１Ａを流量調整弁とし、排ガス再循環ラインＧ４を通過する排ガスの流量を調整するようにしてもよい。

スクラバ４２は、ベンチュリ式のスクラバであり、中空形状をなすスロート部４３と、排ガスが導入されるベンチュリ部４４と、元の流速に段階的に戻す拡大部４５とを備えている。スクラバ４２は、ベンチュリ部４４に導入された再循環ガスに対して水を噴射する水噴射部４６を備えている。スクラバ４２は、ＳＯｘや煤塵などの微粒子（ＰＭ）といった有害物質が除去された再循環ガス及び有害物質を含む排水を排出する排ガス再循環ラインＧ５が連結されている。なお、本実施形態では、スクラバとしてベンチュリ式を採用しているが、この構成に限定されるものではない。また、舶用ディーゼルエンジン１０は、スクラバ４２以外の排ガス洗浄装置を備えていてもよい。

排ガス再循環ラインＧ５は、デミスタユニット１４とＥＧＲブロワ４７が設けられている。

デミスタユニット１４は、水噴射により有害物質が除去された再循環ガスと排水を分離するものである。デミスタユニット１４は、排水をスクラバ４２の水噴射部４６に循環する排水循環ラインＷ１が設けられている。そして、この排水循環ラインＷ１は、ミスト（排水）を一時的に貯留するホールドタンク４９とポンプ５０が設けられている。

ＥＧＲブロワ４７は、スクラバ４２内の再循環ガスを排ガス再循環ラインＧ５からデミスタユニット１４を経由して、コンプレッサ３１に送るものである。

排ガス再循環ラインＧ７は、一端がＥＧＲブロワ４７に接続されると共に、他端が混合器（図示略）を介してコンプレッサ３１に接続されており、ＥＧＲブロワ４７により再循環ガスがコンプレッサ３１に送られる。排ガス再循環ラインＧ７は、ＥＧＲ出口バルブ（開閉弁または流量調整弁）４１Ｂが設けられている。吸入ラインＧ６からの空気と、排ガス再循環ラインＧ７からの再循環ガスは、混合器で混合されることで燃焼用ガスが生成される。なお、この混合器は、サイレンサと別に設けられてもよいし、混合器を別途設けることなく、再循環ガスと空気を混合する機能を付加するようにサイレンサを構成してもよい。そして、過給機１２は、コンプレッサ３１が圧縮した燃焼用ガスを給気ラインＧ１からエンジン本体１１に供給可能であり、給気ラインＧ１にエアクーラ（冷却器）４８が設けられている。このエアクーラ４８は、コンプレッサ３１により圧縮されて高温となった燃焼用ガスと冷却水とを熱交換することで、燃焼用ガスを冷却するものである。また、ＥＧＲシステム１３は、給気ラインＧ１または掃気トランク２２に酸素濃度検出部６６が配置されている。本実施形態の酸素濃度検出部６６は、エアクーラ４８よりもエンジン本体１１側に配置されている。酸素濃度検出部６６は、エンジン本体１１に供給される空気の酸素濃度、つまりＥＧＲシステム１３が稼働している場合は、燃焼用ガスの酸素濃度を検出する。

ＥＧＲ制御装置６０は、ＥＧＲシステム１３の各部の動作を制御する。ＥＧＲ制御装置６０は、エンジン制御装置２６から負荷情報を取得する。ＥＧＲ制御装置６０は、エンジン制御装置２６にＥＧＲシステム１３のＯＮ、ＯＦＦの情報を送る。ＥＧＲ制御装置６０は、回転数検出部６２からエンジン本体１１の回転数情報を取得する。ＥＧＲ制御装置６０は、燃料投入量検出部６４からエンジン本体１１の燃料投入量の情報を取得する。ＥＧＲ制御装置６０は、酸素濃度検出部６６からエンジン本体１１に供給される燃焼用ガスの酸素濃度の情報を取得する。ＥＧＲ制御装置６０は、取得したエンジン本体１１の負荷情報と、エンジン本体１１に供給される空気の酸素濃度とに基づいて、ＥＧＲブロワ４７の運転状態、ＥＧＲシステム１３からエンジン本体１１に供給する再循環ガスの量を制御する。ＥＧＲ制御装置６０は、エンジン本体１１の負荷と酸素濃度の目標値との関係を記憶しており、負荷に応じて酸素濃度の目標値を算出する。ＥＧＲ制御装置６０は、エンジン本体１１の負荷と酸素濃度の目標値との関係とに基づいて酸素濃度の目標値を算出し、算出した酸素濃度の目標値と取得した酸素濃度との関係と現在のＥＧＲブロワ４７の周波数とに基づいて、ＥＧＲブロワ４７の周波数（運転周波数）を算出する。ＥＧＲ制御装置６０は、算出したＥＧＲブロワ４７の周波数でＥＧＲブロワ４７を回転させる。ＥＧＲ制御装置６０は、ＥＧＲブロワ４７以外の各部、例えば、ＥＧＲ入口バルブ４１Ａ、ＥＧＲ出口バルブ４１Ｂの開閉や、スクラバ４２の運転も制御する。

以下、本実施形態のＥＧＲシステム１３の作用を説明する。図２に示すように、エンジン本体１１は、掃気トランク２２からシリンダ２１内に燃焼用ガスが供給されると、ピストンによってこの燃焼用ガスが圧縮され、この高温の燃焼用ガスに対して燃料を噴射することで自然着火し、燃焼する。そして、発生した燃焼ガスは、排ガスとして排気マニホールド２３から排気ラインＧ２に排出される。エンジン本体１１から排出された排ガスは、過給機１２におけるタービン３２を回転した後、排気ラインＧ３に排出され、ＥＧＲ入口バルブ４１Ａ及びＥＧＲ出口バルブ４１Ｂが閉止しているときは、全量が排気ラインＧ３から外部に排出される。

一方、ＥＧＲ入口バルブ４１Ａ及びＥＧＲ出口バルブ４１Ｂが開放しているとき、排ガスは、その一部が再循環ガスとして排気ラインＧ３から排ガス再循環ラインＧ４に流れる。排ガス再循環ラインＧ４に流れた再循環ガスは、スクラバ４２により、有害物質が除去される。即ち、スクラバ４２は、再循環ガスがベンチュリ部４４を高速で通過するとき、水噴射部４６から水を噴射することで、この水により再循環ガスを冷却すると共に、有害物質を水と共に落下させて除去する。そして、有害物質を含むミスト（排水）は、再循環ガスと共にデミスタユニット１４に流入する。

スクラバ４２により有害物質が除去された再循環ガスは、排ガス再循環ラインＧ５に排出され、デミスタユニット１４によりミスト（排水）が分離された後、排ガス再循環ラインＧ７により過給機１２に送られる。そして、この再循環ガスは、吸入ラインＧ６から吸入された空気と混合されて燃焼用ガスとなり、過給機１２のコンプレッサ３１で圧縮された後、エアクーラ４８で冷却され、給気ラインＧ１からエンジン本体１１に供給される。

次に、図４を用いて、舶用ディーゼルエンジン１０のエンジン制御装置２６で実行するエンジン本体１１の制御について説明する。図４は、エンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係を示すグラフである。エンジン制御装置２６は、図４に示すエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係である排気弁閉タイミングパターンに基づいて、エンジン負荷に応じて、排気弁閉タイミングを変化させる。排気弁閉タイミングは、燃焼サイクルにおいて排気弁を閉じるタイミングであり、燃焼サイクルの角度で示すことができる。図４の実線で示す排気弁閉タイミングパターン２１０は、本実施形態のエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係を示している。図４の点線で示す排気弁閉タイミングパターン２１２は、比較例のエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係を示している。排気弁閉タイミングパターン２１０、２１２は、いずれもエンジン負荷が増加すると、排気弁閉タイミングが遅くなる関係となる。エンジン制御装置２６は、エンジン負荷を検出し、検出したエンジン負荷と図４の実線で示す排気弁閉タイミングパターン２１０の関係に基づいて排気弁１２１を閉じるタイミングである排気弁閉タイミングを制御する。

排気弁１２１を閉じるタイミングは、上述したようにエンジン本体１１のピストンの１ストロークを３６０度とした角度、つまりクランク角度に基づいて制御する。つまり、エンジン制御装置２６は、クランク角度が設定された角度となった場合に排気弁１２１を開く。排気弁１２１が閉じるタイミングが遅くなると、クランク角度がより大きい角度で排気弁１２１が閉じられる。

比較例の排気弁閉タイミングパターン２１２は、エンジン負荷の変化量に対する排気弁閉タイミングの変化量である変化率が一定となる。なお、図４の比較例では、変化率を一定としたが変化量が変化してもよい。ここで、排気弁閉タイミングパターン２１２は、危険回転数を考慮せずに、各エンジン負荷で燃費等のエンジン性能が高くなる排気弁閉タイミングを算出して、その結果に基づいて設定した理想線となるエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係である。ここで、理想線は、まず、エンジンの設計出力から燃焼時最大圧力を決定する。そこから各負荷の燃焼時圧力を決定し、その燃焼時圧力から圧縮圧力を設計し、その圧縮圧力になるように計画の排気弁の閉タイミングを決定する。その後、試運転によって計画の排気弁閉タイミング付近で、変更・調整し、燃費及び排ガス出口温度等のパラメータが最適になるように排気弁閉タイミングを決定する。各負荷で上述した排気弁閉タイミングを実施し、最適な排気弁閉タイミングの角度を各負荷で決定する。排気弁閉タイミングパターン２１２は、この時各負荷のタイミングを滑らかにつながるように微調整を実施し、決定する。

本実施形態の排気弁閉タイミングパターン２１０は、エンジン負荷が危険回転数域と重なる範囲（エンジン負荷Ａ_１以上エンジン負荷Ａ_２以下の範囲）である危険回転範囲２２０と、危険回転範囲２２０よりもエンジン負荷が小さい範囲（エンジン負荷Ａ_１未満の範囲）である第１範囲２２２及び危険回転範囲２２０よりもエンジン負荷が大きい範囲（エンジン負荷Ａ_２より大きいの範囲）である第２範囲２２４と、でエンジン負荷に対する排気弁閉タイミングの変化量の変化率が異なる。ここで、エンジン負荷Ａ_２は、エンジン負荷Ａ_１よりも高い負荷である。また、エンジン負荷は、エンジン回転数と燃料投入量等によって変化する。危険回転数域は、各種条件で変化する燃料投入量の変化幅を考慮して、回転数が危険回転数域となる負荷の範囲である。エンジン負荷Ａ_１は、危険回転数域で想定される燃料投入量の最小値と危険回転数の最小値とに基づいて算出される。エンジン負荷Ａ_２は、危険回転数域で想定される燃料投入量の最大値と危険回転数の最大値とに基づいて算出される。なお、エンジン負荷は、燃料投入量以外のパラメータとエンジン本体１１の回転数に基づいて算出される。

排気弁閉タイミングパターン２１０は、エンジン負荷Ａ_１で変化率が変化する点２３０があり、エンジン負荷Ａ_２で変化率が変化する点２３２があり、エンジン負荷Ａ_２よりも高い値であるエンジン負荷Ａ_３で変化率が変化する点２３４がある。排気弁閉タイミングパターン２１０は、変化率が変化する点２３０（エンジン負荷Ａ_１）よりもエンジン負荷が低い部分が線分２４０となり、変化率が変化する点２３０（エンジン負荷Ａ_１）と変化率が変化する点２３２（エンジン負荷Ａ_２）との間が線分２４２となり、変化率が変化する点２３２（エンジン負荷Ａ_２）と変化率が変化する点２３４（エンジン負荷Ａ_３）との間が線分２４４となり、変化率が変化する点２３４（エンジン負荷Ａ_３）よりもエンジン負荷が高い部分が線分２４６となる。線分２４０と線分２４６は、排気弁閉タイミングパターン２１２と同じ傾きとなる。線分２４２は、線分２４０と線分２４４を結んでおり、変化率が変化しない、つまり、排気弁閉タイミングが変化しない。線分２４４は、線分２４２と線分２４６とを結んでおり、変化率が線分２４２及び線分２４６よりも大きい。したがって、排気弁閉タイミングパターン２１０は、エンジン負荷（エンジン本体１１の回転数）が、危険回転数域を通過する間を含む危険回転範囲２２０と、危険回転範囲２２０よりも回転数が低い第１範囲２２２とで、回転数の上昇に対する排気弁を閉じるタイミングの変化の変化率が変化する変化率が変化する点２３０を有し、変化率が変化する点２３０よりも危険回転範囲２２０側の線分２４２の変化率が、変化率が変化する点２３０よりも第１範囲２２２側の線分２４０の変化率よりも小さい。

エンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングパターン２１０に基づいて、排気弁閉タイミングを制御することで、排気弁閉タイミングパターン２１２で運転した場合よりも危険回転範囲２２０での排気弁閉タイミングが早くなる。これにより、危険回転数で運転されている場合、危険回転範囲２２０以外の場合に比べて、エンジン本体１１の負荷（回転数）の上昇に比例した燃焼室１２０での燃料燃焼時の酸素過剰率の低下を抑制することができる。排気弁閉タイミングパターン２１２で運転した場合と比べ同じ負荷での燃焼室１２０の酸素過剰率の低下を抑制することができる。

エンジン制御装置２６は、危険回転範囲２２０で負荷が上昇しても燃焼室１２０に供給する燃料の増加に対応して酸素の量を増加させることができ、空気過剰率の低下を抑制できることで、燃料の燃焼を好適に行うことができる。具体的には、エンジン制御装置２６は、危険回転範囲２２０の負荷を短時間で通過するために、燃料投入量を増加させ、燃焼で生じる出力を増加させ、回転数を短時間に増速させる処理を実行する。エンジン制御装置２６は、この処理を実行することで燃料投入量が多くなる。ここで、ディーゼルエンジンシステム１０は、エンジン負荷が上昇すると過給機１２の回転数が上昇するため、単位時間当たりに供給される空気量は増加するが、危険回転範囲２２０では、燃料の増加の上昇に対して、過給機１２の回転数の上昇が少なくなりやすく、排気弁閉タイミングが他の領域と同様に変化すると、燃料に対する酸素量が少なくなる。エンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングパターン２１０に基づいて、排気弁閉タイミングを制御することで、燃料投入量が増加した場合でも燃焼室１２０に供給する燃料の増加に対応して空気量を多く保持することができるため、燃焼室１２０に供給する燃料に対して酸素が少なくなることを抑制できる。これにより、燃料に対して酸素が少なくなり、燃焼が不安定になることを抑制でき、不完全燃焼で黒煙が発生することを抑制できる。また、燃焼が安定して実行できることで、所望の出力を得ることができ、回転数を好適に上昇させることができる。特に、本実施形態の舶用ディーセルエンジン１０は、ＥＧＲシステム１３を稼動させることで、燃焼室１２０に供給される空気の酸素濃度が低くなり、燃焼の不安定性や黒煙発生のリスクが大きくなるが、排気弁閉タイミングパターン２１０に基づいて、排気弁閉タイミングを制御することで、燃焼が不安定になることを抑制でき、不完全燃焼で黒煙が発生することを抑制できる。また、燃焼が安定して実行できることで、所望の出力を得ることができ、回転数を好適に上昇させることができる。

排気弁閉タイミングパターン２１０は、危険回転範囲２２０での排気弁の閉タイミングを一定とすることで、危険回転範囲２２０においてエンジン負荷が上昇しても燃焼室１２０内に保持する酸素の量を、エンジン負荷が小さい条件と同様以上の量とすることができる。また、危険回転範囲２２０での排気弁の閉タイミングを一定とすることで、パラメータの設定を簡単にすることができ、制御を簡単にすることができる。制御を簡単にできることでエンジン本体１１の運転を安定させることができる。

また、排気弁閉タイミングパターン２１０は、危険回転範囲２２０の線分２４２と、排気弁閉タイミングパターン２１０を排気弁閉タイミングパターン２１２に近づける線分２４４以外は、理想線となるように算出した排気弁閉タイミングパターン２１２と一致するパターンとすることが好ましい。これにより、危険回転数範囲２２０以外の負荷の範囲で、エンジン本体１１をより効率よく運転することができる。

ここで、排気弁閉タイミングパターン２１０は、線分２４２の変化率はゼロに近いことが好ましい。これにより、エンジン本体１１の負荷が線分２４２の範囲で増減した場合に、排気弁閉タイミングの変動が大きくなりすぎ、エンジン本体１１の運転が不安定になることを抑制できる。

また、排気弁閉タイミングパターン２１０は、回転数を含むパラメータで算出されるエンジン本体１１の負荷と排気弁を閉じるタイミングとを対応付け、エンジン本体１１の負荷が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける排気弁を閉じるタイミングが遅くなる関係とすることで、エンジン本体１１の運転効率を高くすることができる。

ここで、排気弁閉タイミングパターン２１０は、危険回転範囲２２０で排気弁閉タイミングを一定としたが本発明はこれに限定されない。また、エンジン制御装置２６は、負荷が増加（上昇）する場合と、減少する場合とで、適用する排気弁閉タイミングパターン２１０を切り換えてもよい。

図５は、エンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係の他の例を示すグラフである。以下、図５を用いて、排気弁閉タイミングパターンの他の例を説明する。図５のエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係を用いるエンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングパターン２５０と排気弁閉タイミングパターン２５２と、を有する。排気弁閉タイミングパターン２５０は、エンジン負荷が増加する場合に適用されるエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係である。排気弁閉タイミングパターン２５２は、エンジン負荷が減少する場合に適用されるエンジン負荷と排気弁閉タイミングとの関係である。

排気弁閉タイミングパターン２５０は、エンジン負荷Ａ_１で変化率が変化する点２３０ａがあり、エンジン負荷Ａ_２で変化率が変化する点２３２ａがあり、エンジン負荷Ａ_２よりも高い値であるエンジン負荷Ａ_３で変化率が変化する点２３４ａがある。排気弁閉タイミングパターン２５０は、変化率が変化する点２３０ａ（エンジン負荷Ａ_１）よりもエンジン負荷が低い部分が線分２４０ａとなり、変化率が変化する点２３０ａ（エンジン負荷Ａ_１）と変化率が変化する２３２ａ（エンジン負荷Ａ_２）との間が線分２４２ａとなり、変化率が変化する点２３２ａ（エンジン負荷Ａ_２）と変化率が変化する点２３４ａ（エンジン負荷Ａ_３）との間が線分２４４ａとなり、変化率が変化する点２３４ａ（エンジン負荷Ａ_３）よりもエンジン負荷が高い部分が線分２４６ａとなる。線分２４０ａと線分２４６ａは、排気弁閉タイミングパターン２１０と同様で理想線に基づいて算出される排気弁閉タイミングパターンと同じ傾きとなる。線分２４２ａは、線分２４０ａと線分２４４ａを結んでおり、負荷が増加するにしたがって排気弁閉タイミングが遅くなる。線分２４２ａは、線分２４０ａに比べて変化率が小さくなる。つまり線分２４２ａは、図５に示す縦軸を排気弁閉タイミングの角度とし、横軸をエンジン本体１１の負荷としたグラフにおいて、線分２４０ａよりも傾きが小さくなる。線分２４４ａは、線分２４２ａと線分２４６ａとを結んでおり、変化率が線分２４２ａ及び線分２４６ａよりも大きい。

このように、排気弁閉タイミングパターン２５０は、線分２４２ａの変化率が０ではないが、エンジン負荷（エンジン本体の回転数）が、危険回転数域を通過する間を含む危険回転範囲２２０と、危険回転範囲２２０よりも回転数が低い第１範囲２２２とで、回転数の上昇に対する排気弁を閉じるタイミングの変化の変化率が変化する変化率が変化する点２３０ａを有し、変化率が変化する点２３０ａよりも危険回転範囲２２０側の線分２４２ａの変化率が、変化率が変化する点２３０ａよりも第１範囲２２２側の線分２４０ａの変化率よりも小さい関係を満たす。エンジン制御装置２６は、線分２４２ａの変化率が０ではない場合も変化率が変化する点２３０ａよりも危険回転範囲２２０側の線分２４２ａの変化率が、変化率が変化する点２３０ａよりも第１範囲２２２側の線分２４０ａの変化率よりも小さい関係を満たすことで、上記と同様の効果を得ることができる。また、排気弁閉タイミングパターン２５０は、危険回転範囲２２０でのエンジン本体１１の運転が、排気弁閉タイミングパターン２１０の場合よりも不安定になる恐れがあるが、運転の効率を上昇させることができる。

排気弁閉タイミングパターン２５２は、エンジン負荷Ａ_１よりも負荷が小さいエンジン負荷Ａ_４で変化率が変化する点があり、エンジン負荷Ａ_１で変化率が変化する点があり、エンジン負荷Ａ_２で変化率が変化する点がある。排気弁閉タイミングパターン２５２は、エンジン負荷Ａ_４よりもエンジン負荷が低い部分が線分２４０ｂとなり、エンジン負荷Ａ_４とエンジン負荷Ａ_１との間が線分２４８となり、エンジン負荷Ａ_１とエンジン負荷Ａ_２との間が線分２４４ｂとなり、エンジン負荷Ａ_２よりもエンジン負荷が高い部分が線分２４６ｂとなる。線分２４０ｂと線分２４６ｂは、排気弁閉タイミングパターン２５０と同様で理想線に基づいて算出される排気弁閉タイミングパターンと同じ傾きとなる。線分２４８は、線分２４０ｂと線分２４４ｂを結んでおり、変化率が線分２４０ｂ及び線分２４４ｂよりも大きい。線分２４４ｂは、線分２４８と線分２４６ｂを結んでおり、負荷が変化しても排気弁閉タイミングが変化しない。線分２４４ｂは、変化率が０となる。

エンジン制御装置２６は、エンジン本体１１の負荷が減少する場合、例えば、所定の船速で航行している状態からエンジン本体１１を停止させる場合、排気弁閉タイミングパターン２５２に基づいて排気弁閉タイミングを制御する。エンジン制御装置２６は、エンジン本体１１の負荷が減少する場合、危険回転範囲２２０で、燃料の投入が少なくなるため、排気弁閉タイミングパターン２５２に示すように、変化率が変化する点２３０ａよりも危険回転範囲２２０側の線分２４４ｂの変化率が、変化率が変化する点２３０ａよりも第１範囲２２２側の線分２４８の変化率よりも小さい関係を満たすことで、危険回転範囲２２０での排気弁閉タイミングの変動を抑制することができる。これにより、危険回転範囲２２０において酸素過剰率が急激に変化することを抑制でき、燃焼を安定させることができる。

エンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングパターンとして、エンジン本体の回転数が増加する場合と、エンジン本体の回転数が減少する場合と、危険運転範囲２２０のエンジン本体１１の回転数と排気弁を閉じるタイミングと、が異なる関係を用いることがで、エンジン本体１１をより安定して運転させることができる。

また、上記実施形態は、エンジン負荷に基づいて排気弁閉タイミングを制御したが、これに限定されない。エンジン制御装置は、エンジン本体１１の回転数に基づいて、排気弁閉タイミングを制御してもよい。図６は、エンジン本体の回転数と排気弁閉タイミングとの関係を示すグラフである。図６は、図４と同様に理想線で算出したエンジン本体の回転数と排気弁閉タイミングとの関係である排気弁閉タイミングパターン２６２も示す。図６に示す排気弁閉タイミングパターン２６０は、エンジン本体の回転数が危険回転数域と重なる範囲（エンジン回転数Ｂ_１以上エンジン回転数Ｂ_２以下の範囲）である危険回転範囲２２０ａと、危険回転範囲２２０ａよりもエンジン回転数が小さい範囲（エンジン回転数Ｂ_１未満の範囲）である第１範囲２２２ａ及び危険回転範囲２２０ａよりもエンジン回転数が大きい範囲（エンジン回転数Ｂ_２より大きい範囲）である第２範囲２２４ａと、でエンジン回転数に対する排気弁閉タイミングの変化量の変化率が異なる。ここで、エンジン回転数Ｂ_２は、エンジン回転数Ｂ_１よりも高い回転数である。

排気弁閉タイミングパターン２６０は、エンジン回転数Ｂ_１で変化率が変化する点２３０ｃがあり、エンジン回転数Ｂ_２で変化率が変化する点２３２ｃがあり、エンジン回転数Ｂ_２よりも高い値であるエンジン回転数Ｂ_３で変化率が変化する点２３４ｃがある。排気弁閉タイミングパターン２６０は、変化率が変化する点２３０ｃ（エンジン回転数Ｂ_１）よりもエンジン回転数が低い部分が線分２４０ｃとなり、変化率が変化する点２３０ｃ（エンジン回転数Ｂ_１）と変化率が変化する点２３２ｃ（エンジン回転数Ｂ_２）との間が線分２４２ｃとなり、変化率が変化する点２３２ｃ（エンジン回転数Ｂ_２）と変化率が変化する点２３４ｃ（エンジン回転数Ｂ_３）との間が線分２４４ｃとなり、変化率が変化する点２３４ｃ（エンジン回転数Ｂ_３）よりもエンジン回転数が高い部分が線分２４６ｃとなる。線分２４０ｃと線分２４６ｃは、排気弁閉タイミングパターン２６２と同じ傾きとなる。線分２４２ｃは、線分２４０ｃと線分２４４ｃを結んでおり、変化率が変化しない、つまり、排気弁閉タイミングが変化しない。線分２４４ｃは、線分２４２と線分２４６とを結んでおり、変化率が線分２４２ｃ及び線分２４６ｃよりも大きい。したがって、排気弁閉タイミングパターン２６０は、エンジン回転数（エンジン本体の回転数）が、危険回転数域を通過する間を含む危険回転範囲２２０ａと、危険回転範囲２２０ａよりも回転数が低い第１範囲２２２ａとで、回転数の上昇に対する排気弁を閉じるタイミングの変化の変化率が変化する変化率が変化する点２３０ｃを有し、変化率が変化する点２３０ｃよりも危険回転範囲２２０ａ側の線分２４２ｃの変化率が、変化率が変化する点２３０ｃよりも第１範囲２２２ａ側の線分２４０ｃの変化率よりも小さい。

エンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングパターン２６０に基づいて、排気弁閉タイミングを制御することで、排気弁閉タイミングパターン２６２で運転した場合よりも危険回転範囲２２０ａでの排気弁閉タイミングが早くなる。これにより、危険回転数で運転されている場合、危険回転範囲２２０ａ以外の場合に比べて、エンジン本体１１の負荷（回転数）の上昇（増加）に比例して燃焼室１２０での燃料燃焼時の酸素過剰率が低下することを抑制できる。つまり、投入される燃料に対する酸素の量の減少を少なくすることができ、排気弁閉タイミングパターン２６２で運転した場合と比べ同じ負荷での燃焼室１２０の酸素の量を多くすることができる。このように、エンジン制御装置２６は、エンジン負荷ではなく、エンジン本体１１の回転数に基づいて制御を行っても、エンジン負荷の場合と同様の効果を得ることができる。

また、エンジン制御装置２６は、排気弁閉タイミングに加え、排気弁を開くタイミングである排気弁開タイミングも、危険回転数域とその他の回転数域とで変化率を変化させてもよい。

また、上記実施形態においては、ＥＧＲを備える内燃機関を例としたが、ＥＧＲを備えない内燃機関にも適用される。

１０ 舶用ディーゼルエンジン
１１ エンジン本体
１２ 過給機
１３ ＥＧＲシステム
１４ デミスタユニット
２６ エンジン制御装置
４１Ａ ＥＧＲ入口バルブ
４１Ｂ ＥＧＲ出口バルブ
４２ スクラバ
４７ ＥＧＲブロワ
４８ エアクーラ（冷却器）
６０ ＥＧＲ制御装置
６２ 回転数検出部
６４ 燃料投入量検出部
６６ 酸素濃度検出部
１１１ 台板
１１２ 架構
１１３ シリンダジャケット
１１４ テンションボルト（タイボルト／連結部材）
１１５ ナット
１１６ シリンダライナ
１１７ シリンダカバー
１１８ 空間部
１１９ ピストン
１２０ 燃焼室
１２１ 排気弁
１２２ 排ガス管
１２３ ピストン棒
１２４ クランクシャフト
１２５ 軸受
１２６ クランク
１２７ 連接棒
１２８ ガイド板
１２９ クロスヘッド

Claims (4)

1. 排気弁を開閉し、燃焼室内からの排気を制御するエンジン本体と、
   前記エンジン本体を制御し、前記エンジン本体の負荷または回転数が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける前記排気弁を閉じるタイミングが遅くなる排気弁閉タイミングパターンに基づいて、前記排気弁の動作を制御する制御装置と、を有し、
   前記エンジン本体は、回転数に対して、危険回転域を通過する間である危険回転範囲と、前記危険回転範囲よりも回転数が低い第１範囲および前記危険回転範囲よりも回転数が高い第２範囲を有し、
   前記危険回転域は、共振が生じ、その回転数域での長時間の運転が禁止される範囲であり、
   前記排気弁閉タイミングパターンは、前記危険回転範囲と前記第１範囲との境界の点に前記回転数の上昇に対する前記排気弁を閉じるタイミングの変化の変化率が変化する点を有し、
   前記排気弁閉タイミングパターンは、前記変化率が変化する点よりも前記危険回転範囲側における変化率が、前記変化率が変化する点よりも前記第１範囲側における変化率よりも小さくなり、
   前記第２範囲では、前記エンジン本体の回転数が高くなるにしたがって、前記第１範囲での前記変化率より変化率が大きくなってから前記第１範囲での前記変化率と同じとなることを特徴とする舶用ディーゼルエンジン。
2. 前記排気弁閉タイミングパターンは、回転数を含むパラメータで算出される前記エンジン本体の負荷と、前記排気弁を閉じるタイミングと、が対応付けられ、
   前記エンジン本体の負荷が高くなるにしたがって、燃焼サイクルにおける前記排気弁を閉じるタイミングが遅くなることを特徴とする請求項１に記載の舶用ディーゼルエンジン。
3. 前記排気弁閉タイミングパターンは、前記危険回転範囲で、前記排気弁の閉タイミングが一定であることを特徴とする請求項１または２に記載の舶用ディーゼルエンジン。
4. 前記排気弁閉タイミングパターンは、前記エンジン本体の回転数が増加する場合と、前記エンジン本体の回転数が減少する場合とで前記危険回転範囲の前記エンジン本体の回転数と前記排気弁を閉じるタイミングと、が異なることを特徴とする請求項１から３のいずれか一項に記載の舶用ディーゼルエンジン。

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