[go: up one dir, main page]

WO2020242230A1 - 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박 - Google Patents

배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박 Download PDF

Info

Publication number
WO2020242230A1
WO2020242230A1 PCT/KR2020/006941 KR2020006941W WO2020242230A1 WO 2020242230 A1 WO2020242230 A1 WO 2020242230A1 KR 2020006941 W KR2020006941 W KR 2020006941W WO 2020242230 A1 WO2020242230 A1 WO 2020242230A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
exhaust gas
cylinder
exhaust
recirculation system
fuel
Prior art date
Application number
PCT/KR2020/006941
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
백은성
한주석
이용석
김형관
Original Assignee
현대중공업 주식회사
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 현대중공업 주식회사 filed Critical 현대중공업 주식회사
Priority to JP2021520183A priority Critical patent/JP2022502605A/ja
Priority to CN202080005519.2A priority patent/CN112789403B/zh
Priority to EP20814120.0A priority patent/EP3978744A4/en
Publication of WO2020242230A1 publication Critical patent/WO2020242230A1/ko

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • 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
    • F02D41/0047—Controlling exhaust gas recirculation [EGR]
    • F02D41/0065—Specific aspects of external EGR control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/24—Control of the pumps by using pumps or turbines with adjustable guide vanes
    • 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
    • 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
    • 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
    • F02D19/0663—Details on the fuel supply system, e.g. tanks, valves, pipes, pumps, rails, injectors or mixers
    • F02D19/0686—Injectors
    • F02D19/0689—Injectors for in-cylinder direct injection
    • 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
    • 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
    • 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
    • F02D41/0047—Controlling exhaust gas recirculation [EGR]
    • F02D41/0077—Control of the EGR valve or actuator, e.g. duty cycle, closed loop control of position
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/05—High pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust system upstream of the turbine and reintroduced into the intake system downstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/07—Mixed pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is either taken out upstream of the turbine and reintroduced upstream of the compressor, or is taken out downstream of the turbine and reintroduced downstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/52—Systems for actuating EGR valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • 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
    • 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
    • F02D19/10—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 peculiar to compression-ignition engines in which the main fuel is gaseous
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2400/00—Control systems adapted for specific engine types; Special features of engine control systems not otherwise provided for; Power supply, connectors or cabling for engine control systems
    • F02D2400/04—Two-stroke combustion engines with electronic control
    • 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
    • F02D35/025—Controlling engines, dependent on conditions exterior or interior to engines, not otherwise provided for on interior conditions by determining temperatures inside the cylinder, e.g. combustion temperatures
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to an exhaust gas recirculation system and a ship having the same.
  • Ships equipped with these different fuel engines are classified into high-pressure engines (MEGI) and low-pressure engines (X-DF, etc.) according to the internal pressure of the combustion chamber, and two-stroke engines (ME-GI, X-DF) or four-stroke engines (DFDE). It can be classified as such.
  • MEGI high-pressure engines
  • X-DF low-pressure engines
  • DFDE four-stroke engines
  • the hetero-fuel engine is operated using one of a gas mode that generates propulsion driving force by using gas as the main fuel and a diesel mode that generates propulsion driving force by using diesel as the main fuel.
  • a heterogeneous fuel engine (especially a two-stroke low-pressure Otto cycle engine) is installed in a cylinder with a combustion chamber, a piston that reciprocates in the vertical direction in the cylinder, a cylinder cover installed on the upper side of the cylinder, and a cylinder cover to deliver diesel fuel to the cylinder.
  • a fuel supply unit (gas injector or gas nozzle) installed between the upper and lower sides of the cylinder to supply gas fuel into the cylinder, a diesel injector that injects a small amount of diesel fuel as pilot fuel for ignition in gas mode or separately Includes a pilot injector.
  • the hetero-fuel engine includes a turbocharger that increases the output of the engine by increasing the amount of air supplied to the cylinder by using the exhaust gas discharged from the cylinder.
  • the compressed air supplied from the turbocharger can be supplied to the scavenging receiver and supplied to the cylinder.
  • NOx nitrogen oxide
  • the exhaust gas recirculation (EGR) system reduces the temperature in the combustion chamber (combustion temperature and compression temperature of the mixture, etc.) by supplying a part of the exhaust gas with a heat capacity greater than air to the exhaust gas of the engine. Through this, the generation of nitrogen oxides can be suppressed.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • the present invention has been created to solve the problems of the prior art as described above, and an object of the present invention is to provide an exhaust gas recirculation system for application in gas mode operation of a different fuel engine.
  • An exhaust gas recirculation system includes a cylinder for burning fuel; An exhaust valve provided on the upper side of the cylinder; A piston reciprocating between a bottom dead center and a top dead center in the cylinder; A gas fuel supply unit for supplying gas fuel to the cylinder while the piston moves from a bottom dead center to a top dead center; An intake line through which the scavenge gas flowing into the cylinder passes; An exhaust line through which the exhaust gas discharged from the cylinder passes; A turbocharger including a compressor connected to the intake line to compress the scavenger gas and supply it to the cylinder, and a turbine connected to the exhaust line to receive exhaust gas from the cylinder and to be driven and to transmit rotational force to the compressor; An EGR line communicating a front end of the turbine among the exhaust lines and a front end of the compressor among the intake lines; And a first control unit for controlling opening/closing of the exhaust valve, wherein the first control unit controls a closing timing of the exhaust valve when the exhaust is recirc
  • the first control unit may advance the closing timing of the exhaust valve when exhaust is recirculated through the EGR line.
  • the first control unit may adjust the effective compression ratio of the cylinder when exhaust is recirculated through the EGR line.
  • the first control unit may maintain or increase the effective compression ratio of the cylinder during exhaust recirculation through the EGR line.
  • the first control unit may adjust the compression temperature in the cylinder when exhaust is recirculated through the EGR line.
  • the first control unit may increase the compression temperature in the cylinder when exhaust is recirculated through the EGR line.
  • the first control unit may control the liquid fuel injection timing.
  • An exhaust gas recirculation system includes a cylinder for burning fuel; An exhaust valve provided on the upper side of the cylinder; A piston reciprocating between a bottom dead center and a top dead center in the cylinder; A gas fuel supply unit for supplying gas fuel to the cylinder while the piston moves from a bottom dead center to a top dead center; An intake line through which the scavenge gas flowing into the cylinder passes; An exhaust line through which the exhaust gas discharged from the cylinder passes; A turbocharger including a compressor connected to the intake line to compress the scavenger gas and supply it to the cylinder, and a turbine connected to the exhaust line to receive exhaust gas from the cylinder and to be driven and to transmit rotational force to the compressor; An EGR line communicating a front end of the turbine among the exhaust lines and a front end of the compressor among the intake lines; And a second control unit for controlling a flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine, wherein the second control unit controls a flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine
  • the second control unit may increase the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine during exhaust recirculation through the EGR line.
  • the exhaust gas recirculation system further includes a bypass line that connects and opens and closes the front end and the rear end of the turbine, and the second control unit can control the bypass line when exhaust recirculation through the EGR line have.
  • the exhaust gas recirculation system further includes a bypass line that connects and opens and closes a rear end of the compressor and a front end of the turbine, and the second control unit includes the bypass line when exhaust recirculation through the EGR line By adjusting a portion of the scavenger gas discharged from the compressor may be supplied to the turbine.
  • the intake line further includes a cooler, and a bypass line that connects and opens and closes a rear end of the cooler and a front end of the turbine
  • the second control unit includes the EGR
  • the bypass line may be adjusted to supply part of the scavenge gas discharged from the cooler to the turbine.
  • the turbine is a variable turbine capable of adjusting the provided nozzle vanes
  • the second control unit may increase the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine by adjusting the nozzle vanes during exhaust recirculation through the EGR line.
  • the cylinder may be operated in one of a gas mode generating driving force using gas fuel as a main fuel and a diesel mode generating driving force using diesel as a main fuel.
  • the exhaust gas discharged from the cylinder may be introduced into the compressor through the EGR line under high pressure.
  • an EGR blower for pressurizing exhaust gas may be omitted in the EGR line.
  • a ship according to another aspect of the present invention is characterized by having the exhaust gas recirculation system.
  • the exhaust gas recirculation system according to the present invention can reduce the amount of methane slip from the engine compared to a simple application of the existing exhaust gas recirculation system when operating in a gas mode of a different fuel engine.
  • the exhaust gas recirculation system according to the present invention can reduce the fuel consumption rate compared to a simple application of the existing exhaust gas recirculation system during gas mode operation of a heterogeneous fuel engine.
  • the exhaust gas recirculation system according to the present invention can reduce the emission of nitrogen oxides compared to a simple application of an existing exhaust gas recirculation system when operating in a gas mode of a different fuel engine.
  • FIG. 1 is a conceptual diagram in which a conventional exhaust gas recirculation system is applied to a different fuel engine.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a case in which an existing exhaust gas recirculation system is applied to a different fuel engine and the exhaust gas recirculation system is operated in a gas mode (EGR on) and when not operated (EGR off).
  • EGR b.
  • This is a graph showing the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder as a relative ratio.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a case in which an existing exhaust gas recirculation system is applied to a different fuel engine and the exhaust gas recirculation system is operated in a gas mode (EGR on) and when not operated (EGR off).
  • the maximum compression pressure in the cylinder b.
  • the maximum compression temperature of the cylinder c.
  • Maximum combustion pressure in the cylinder d. This is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder as a relative ratio.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating a case in which an existing exhaust gas recirculation system is applied to a different fuel engine and the exhaust gas recirculation system is operated in a gas mode (EGR on) and when not operated (EGR off).
  • Gas fuel supply, b. This is a graph showing the amount of nitrogen oxide (NOx) generated in a relative ratio, c.
  • P-V diagram of the cylinder, d. It shows a diagram of the temperature as a function of the piston crank angle.
  • FIG. 5 is a conceptual diagram of an exhaust gas recirculation system according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 6 is a case of operating the exhaust gas recirculation system in the gas mode according to the first embodiment of the present invention a. EGR, b. The proportion of methane in the exhaust gas, c. The proportion of methane recycled to the scavenge gas, d.
  • EGR on the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder as a relative ratio (EGR on) with respect to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, along with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • Figure 7 is a case of operating the exhaust gas recirculation system in the gas mode according to the first embodiment of the present invention a.
  • the maximum compression pressure in the cylinder b.
  • the maximum compression temperature of the cylinder c.
  • Maximum combustion pressure in the cylinder d.
  • This is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder as a relative ratio (EGR on) with respect to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, along with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • Figure 8 is a case of operating the exhaust gas recirculation system in the gas mode according to the first embodiment of the present invention a.
  • Gas fuel supply, b. This is a graph showing the amount of nitrogen oxides (NOx) generated as a relative ratio (EGR on) to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, along with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • NOx nitrogen oxides
  • FIG. 9 is a conceptual diagram of an exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2-1 of the present invention.
  • FIG. 10 is a conceptual diagram of an exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2-2 of the present invention.
  • FIG. 11 is a conceptual diagram of an exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2-3 of the present invention.
  • FIG. 12 is a conceptual diagram of an exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2-4 of the present invention.
  • EGR is a diagram illustrating a case where the exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2 of the present invention is operated in a gas mode.
  • EGR b.
  • This is a graph showing the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder as a relative ratio (EGR on) with respect to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, along with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • FIG. 14 is a diagram illustrating a case where the exhaust gas recirculation system according to Embodiment 2 of the present invention is operated in a gas mode.
  • the maximum compression pressure in the cylinder b.
  • the maximum compression temperature of the cylinder c.
  • Maximum combustion pressure in the cylinder d.
  • the maximum combustion temperature in the cylinder is shown as a relative ratio (EGR on) to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, and is a graph shown together with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • FIG. 15 is a diagram illustrating a case of operating the exhaust gas recirculation system according to the second embodiment of the present invention in a gas mode.
  • Gas fuel supply, b. This is a graph showing the amount of nitrogen oxides (NOx) generated as a relative ratio (EGR on) to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system, along with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • NOx nitrogen oxides
  • EGR exhaust gas recirculation system
  • EGR + engine tuning exhaust gas recirculation system
  • EGR + additional equipment a. EGR rate, b. Methane slip ratio, c. Gas fuel consumption rate, d. This is a graph showing the relative rate of nitrogen oxide (NOx) generation.
  • HP high pressure
  • LP low pressure
  • high temperature and low temperature are relative, and do not represent absolute values.
  • gas may mean a material having a boiling point lower than room temperature as LNG, LPG, ethane, etc.
  • diesel is a liquid fuel and includes all materials having a calorific value.
  • the engine may be a heterogeneous fuel engine that operates in one of a gas mode that generates driving power using gas fuel as a main fuel and a diesel mode that generates driving power using diesel as the main fuel, and is largely a cylinder, piston, and gas fuel. It includes a supply unit, a liquid fuel supply unit, and an exhaust valve.
  • the turbocharger largely includes a compressor and a turbine.
  • the effective compression ratio is the ratio of the cylinder volume at the time when the exhaust valve is closed to the cylinder volume at the time when the piston is at top dead center.
  • the compression pressure and temperature mean the pressure and temperature of the mixed gas when the piston is at top dead center without a combustion process.
  • combustion pressure and temperature mean the explosion pressure and temperature applied to the piston during the combustion period.
  • the conventional exhaust gas recirculation system refers to an exhaust gas recirculation system applicable to reduce the amount of nitrogen oxides generated during diesel mode operation of a diesel engine or a different fuel engine.
  • the existing exhaust gas recirculation system 2 includes an engine 3, an EGR valve 10, a compressor 11 and a turbine 12a, and the turbine ( An exhaust line (L1) connecting 12a, an intake line (L2) connecting the cylinder (4) from the compressor (11), the front end of the turbine (12a) and the intake line from the exhaust line (L1) It includes an EGR line (L3) communicating with the front end of the compressor (11).
  • the cylinder 2 is for burning fuel.
  • the cylinder 4 may be formed inside an engine block (not shown) of the engine 3.
  • the cylinder 4 has a combustion chamber through which air, fuel, and the like can be supplied.
  • the combustion chamber may be formed in a cylindrical shape with an empty inside.
  • a cylinder liner (not shown) may be installed between the cylinder 4 and the engine block.
  • a cylinder cover 4a may be installed on the upper side of the cylinder 4.
  • the piston 5 may be installed to be movable in the cylinder 4.
  • the piston 5 can reciprocate in the vertical direction inside the combustion chamber.
  • the vertical direction may be a direction parallel to the direction of gravity, but may be a different direction.
  • a gas fuel supply unit 6 for supplying gaseous fuel and a liquid fuel supply unit 7 for supplying liquid fuel may be coupled to the cylinder 4. Accordingly, the cylinder 4 may receive at least one of gas fuel and liquid fuel from the gas fuel supply unit 6 and the liquid fuel supply unit 7. After the gaseous fuel supply unit 6 and the liquid fuel supply unit 7 are supplied with scavenging gas, which is external air, through small pores (not shown) installed at the lower side of the cylinder 4, the Gas fuel and liquid fuel can be supplied to the cylinder 4. At this time, the gas fuel supply unit 6 and the liquid fuel supply unit 7 may supply liquid fuel after the gas fuel is supplied.
  • scavenging gas which is external air
  • the engine 3 according to the present invention may be a heterogeneous fuel engine that sequentially supplies scavenger gas, gas fuel, and liquid fuel to the cylinder 4.
  • the small pore is a hole formed from the lower side of the cylinder 4 through the cylinder 4 and may be installed to be connected to a small gas receiver (not shown) filled with air.
  • the air filled in the scavenging receiver may be supplied to the cylinder 4 through the scavenging holes.
  • the scavenging receiver may fill air by compressing and supplying air using exhaust gas discharged from the cylinder by a turbocharger.
  • the combustion chamber of the cylinder 4 may increase or decrease in volume as the piston 5 reciprocates. For example, the volume of the combustion chamber can be reduced when the piston 5 moves upward.
  • the fuel and air supplied to the combustion chamber can be compressed.
  • a diesel injector installed on the upper side of the cylinder 4 or a separate pilot injector (7a) supplies diesel to ignite the compressed fuel.
  • the fuel mixed with fuel and air may be burned and exploded to move the piston 5 downward. Accordingly, a driving force may be generated, and exhaust gas may be generated in the combustion chamber.
  • the volume of the combustion chamber can be increased when the piston 5 moves downward.
  • the exhaust gas generated by combustion of fuel in the combustion chamber can be discharged to the outside of the combustion chamber through the exhaust valve 9 by the air supplied from the scavenging receiver.
  • the exhaust gas may be discharged to the outside of the combustion chamber due to a pressure difference between the scavenging receiver and the exhaust gas receiver (not shown) that stores the exhaust gas.
  • the exhaust gas discharged from the combustion chamber may be discharged along an exhaust line L1 connected to an exhaust valve 9 coupled to an upper side of the cylinder 4 and supplied to an exhaust gas receiver.
  • the piston 5 is for compressing air and fuel supplied to the combustion chamber.
  • the piston 5 is installed to be movable in the combustion chamber.
  • the piston 5 may reciprocate between the bottom dead center (P1) and the top dead center (P2) in the combustion chamber.
  • the piston 5 may be formed in a cylindrical shape, but may be formed in a different shape as long as it can compress fuel and air while moving in the combustion chamber.
  • the piston 5 can move upward by a crankshaft (not shown) that transmits a driving force.
  • the piston 5 may be connected to the crankshaft through a rod-shaped piston rod (not shown) and a connecting rod (not shown).
  • the piston 5 may move upward as the crankshaft rotates. When the piston 5 moves upward by the crankshaft, it can compress fuel and air.
  • the piston 5 may move downwardly as the fuel and air supplied to the cylinder 4 are mixed and burned at the top dead center P2 and exploded. Accordingly, the piston 5 may reciprocate between the bottom dead center P1 and the top dead center P2 inside the cylinder 4.
  • the bottom dead center (P1) is the point where the piston (5) is located at the lowest position inside the cylinder (4) based on the compression direction of the piston
  • the top dead center (P2) is the piston (5) based on the compression direction of the piston.
  • the gas fuel supply unit 6 and the liquid fuel supply unit 7 are for supplying gas fuel and liquid fuel to the cylinder 4, respectively.
  • the gas fuel supply unit 6 may be coupled to the cylinder 2 so as to be located between the top dead center P2 and the bottom dead center P1 of the piston 5.
  • the gas fuel supply unit 6 may be coupled to a side wall of the cylinder 2.
  • the gas fuel supply unit 6 may supply gas fuel to the cylinder 4 while the piston 5 moves from the bottom dead center P1 to the top dead center P2.
  • the gas fuel supply unit 6 may mix and supply gas fuel and air to the cylinder 4 while the piston 5 moves from the bottom dead center P1 to the top dead center P2.
  • the gas fuel supply unit 6 is an auxiliary air supply unit (not shown) when supplying gas fuel to the cylinder 2 in the middle of the piston 5 moving from the bottom dead center point P1 to the top dead center point P2. ) Can be supplied with additional air. Therefore, in the engine 3 according to the present invention, gas fuel and air can be mixed and supplied to the cylinder 4 in the middle of the piston 5 moving from the bottom dead center (P1) to the top dead center (P2). Compared to the case of supplying only gas fuel to (4), the occurrence of abnormal combustion such as knocking and pre-ignition can be reduced or prevented by mixing air and fuel more evenly.
  • the gas fuel supply unit 6 may supply gas fuel to the cylinder 4 after the small air is started to be supplied to the cylinder 4 through the small pore.
  • the gas fuel supply unit 6 is for supplying gas fuel (not shown) to the cylinder 4.
  • the gas fuel supply unit 6 may supply gas fuel to the cylinder 4 while the piston 5 moves from the bottom dead center P1 to the top dead center P2.
  • the cylinder 4 may be closed by the exhaust valve 9.
  • the gas fuel supply unit 6 may vaporize LNG stored in an LNG storage tank (not shown) to supply gas fuel to the cylinder 4.
  • the gas fuel supply unit 6 may supply BOG (Boil off gas) generated from the LNG storage tank to the cylinder 4.
  • the gas fuel supply unit 6 may be installed to be connected to the auxiliary air supply unit. Accordingly, an air mixed gas fuel (not shown) in which gas fuel and air are mixed may be supplied to the cylinder 4.
  • the pressure of the gas fuel or air mixed gas fuel supplied by the gas fuel supply unit 6 to the cylinder 4 may be between about 3 bar and 30 bar, depending on the engine load, but is preferably It can be between 5 bar and 22 bar.
  • the pressure of the air additionally supplied by the auxiliary air supply unit may be relatively lower than the supply pressure of the gas fuel supplied by the gas fuel supply unit 6. This is to facilitate the supply of gas fuel to the cylinder 4.
  • the capacity of each of the gas fuel supply unit 6 and the auxiliary air supply unit for supplying air to the cylinder 4 must be increased. There is a problem of increasing the size.
  • gas fuel or air mixed gas fuel cannot be smoothly supplied to the cylinder 4 due to the pressure of the scavenge air supplied to the cylinder 4 There is.
  • the gas fuel supply unit 6 passes the point where the gas fuel supply unit 6 is coupled to the side wall of the cylinder 4, the piston 5 passes the gas fuel to the cylinder 4 based on the compression direction of the piston. May not be supplied. This is because communication between the cylinder 4 and the gas fuel supply unit 6 is blocked.
  • the gas fuel supply unit 6 can supply or cut off the gas fuel to the cylinder 4 by opening and closing the opening of the gas fuel supply pipe connected to the fuel injection nozzle installed in the cylinder liner.
  • the gas fuel supply unit 6 controls the amount of gas fuel supplied to the cylinder 4 by adjusting the size at which the opening degree of the gas fuel supply pipe is opened or the opening time at which the opening degree of the gas fuel supply pipe is opened. Can be adjusted. For example, the gas fuel supply unit 6 may increase the amount of gas fuel supplied to the cylinder 4 by greatly opening the opening of the gas fuel supply pipe or increasing the opening time. The gas fuel supply unit 6 can reduce the amount of gas fuel supplied to the cylinder 4 by opening the gas fuel supply pipe to a small opening or reducing the opening time. The gas fuel supply unit 6 may adjust the amount of gas fuel supplied to the cylinder 4 by increasing or decreasing the conveying force of the gas fuel transfer device for supplying the gas fuel to the cylinder 4.
  • the gas fuel transfer device may be at least one of a compressor, an impeller, and a blower.
  • the liquid fuel supply unit 7 is for supplying liquid fuel (not shown) to the cylinder 4.
  • the liquid fuel supply unit 7 transfers the liquid fuel to the cylinder 4 after gaseous fuel is supplied to the cylinder 4 while the piston 5 moves from the bottom dead center (P1) to the top dead center (P2).
  • Can supply Preferably, the liquid fuel supply unit 7 can supply liquid fuel when the piston 5 reaches the top dead center P2.
  • the cylinder 4 may be closed by the exhaust valve 9.
  • the liquid fuel supply unit 7 may receive liquid fuel from a liquid fuel storage tank (not shown) in which liquid fuel is stored and supply it to the cylinder 4.
  • the liquid fuel may be diesel, but is not limited thereto.
  • the liquid fuel supply unit 7 is coupled to a diesel injector installed on the cylinder cover 4a or a separate pilot injector 7a to supply liquid fuel to the cylinder 4 from the upper side of the cylinder 4, but , But is not limited thereto, and if liquid fuel can be supplied to the cylinder 4 when the piston 5 is located near the top dead center (P2), the cylinder cover 4a or other cylinder 4a such as a pilot injector (not shown) It may be installed at the position to supply liquid fuel to the cylinder 4.
  • the liquid fuel supply unit 7 may supply a larger amount of liquid fuel to the cylinder 4 than the amount of diesel fuel supplied in a gas mode operation in which gas fuel is used as the main fuel.
  • the liquid fuel supply unit 7 increases the injection period during which a diesel injector or a separate pilot injector 7a injects liquid fuel into the cylinder 4 or increases the injection pressure, thereby supplying diesel supplied in gas mode operation.
  • An amount of liquid fuel greater than the amount of fuel can be supplied to the cylinder 4.
  • the liquid fuel supply unit 7 may supply or block the liquid fuel to the cylinder 4 by opening and closing the opening of the liquid fuel supply pipe connected to the diesel injector or a separate pilot injector 7a.
  • the liquid fuel supply unit 7 may adjust the amount of liquid fuel supplied to the cylinder 4 by adjusting the size of the opening degree of the liquid fuel supply pipe or the time the opening degree is open.
  • the liquid fuel supply unit 7 can increase the amount of liquid fuel supplied to the cylinder 4 by opening the opening of the liquid fuel supply pipe largely or increasing the opening time of the opening opening.
  • the liquid fuel supply unit 7 can reduce the amount of liquid fuel supplied to the cylinder 4 by opening a small opening degree of the liquid fuel supply pipe or reducing the opening time.
  • the liquid fuel supply unit 7 may adjust the amount of liquid fuel supplied to the cylinder 4 by increasing or decreasing the conveying force of the liquid fuel transfer device for supplying the liquid fuel to the cylinder 4.
  • the liquid fuel transfer device may be at least one of an impeller and a pump.
  • the gas fuel supplied by the gas fuel supply unit 6 from the side wall side of the cylinder 4 and the scavenging air supplied by the scavenging receiver are moved to the piston 5 toward the top dead center (P2). When it is moved and compressed, it can be ignited by supplying liquid fuel to the cylinder 4.
  • the exhaust gas burned in the engine 3 can pass through the exhaust line L1 through the exhaust valve 9 provided on the upper side of the cylinder 4, and is transferred to the turbine 12a connected to the exhaust line L1. It may be introduced and discharged to the outside, or may be supplied to the engine 3 by merging with the scavenger gas compressed by the compressor 11.
  • the turbocharger can increase the efficiency of fuel used in the engine 3 by compressing air using the high-pressure and high-temperature energy of the exhaust gas discharged from the engine 3 and injecting it into the engine 3. have.
  • Such a turbocharger includes a compressor 11 and a turbine 12a.
  • the compressor 11 is connected to the intake line L2 to compress air and supply it to the engine 3. Air is introduced into the compressor 11 from the outside, and the introduced air may be compressed by rotation of a wheel (not shown) built into the compressor 11 to become exhaust gas.
  • the turbine 12a is connected to the exhaust line L1, is driven by receiving exhaust gas from the engine 3, and may be connected to the compressor 11 through a shaft to transmit rotational force to the compressor 11.
  • the driving of the turbine 12a can be accomplished by rotating the wheel (not shown) of the turbine 12a freely supported in the turbine 12a by the inflow of exhaust gas burned in the engine 3 and the energy of the exhaust gas. have.
  • the rotational torque of the wheel built in the turbine 12a may be transmitted to the wheel of the compressor 11 by the shaft, and as the wheel of the compressor 11 is rotated, the introduced air may be compressed to become exhaust gas. .
  • the scavenger gas discharged from the turbocharger flows into the engine 3 via the intake line (L2), a cooler (not shown) that reduces the temperature of the scavenge gas and a moisture removal device that removes moisture from the scavenge gas ( (Not shown) is installed on the intake line (not shown), so that the exhaust gas discharged from the turbocharger is lowered to a temperature required by the engine 3, and unnecessary moisture can be removed.
  • the cooler heat-exchanges with the exhaust gas by using water as a refrigerant to cool the exhaust gas, and a detailed description of the moisture removal device will be omitted instead of the known moisture removal device.
  • the EGR line L3 may circulate exhaust gas by communicating the exhaust line L1 and the intake line L2.
  • One end of the EGR line L3 may be connected to the front end of the turbine 12a of the exhaust line L1, and the other end of the EGR line L3 is connected to the front end of the compressor 11 of the intake line L2.
  • the front end of the turbine 12a is an upstream part of the exhaust line L1 based on the flow direction of the exhaust gas
  • the front end of the compressor 11 is an upstream part of the intake line L2 based on the flow direction of the exhaust gas. to be. Due to the communication structure of the EGR line L3, the exhaust gas passing through the turbine 12a and the exhaust gas circulating to the compressor 11 can flow independently of each other.
  • an EGR blower (not shown) may be omitted in the EGR line L3.
  • the EGR blower is configured to force exhaust gas into the intake line (L2), and while the EGR blower is running, it continuously consumes power from as little as 100kw to as much as 500kw.If the EGR blower is omitted, the power consumption of the system is reduced. I can make it.
  • the compressor 11 when the high-pressure exhaust gas is introduced through the EGR line L3, the compressor 11 has an advantage of reducing the load compared to pressurizing the air introduced from the outside. That is, power consumption by the compressor 11 can also be reduced.
  • the EGR valve 10 may be provided on the EGR line L3.
  • the EGR valve 10 is a configuration that adjusts the flow rate of the exhaust gas so that the exhaust gas is recirculated through the EGR line (L3), and the EGR valve 10 can be opened when the exhaust gas is recirculated through the EGR line (L3). have.
  • an EGR cooler (not shown) may be provided on the EGR line L3 to reduce the temperature of the exhaust gas, and moisture may be removed through a moisture removal device (not shown).
  • the EGR cooler can reduce the temperature of the exhaust gas through water.
  • Figure 2 is a according to the case of applying the existing exhaust gas recirculation system 2 to a different fuel engine and operating the exhaust gas recirculation system 2 in the gas mode (EGR on) and not operating (EGR off). .
  • EGR, b. The proportion of methane in the exhaust gas, c.
  • This is a graph showing the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder as a relative ratio.
  • FIG. 2A is a graph showing whether or not the exhaust gas recirculation system 2 is operated (EGR on), and the system environment and the like when the exhaust gas recirculation system 2 is operated (EGR on) and not operated (EGR off) will be described below.
  • 2B is a graph showing a relatively proportion of methane (CH 4 ) in the exhaust gas flowing through the exhaust line L1 in front of the turbine 12a.
  • methane is mixed with the exhaust gas due to partial non-combustion of the fuel, and a methane slip may occur, exiting the cylinder 4, and the exhaust gas recirculation system 2 is operated.
  • the exhaust gas and the scavenger gas introduced from the outside are mixed and supplied to the cylinder 4, the efficiency of the engine 3 decreases, and thus the amount of non-burnable fuel may increase compared to the case of not driving.
  • Figure 2c is a graph showing a relatively proportion of the methane recycled to the small gas.
  • FIG. 2D is a graph showing the effective lambda (actual fuel efficiency/theoretical fuel efficiency) in the cylinder 4 relatively.
  • Control of the air-fuel ratio is important to stably operate the engine 3, especially a different fuel engine. If the air-fuel ratio decreases as the amount of air decreases compared to the amount of gas, knocking may occur. Misfiring) may occur.
  • the maximum combustion temperature of the engine 3 may vary according to the air-fuel ratio, which affects the amount of nitrogen oxides generated in the exhaust gas of the engine 3.
  • the exhaust gas recirculation system (2) When the exhaust gas recirculation system (2) is not operated, the exhaust gas and scavenge gas through the EGR line (L3) are not mixed, so the scavenge gas supplied to the cylinder (4) through the intake line (L2) is relatively Due to the large amount of air (oxygen), the air-fuel ratio is relatively high. In contrast, when the exhaust gas recirculation system 2 is operated, the amount of air in the combustion chamber of the cylinder 4 decreases due to the mixing of the exhaust gas and the scavenge gas through the EGR line L3, and the air-fuel ratio is also relatively low.
  • FIG. 3 is a according to the case of applying the existing exhaust gas recirculation system 2 to a different fuel engine, and operating the exhaust gas recirculation system 2 in the gas mode (EGR on) and when not operating (EGR off). .
  • the maximum compression pressure in the cylinder b.
  • the maximum compression temperature of the cylinder c.
  • Maximum combustion pressure in the cylinder d. This is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder as a relative ratio.
  • 3A is a graph showing the maximum compression pressure of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression pressure of the cylinder 4 may be relatively reduced compared to when the system 2 is not operated.
  • the exhaust gas recirculation system 2 is operated, some of the exhaust gas flowing through the exhaust line L1 flows to the cylinder 4 through the compressor 11 and the intake line L2 through the EGR line L3. Therefore, the amount of exhaust gas flowing into the turbine 12a along the exhaust line L1 is reduced. Since the turbine 12a is driven by receiving the exhaust gas, the reduction in exhaust energy due to a decrease in the amount of exhaust gas leads to a decrease in the rotation speed of the wheel of the turbine 12a.
  • 3B is a graph showing the maximum compression temperature of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression temperature of the cylinder 4 appears to be slightly lower in the case of operating the exhaust gas recirculation system 2 compared to the case in which the system 2 is not operated.
  • the specific heat ratio of the gas in the combustion chamber decreases, and the maximum compression temperature of the cylinder 4 decreases.
  • 3C is a graph showing the maximum combustion pressure in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion pressure in the cylinder 4 appears to be similar in the case of operating the exhaust gas recirculation system 2 and the case in which the system 2 is not operated. This is an exhaust gas recirculation system to compare the amount of gas fuel supply to be described later. This is the result that appears because the maximum combustion pressure in the case of operating (2) is set at a level similar to the maximum combustion pressure in the case of no operation.
  • the maximum combustion pressure is set to a similar level in order to compare with the case where the effect of the operation of the exhaust gas recirculation system 2 is not operated with a certain level of engine efficiency secured. .
  • the amount of gaseous fuel required to adjust the output generated from the cylinder 4 to the level when the system 2 is not operated increases.
  • 3D is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion temperature in the cylinder 4 appears to be higher in the case of operating the exhaust gas recirculation system 2 compared to the case in which the system 2 is not operated.
  • the amount of air introduced into the cylinder 4 through the intake line L2 decreases, thereby reducing the air-fuel ratio.
  • the maximum combustion temperature decreases as the air-fuel ratio decreases, so that the amount of nitrogen oxides generated in the exhaust gas may be reduced.
  • Gas fuel supply b. This is a graph showing the amount of nitrogen oxide (NOx) generated in a relative ratio, c. P-V diagram of the cylinder, d. It shows a diagram of the temperature as a function of the piston crank angle.
  • FIG. 4A is a graph showing a relatively supply amount of gas fuel required when the exhaust gas recirculation system 2 is operated and when the exhaust gas recirculation system 2 is operated and has the same engine output.
  • the pressure of the scavenger gas introduced into the combustion chamber decreases, so that the same level of output as when the exhaust gas recirculation system 2 is not operated is secured.
  • the energy supply amount that is, the supply amount of gas fuel supplied into the cylinder 4 must be increased.
  • 4B is a graph showing a relatively amount of nitrogen oxides in exhaust gas.
  • the exhaust gas recirculation system 2 in the case of operating the exhaust gas recirculation system 2 in the gas mode, when the air-fuel ratio decreases, combustion of the gas fuel is further promoted, and the maximum combustion temperature is further increased. Due to this high combustion temperature, the oxidation reaction of nitrogen in the exhaust gas is promoted, thereby increasing the amount of nitrogen oxide generated.
  • Fig. 4c is a PV diagram of the cylinder 4, and d is a diagram of the temperature according to the crank angle of the piston 5.
  • the same engine power as when not operated In order to secure the same area in the diagram), it means that the difference between the compression pressure and the maximum compression pressure must be increased.
  • the first control unit 8a for controlling the opening and closing of the exhaust valve 9 Provides a system that further includes.
  • the present embodiment will be described mainly in terms of differences compared to the previous exhaust gas recirculation system 2, and portions omitted from the description will be replaced with the previous contents.
  • the first control unit 8a controls the closing timing of the exhaust valve 9 when the exhaust gas is recirculated through the EGR line L3 according to the operation of the exhaust gas recirculation system 1 during gas mode operation of the different fuel engine. I can.
  • the first control unit 8a may advance the closing timing of the exhaust valve 9. In the gas mode operation of the different fuel engine, the closing of the exhaust valve 9 may be performed after the supply of the exhaust gas to the combustion chamber in the cylinder 4 and the supply of the gas fuel by the gas fuel supply unit 6 are completed.
  • the supply of scavenge gas to the combustion chamber in the cylinder 4 can be started in the middle of the piston 5 moving from the top dead center (P2) to the bottom dead center (P1), and the piston 5 is from the bottom dead center (P1) to the top dead center. It can be completed in the middle of moving to (P2).
  • the supply of gas fuel by the gas fuel supply unit 6 can be completed in the middle of the piston 5 moving from the bottom dead center (P1) to the top dead center (P2), and can be completed after the supply of scavenger gas is completed. have.
  • the exhaust valve 9 may be closed after a certain period of time from the time when the supply of gas fuel is completed.
  • the first control unit 8a can advance the closing timing of the exhaust valve 9, and preferably, the supply of gas fuel is Immediately after completion, the exhaust valve 9 can be closed. As the first control unit 8a advances the closing timing of the exhaust valve 9, the compression time in the cylinder 4 is lengthened as the piston 5 moves from the bottom dead center point P1 to the top dead center point P2. do.
  • the first control unit 8a can adjust the effective compression ratio of the cylinder 4 when the exhaust gas is recirculated through the EGR line L3 according to the operation of the exhaust gas recirculation system 1 when operating in the gas mode of the different fuel engine. have.
  • the first control unit 8a may maintain or increase the effective compression ratio of the cylinder 4.
  • the first control unit 8a advances the closing timing of the exhaust valve 9, the outflow rate of the gas fuel and the scavenger gas mixture inside the cylinder 4 is lowered, and the compression time inside the cylinder 4 is lengthened.
  • the effective compression ratio in the cylinder 4 can be maintained or increased compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2.
  • the compression pressure of the cylinder 4 can be maintained at a level equivalent to that of the case where the exhaust gas recirculation system 1 is not operated. That is, when the exhaust gas recirculation system 1 according to the first embodiment is operated when the engine 3 is operated in the gas mode, the maximum cylinder 4 is at the same level as the case where the system 1 is not operated. Since the compressed pressure can be secured, it is possible to reduce the amount of gas fuel required when the exhaust gas recirculation system 1 is operated and when the exhaust gas recirculation system 1 is operated and has the same engine output as the standard.
  • the first control unit 8a provides liquid fuel into the cylinder 4 when exhaust is recirculated through the EGR line L3.
  • the timing of spraying can be adjusted.
  • the combustion pressure in the cylinder 4 is high, the liquid fuel injection timing can be delayed, and when the combustion pressure is low, the injection timing can be accelerated.
  • the first control unit 8a can adjust the compression temperature in the cylinder 4 when the exhaust gas is recirculated through the EGR line L3 according to the operation of the exhaust gas recirculation system 1 during gas mode operation of the different fuel engine. have.
  • the first control unit 8a may increase the temperature in the cylinder 4.
  • the compression time in the cylinder 4 becomes longer compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2, so that the effective compression ratio in the cylinder 4 can be maintained or increased.
  • the compression temperature in the cylinder 4 may increase due to an increase in the effective compression ratio and an increase in the scavenging temperature.
  • Increasing the compression temperature in the cylinder 4 and decreasing the air-fuel ratio due to the operation of the exhaust gas recirculation system 1 can increase the combustion temperature in the cylinder 4, but combustion according to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2 It can be relatively low compared to the increase in temperature. That is, when the exhaust gas recirculation system 1 according to the first embodiment is operated when the engine 3 is operated in the gas mode, the combustion temperature increases compared to the case where the system is not operated, but the conventional exhaust gas recirculation system Compared to the case of operating (2), the increase is small, so it is possible to reduce the amount of nitrogen oxide generated compared to the existing exhaust gas recirculation system (2).
  • EGR exhaust gas recirculation system 1 according to Embodiment 1 of the present invention to a different fuel engine and operating the exhaust gas recirculation system 1 in the gas mode.
  • EGR, b. The proportion of methane in the exhaust gas, c.
  • the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder is expressed as a relative ratio (EGR on) to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2, together with the case where the exhaust gas recirculation system is not operated (EGR off).
  • FIG. 6A is a graph showing whether or not the exhaust gas recirculation system 1 is operated (EGR on) and the system environment when not operated (EGR off) is compared and described below.
  • EGR on the exhaust gas recirculation system 1 according to the present embodiment 1
  • EGR off the system environment when not operated
  • 6B is a graph showing a relatively proportion of methane in the exhaust gas flowing through the exhaust line L1 in front of the turbine 12a.
  • the ratio of methane detected in the pipe in front of the turbine 12a in the exhaust gas recirculation system 1 may be lower than when the existing exhaust gas recirculation system 2 is operated.
  • 6C is a graph showing a relatively proportion of methane recycled to small gas.
  • methane is not detected because the exhaust gas and the scavenging gas are not mixed through the EGR line L3.
  • methane in the exhaust gas may flow into the compressor 11 through the EGR line L3 and then into the intake line L2.
  • the ratio of methane to be recycled to the exhaust gas is also lowered compared to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2.
  • 6D is a graph showing the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder 4 relatively.
  • the exhaust gas recirculation system (1) When the exhaust gas recirculation system (1) is not operated, the exhaust gas and the scavenging gas through the EGR line (L3) are not mixed, so the scavenging gas supplied to the cylinder (4) through the intake line (L2) is relatively Due to the large amount of air (oxygen), the air-fuel ratio is relatively high.
  • the exhaust gas recirculation system 1 when the exhaust gas recirculation system 1 is operated, the amount of air in the combustion chamber of the cylinder 4 decreases due to the mixing of the exhaust gas and the scavenging gas through the EGR line L3, resulting in a relatively low air-fuel ratio.
  • FIG. 7A is a graph showing the maximum compression pressure of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression pressure of the cylinder 4 is kept equal compared to when the system 1 is not operated.
  • the first control unit 8a advances the closing timing of the exhaust valve 9, thereby The outflow rate of the gaseous fuel and the gaseous gas mixture is lowered, and the compression time inside the cylinder 4 is lengthened, so that the effective compression ratio in the cylinder 4 may be maintained or increased compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2.
  • the compression pressure of the cylinder 4 can be maintained at an equivalent level compared to the case where the exhaust gas recirculation system 1 is not operated, and the conventional exhaust gas recirculation system ( Compared to the case of operating 2), it can maintain high compression pressure.
  • FIG. 7B is a graph showing the maximum compression temperature of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression temperature of the cylinder 4 is increased compared to when the system 1 is not operated.
  • FIG. 7C is a graph showing the maximum combustion pressure in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion pressure in the cylinder 4 appears to be similar in the case where the exhaust gas recirculation system 1 is operated and the case where it is not operated. This is the case that operates the exhaust gas recirculation system 1 to compare the amount of gas fuel supplied to be described later. This is because the maximum combustion pressure in the case is set to a level similar to the maximum combustion pressure in the case where the system 1 is not operated.
  • FIG. 7D is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion temperature in the cylinder 4 appears to be higher in the case of operating the exhaust gas recirculation system 1 compared to the case in which the system 1 is not operated.
  • the amount of air introduced into the cylinder 4 through the intake line L2 decreases, thereby reducing the air-fuel ratio.
  • gas fuel and air exist in a mixed state in the combustion chamber of the cylinder 4, so that the lower the air-fuel ratio, the faster it burns.
  • the maximum combustion temperature can be higher.
  • the exhaust gas recirculation system 1 is operated compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2, the maximum combustion temperature may be lower than that of the existing one.
  • Fig. 8 shows a case where the exhaust gas recirculation system 1 according to the first embodiment of the present invention is applied to a heterogeneous fuel engine and the exhaust gas recirculation system 1 is operated in a gas mode.
  • Gas fuel supply, b. It is a graph showing the amount of nitrogen oxides (NOx) generated as a relative ratio (EGR on) for the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2, together with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • NOx nitrogen oxides
  • FIG. 8A is a graph showing relatively the amount of gas fuel supplied based on the same engine output when the exhaust gas recirculation system 1 is operated and when not operated.
  • the conventional exhaust gas can be maintained at the same level as the compression pressure in the cylinder 4 as when the system 1 is not operated. Compared with the case of operating the gas recirculation system 2, it is possible to reduce the amount of gas fuel required to secure engine power.
  • FIG. 8B is a graph showing a relatively amount of nitrogen oxides in exhaust gas.
  • combustion of the gas fuel is further promoted due to a decrease in the air-fuel ratio, and the maximum combustion temperature is further increased. Due to this high combustion temperature, the oxidation reaction of nitrogen in the exhaust gas is promoted, thereby increasing the amount of nitrogen oxide generated.
  • the maximum combustion temperature during the operation of the exhaust gas recirculation system 1 may be lower compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2, the amount of nitrogen oxide generated may be lower than that of the existing system 2.
  • the first control unit for controlling the opening and closing of the exhaust valve 9 in the exhaust gas recirculation system 1 (8a) is provided and the closing timing of the exhaust valve 9 is accelerated during exhaust recirculation through the EGR line (L3), thereby maintaining or increasing the effective compression ratio of the cylinder 4, and the engine output at the same level is referenced.
  • the exhaust gas recirculation system 1 according to the second embodiment further includes a second control unit 8b for adjusting the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b in the previous exhaust gas recirculation system 2.
  • the second control unit 8b may be to increase the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b.
  • the exhaust gas recirculation system 1 further includes a bypass line L4a capable of connecting and opening and closing the front and rear ends of the turbine 12a
  • the second control unit 8b may control the bypass line L4a when exhaust is recirculated through the EGR line L3.
  • the second control unit 8b may partially close or completely seal the bypass line L4a.
  • the amount of exhaust gas supplied to the turbine 12a may be increased by partially closing or completely sealing the bypass line L4a.
  • the cylinder 4 is compressed compared to when the system 1 is not operated. The pressure can be kept at an equal level.
  • the exhaust gas recirculation system 1 connects the rear end of the compressor 11 and the front end of the turbine 12a to open and close the bypass line L4b.
  • the second control unit 8b may control the bypass line L4b when recirculating exhaust through the EGR line L3.
  • the second control unit 8b may open the bypass line L4b to supply part of the scavenge gas discharged from the compressor 11 to the turbine 12a.
  • the scavenger gas flowing through may be introduced into the cylinder 4.
  • the amount of exhaust gas supplied to the turbine 12a can be increased by opening the bypass line L4b.
  • the cylinder 4 is compressed compared to when the system 1 is not operated. The pressure can be kept at an equal level.
  • the intake line L2 of the exhaust gas recirculation system 1 further includes a cooler 13, and the rear end of the cooler 13 and the turbine 12a ) Further includes a bypass line (L4c) that can be opened and closed by connecting the front end, and the second control unit (8b) can control the bypass line (L4c) when exhaust recirculation through the EGR line (L3).
  • the second control unit 8b may open the bypass line L4c to supply part of the scavenge gas discharged from the cooler 13 to the turbine 12a.
  • the bypass line L4c When the exhaust gas recirculation system 1 is not operated, that is, when the flow of exhaust gas through the EGR line L3 does not occur, the bypass line L4c is maintained in a closed state, thereby closing the intake line L2.
  • the scavenger gas flowing through may be introduced into the cylinder 4.
  • the amount of exhaust gas supplied to the turbine 12a can be increased by opening the bypass line L4c.
  • the cylinder 4 is compressed compared to when the system 1 is not operated. The pressure can be kept at an equal level.
  • the turbine of the exhaust gas recirculation system 1 is a variable turbine 12b having nozzle vanes (not shown) and capable of adjusting the nozzle vanes
  • the second control unit 8b may increase the flow velocity of the exhaust gas supplied to the turbine 12b by adjusting the nozzle vane when exhaust recirculation through the EGR line L3 is performed.
  • a variable nozzle mechanism (not shown) may be provided on an exhaust path for supplying exhaust gas to a turbine wheel (not shown) of the variable turbine 12b, and a nozzle vane may be provided on the variable nozzle mechanism.
  • the variable nozzle mechanism can change the exhaust flow area (throttle area) of the exhaust path by adjusting the nozzle vanes.
  • the second control unit 8b may control the variable nozzle mechanism to control opening and closing of the nozzle vane.
  • the flow rate of exhaust gas flowing into the turbine wheel increases, thereby increasing the rotation speed of the turbocharger. Due to the increase in the rotation speed of the turbocharger, the amount of mixture of the exhaust gas and the air introduced from the outside in the compressor 11 increases, and the amount of scavenge gas supplied through the intake line L2 increases. Accordingly, compared to the case where the exhaust gas recirculation system 1 is not operated, the compression pressure of the cylinder 4 can be maintained at an equivalent level.
  • the cylinder 4 is at the same level as when the system 1 is not operated. ), it is possible to secure the maximum compression pressure of, it is possible to reduce the amount of gas fuel required for securing engine power compared to the existing exhaust gas recirculation system (2).
  • EGR exhaust gas recirculation system 1 according to the second embodiment of the present invention to a different fuel engine, and operating the exhaust gas recirculation system 1 in the gas mode.
  • EGR, b. The proportion of methane in the exhaust gas, c.
  • the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder is expressed as a relative ratio (EGR on) with respect to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2, together with the case where the exhaust gas recirculation system is not operated (EGR off).
  • FIG. 13A is a graph showing whether or not the exhaust gas recirculation system 1 is operated (EGR on) and the system environment when not operated (EGR off) is compared and described below.
  • 13B is a graph showing a relatively proportion of methane in the exhaust gas flowing through the exhaust line L1 in front of the turbines 12a and 12b.
  • the exhaust gas recirculation system 1 When the exhaust gas recirculation system 1 is operated, it shows the same level of methane ratio compared to the case where the exhaust gas recirculation system 1 is not operated, and operation of the existing exhaust gas recirculation system 2 in FIG. It appears to have significantly decreased compared to the proportion of methane in the exhaust gas generated by the city. This is because in the exhaust gas recirculation system 1 according to the second embodiment, the second control unit 8b increases the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b, thereby reducing the amount of gaseous fuel supplied.
  • the ratio of methane detected in the pipes in front of the turbines 12a and 12b in the exhaust gas recirculation system 1 may be lower than when the existing exhaust gas recirculation system 2 is operated.
  • 13C is a graph showing a relatively proportion of methane recycled to small gas.
  • methane is not detected because the exhaust gas and the scavenging gas are not mixed through the EGR line L3.
  • methane in the exhaust gas may flow into the compressor 11 through the EGR line L3 and then into the intake line L2.
  • the ratio of methane recycled to the scavenger gas also decreases.
  • 13D is a graph showing the effective lambda (air fuel ratio) in the cylinder 4 relatively.
  • the exhaust gas recirculation system (1) When the exhaust gas recirculation system (1) is not operated, the exhaust gas and the scavenge gas through the EGR line (L3) are not mixed, so the scavenge gas supplied to the cylinder (4) through the intake line (L2) is relatively Due to the large amount of air (oxygen), the air-fuel ratio is relatively high.
  • the exhaust gas recirculation system 1 when the exhaust gas recirculation system 1 is operated, the exhaust gas is introduced through the EGR line (L3), so the air-fuel ratio is lower compared to the case where it is not operated, but the amount of air inflow from the outside increases. Compared to the case of operating the exhaust gas recirculation system 2, it exhibits a higher air-fuel ratio.
  • 14A is a graph showing the maximum compression pressure of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression pressure of the cylinder 4 is kept equal compared to when the system 1 is not operated.
  • the second control unit 8b increases the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b.
  • the exhaust energy supplied to the turbines 12a and 12b can be maintained higher compared to the operation of the gas recirculation system 2. Accordingly, the compression pressure of the cylinder 4 can be maintained at the same level as compared to the case where the exhaust gas recirculation system 1 is not operated, and the compression pressure is higher than when the existing exhaust gas recirculation system 2 is operated. Can keep.
  • 14B is a graph showing the maximum compression temperature of the cylinder 4 relatively.
  • the maximum compression temperature is slightly lower than when the system 1 is not operated.
  • the specific heat ratio of the gas in the combustion chamber decreases, and the maximum compression temperature of the cylinder 4 decreases.
  • 14C is a graph showing the maximum combustion pressure in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion pressure in the cylinder 4 appears to be similar in the case where the exhaust gas recirculation system 1 is operated and the case where it is not operated. This is the case in which the exhaust gas recirculation system 1 is operated to compare the amount of gas fuel supply to be described later. This is because the maximum combustion pressure in the case is set to a level similar to the maximum combustion pressure in the case of no operation.
  • 14D is a graph showing the maximum combustion temperature in the cylinder 4 relatively.
  • the maximum combustion temperature in the cylinder 4 appears to be slightly lower in the case of operating the exhaust gas recirculation system 1 compared to the case in which the system 1 is not operated.
  • the air-fuel ratio slightly decreases as the amount of air introduced into the cylinder 4 through the intake line L2 decreases, but the scavenging air containing exhaust gas recirculated into the cylinder 4
  • the heat capacity (specific heat) of the gas increases as the carbon dioxide content increases, and the maximum combustion temperature may decrease as compared to the case where the system is not operated as the heat capacity increases. Since the air-fuel ratio increases during the operation of the exhaust gas recirculation system 1 compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2, the maximum combustion temperature may be lower than the conventional one.
  • Fig. 15 shows a case where the exhaust gas recirculation system 1 according to the second embodiment of the present invention is applied to a different fuel engine and the exhaust gas recirculation system 1 is operated in a gas mode.
  • Gas fuel supply, b. This is a graph showing the amount of nitrogen oxides (NOx) generated as a relative ratio (EGR on) to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2, together with the case of not operating the exhaust gas recirculation system (EGR off).
  • NOx nitrogen oxides
  • FIG. 15A is a graph showing relatively the amount of gas fuel supplied when the exhaust gas recirculation system 1 is operated and when the exhaust gas recirculation system 1 is operated and has the same engine power as when not operated. 14A, when operating the exhaust gas recirculation system 1 according to the second embodiment of the present invention, compared to the case where the system 1 is not operated, the maximum in the cylinder 4 Since it is possible to maintain the compressed pressure, compared to the existing exhaust gas recirculation system 2, it is possible to reduce the amount of gas fuel supplied to secure engine power.
  • 15B is a graph showing relatively the amount of nitrogen oxides in exhaust gas.
  • the maximum combustion temperature does not operate the system 1 as the specific heat of the scavenger gas in the cylinder 4 increases.
  • the maximum combustion temperature may be lower than that of the existing system (2) due to an increase in the air-fuel ratio during the operation of the exhaust gas recirculation system (1) compared to the operation of the existing exhaust gas recirculation system (2). Can be less.
  • this embodiment is the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b to the exhaust gas recirculation system 1 in order to effectively obtain the effect of the exhaust gas recirculation system when operating in the gas mode of the different fuel engine.
  • a second control unit 8b to control and increasing the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbines 12a and 12b during exhaust recirculation through the EGR line L3, based on the same level of engine output, It is possible to reduce the consumption of gas fuel compared to the conditions of the existing system (2) without changing the effective compression ratio, and it is possible to reduce the amount of nitrogen oxide generated.
  • Figure 16a is a graph showing whether or not EGR, when operating by applying the exhaust gas recirculation system 1 according to the embodiments 1 and 2 of the present invention, compared to the case of operating the existing exhaust gas recirculation system 2 It shows a high recirculation rate, and this exhaust gas recirculation rate can be changed by adjusting the opening degree of the EGR valve 10.
  • 16B is a graph showing a relatively proportion of methane in the exhaust gas flowing through the exhaust line L1 at the front end of the turbines 12a and 12b.
  • FIG. 16C is a graph showing relatively the amount of gas fuel supplied based on the same engine output when the exhaust gas recirculation systems 1 and 2 are operated and when not operated.
  • the exhaust gas recirculation system 1 according to Embodiments 1 and 2 of the present invention when operated, it is possible to maintain the maximum compression pressure in the cylinder 4 at the same level as compared to the case where it is not operated. , Compared to the existing exhaust gas recirculation system 2, it is possible to reduce the amount of gas fuel supplied to secure engine power.
  • 16D is a graph showing relatively the amount of nitrogen oxides in exhaust gas.
  • the amount of nitrogen oxide generated may be higher than that in the case of not operating due to an increase in the maximum combustion temperature.
  • the maximum combustion temperature may be lower than the maximum combustion temperature according to the operation of the existing exhaust gas recirculation system 2
  • the amount of nitrogen oxide generated may be lower.
  • the exhaust gas recirculation system 1 can effectively secure the effect of the application of the exhaust gas recirculation system while minimizing the limitation on engine output during gas mode operation of a heterogeneous fuel engine.
  • the exhaust gas recirculation system 1 includes the first control unit 8a shown in FIG. 5 and the second control unit 8b shown in FIGS. 9 to 13. They can all be included at the same time.
  • the variable turbine 12b shown in FIG. 13 may be included in the embodiments of FIGS. 5 and 9 to 12.
  • the cooler 13 of FIG. 11 may be included in the embodiments of FIGS. 5, 9, 10, and 12.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, and may include a combination of the above embodiments or a combination of at least one of the above embodiments and a known technology as another embodiment.
  • Exhaust gas recirculation system 2 Conventional exhaust gas recirculation system
  • gas fuel supply unit 6a gas injector
  • liquid fuel supply unit 7a diesel injector or pilot injector

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)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)

Abstract

본 발명은 이종연료 엔진의 가스모드 운전에 적용하기 위한 배기가스 재순환 시스템에 관한 것으로서, 연료를 연소시키기 위한 실린더; 상기 실린더의 상측에 구비되는 배기밸브; 상기 실린더에서 하사점과 상사점 사이를 왕복 이동하는 피스톤; 상기 피스톤이 하사점에서 상사점으로 이동하는 중간에 상기 실린더에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛; 상기 실린더로 유입되는 소기가스가 경유하는 흡기라인; 상기 실린더로부터 배출되는 배기가스가 경유하는 배기라인; 상기 흡기라인에 연결되어 상기 소기가스를 압축하여 상기 실린더로 공급하는 압축기와, 상기 배기라인에 연결되어 상기 실린더로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 상기 압축기로 전달하는 터빈을 포함하는 터보차저; 상기 배기라인 중 상기 터빈의 전단부와, 상기 흡기라인 중 상기 압축기의 전단부를 연통하는 EGR라인; 및 상기 배기밸브의 개폐를 제어하는 제1 제어부 및/또는 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 제어하는 제2 제어부를 포함하는 것을 특징으로 한다.

Description

배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박
본 발명은 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박에 관한 것이다.
일반적으로 선박 등에 탑재되는 대형 엔진으로는 디젤엔진(Diesel Engine), 가스엔진(Gas Engine), 이종연료 엔진(Dual Fuel Engine) 등 다양한 엔진이 개발되어 있다. 이 중에서 이종연료 엔진(Dual Fuel Engine)은, 2가지 연료, 예컨대, 가스(LNG 등)와 디젤을 병행하여 사용할 수 있는 장점으로 인해 선박에 많이 사용된다.
이러한 이종연료 엔진이 설치된 선박은, 연소실 내압에 따라 고압엔진(MEGI)과 저압엔진(X-DF 등)으로 구분되며, 2행정 엔진(ME-GI, X-DF) 또는 4행정 엔진(DFDE) 등으로 구분될 수 있다.
이종연료 엔진은, 가스를 주연료로 이용하여 추진구동력을 발생시키는 가스모드와, 디젤을 주연료로 이용하여 추진구동력을 발생시키는 디젤모드 중 하나를 이용하여 운전한다.
이를 위해 이종연료 엔진(특히, 2행정 저압 Otto cycle 엔진)은 연소실을 갖는 실린더, 실린더에서 상하방향으로 왕복운동하는 피스톤, 실린더의 상측에 설치되는 실린더커버, 실린더커버에 설치되어 실린더에 디젤연료를 분사하는 디젤인젝터, 실린더커버에 설치되어 실린더에서 연소된 배기가스를 배출시키기 위한 배기밸브, 실린더에서 배출되는 배기가스를 공급받는 배기가스리시버, 실린더의 하측에 설치되어 실린더 내부로 공기를 공급하는 소기리시버, 실린더의 상측과 하측 사이에 설치되어 실린더 내부에 가스연료를 공급하는 연료공급부(가스인젝터 또는 가스노즐), 가스모드에서의 점화를 위해 소량의 디젤연료를 파일럿 연료로 주입하는 디젤인젝터 또는 별도의 파일럿인젝터를 포함한다.
또한, 이종연료 엔진은 실린더에서 배출되는 배기가스를 이용하여 실린더에 공급되는 공기의 양을 증가시켜서 엔진의 출력을 높이는 터보차저를 포함한다. 터보차저에서 공급하는 압축한 공기는 소기리시버로 공급되어 실린더로 공급될 수 있다.
이러한 이종연료 엔진이 디젤모드로 운전하는 경우에는 고온에서 공기와 연료의 연소가 일어나게 되므로 유해물질인 질소산화물(nitrous oxide; NOx)이 다량으로 배출되는데, 환경문제에 대한 규제에 의해 유해물질을 제거할 필요가 있다.
배기가스 재순환(Exhaust Gas Recirculation, EGR) 시스템은 열용량이 공기보다 큰 배기가스의 일부를 엔진의 소기가스에 공급함으로써, 연소실 내 온도(연소온도 및 혼합물의 압축온도 등)를 떨어뜨리고, 산소 농도 감소를 통해 질소산화물의 생성을 억제할 수 있다.
그러나, 이종연료 엔진이 가스모드로 운전하는 경우에는 공기 유입량의 감소로 인해 연소 효율이 감소하게 되고, 배기가스 재순환 시스템의 적용 효과를 유효하게 획득하지 못하거나 엔진 운전에 제한이 발생할 수 있다. 따라서, 이종연료 엔진을 가스모드로 운전하는 경우에도 EGR 시스템의 효과를 유효하게 획득하기 위한 해결 방법이 요구되는 실정이다.
본 발명은 상기와 같은 종래기술의 문제점을 해결하고자 창출된 것으로서, 본 발명의 목적은, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시에 적용하기 위한 배기가스 재순환 시스템을 제공하기 위한 것이다.
본 발명의 일 측면에 따른 배기가스 재순환 시스템은 연료를 연소시키기 위한 실린더; 상기 실린더의 상측에 구비되는 배기밸브; 상기 실린더에서 하사점과 상사점 사이를 왕복 이동하는 피스톤; 상기 피스톤이 하사점에서 상사점으로 이동하는 중간에 상기 실린더에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛; 상기 실린더로 유입되는 소기가스가 경유하는 흡기라인; 상기 실린더로부터 배출되는 배기가스가 경유하는 배기라인; 상기 흡기라인에 연결되어 상기 소기가스를 압축하여 상기 실린더로 공급하는 압축기와, 상기 배기라인에 연결되어 상기 실린더로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 상기 압축기로 전달하는 터빈을 포함하는 터보차저; 상기 배기라인 중 상기 터빈의 전단부와, 상기 흡기라인 중 상기 압축기의 전단부를 연통하는 EGR라인; 및 상기 배기밸브의 개폐를 제어하는 제1 제어부를 포함하고, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 배기밸브의 클로징 타이밍(closing timing)을 조절하는 것을 특징으로 한다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 배기밸브의 클로징 타이밍을 앞당길 수 있다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더의 유효 압축비를 조절할 수 있다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더의 유효 압축비를 유지 또는 증가시킬 수 있다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더 내의 압축 온도를 조절할 수 있다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더 내의 압축 온도를 상승시킬 수 있다.
구체적으로, 상기 제1 제어부는 액체연료분사 타이밍을 제어할 수 있다.
본 발명의 다른 일 측면에 따른 배기가스 재순환 시스템은 연료를 연소시키기 위한 실린더; 상기 실린더의 상측에 구비되는 배기밸브; 상기 실린더에서 하사점과 상사점 사이를 왕복 이동하는 피스톤; 상기 피스톤이 하사점에서 상사점으로 이동하는 중간에 상기 실린더에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛; 상기 실린더로 유입되는 소기가스가 경유하는 흡기라인; 상기 실린더로부터 배출되는 배기가스가 경유하는 배기라인; 상기 흡기라인에 연결되어 상기 소기가스를 압축하여 상기 실린더로 공급하는 압축기와, 상기 배기라인에 연결되어 상기 실린더로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 상기 압축기로 전달하는 터빈을 포함하는 터보차저; 상기 배기라인 중 상기 터빈의 전단부와, 상기 흡기라인 중 상기 압축기의 전단부를 연통하는 EGR라인; 및 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 제어하는 제2 제어부를 포함하고, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 조절하는 것을 특징으로 한다.
구체적으로, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시킬 수 있다.
구체적으로, 상기 배기가스 재순환 시스템은 상기 터빈의 전단과 후단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절할 수 있다.
구체적으로, 상기 배기가스 재순환 시스템은 상기 압축기의 후단과 상기 터빈의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절하여 상기 압축기에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈에 공급할 수 있다.
구체적으로, 상기 배기가스 재순환 시스템에서 상기 흡기라인은 쿨러를 더 구비하고, 상기 쿨러의 후단과 상기 터빈의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절하여 상기 쿨러에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈에 공급할 수 있다.
구체적으로, 상기 터빈은 구비되는 노즐 베인을 조절할 수 있는 가변형 터빈이고, 상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 노즐 베인을 조절하여 터빈으로 공급되는 배기가스의 유속을 증가시킬 수 있다.
구체적으로, 상기 실린더는 가스연료를 주연료로 이용하여 구동력을 발생시키는 가스모드와 디젤을 주연료로 이용하여 구동력을 발생시키는 디젤모드 중 하나로 운전할 수 있다.
구체적으로, 상기 실린더로부터 배출된 배기가스는 고압 상태로 상기 EGR라인을 통해 상기 압축기로 유입될 수 있다.
구체적으로, 상기 EGR라인에는 배기가스를 가압하는 EGR블로어는 생략될 수 있다.
본 발명의 다른 일 측면에 따른 선박은, 상기 배기가스 재순환 시스템을 갖는 것을 특징으로 한다.
본 발명에 따른 배기가스 재순환 시스템은, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 기존의 배기가스 재순환 시스템을 단순 적용하는 것에 비해 엔진으로부터의 메탄슬립 양을 감소시킬 수 있다.
본 발명에 따른 배기가스 재순환 시스템은, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 기존의 배기가스 재순환 시스템을 단순 적용하는 것에 비해 연료 소비율을 감소시킬 수 있다.
본 발명에 따른 배기가스 재순환 시스템은, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 기존의 배기가스 재순환 시스템을 단순 적용하는 것에 비해 질소산화물의 배출량을 감소시킬 수 있다.
본 발명에 따른 배기가스 재순환 시스템은, EGR블로어를 생략하여 EGR블로어로 인한 엔진 시스템의 구조 변경을 방지하고, 블로어 설치, 운전 및 유지보수에 대한 비용을 절감할 수 있다.
도 1은 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용한 개념도이다.
도 2는 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다.
도 3은 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도를 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다.
도 4는 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이고, c. 실린더의 P-V 다이어그램, d. 피스톤 크랭크 각도에 따른 온도의 다이어그램을 나타낸 것이다.
도 5는 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템의 개념도이다.
도 6은 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 7은 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도를 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 8은 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 9는 본 발명의 실시예 2-1에 따른 배기가스 재순환 시스템의 개념도이다.
도 10은 본 발명의 실시예 2-2에 따른 배기가스 재순환 시스템의 개념도이다.
도 11은 본 발명의 실시예 2-3에 따른 배기가스 재순환 시스템의 개념도이다.
도 12는 본 발명의 실시예 2-4에 따른 배기가스 재순환 시스템의 개념도이다.
도 13은 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 14는 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도 를 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 15는 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템을 가스모드에서 운전하는 경우의 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 기존 배기가스 재순환 시스템을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다.
도 16은 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템을 적용하지 않은 경우(EGR 미적용), 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용하고 운전한 경우(EGR 적용), 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템을 적용하고 운전한 경우(EGR+엔진튜닝) 및 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템을 적용하고 운전한 경우(EGR+부가장치)에 있어서, a. EGR율, b. 메탄슬립 비율, c. 가스연료 소비율, d. 질소산화물(NOx) 발생율을 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다.
본 발명의 목적, 특정한 장점들 및 신규한 특징들은 첨부된 도면들과 연관되어지는 이하의 상세한 설명과 바람직한 실시예로부터 더욱 명백해질 것이다. 본 명세서에서 각 도면의 구성요소들에 참조번호를 부가함에 있어서, 동일한 구성 요소들에 한해서는 비록 다른 도면상에 표시되더라도 가능한 한 동일한 번호를 가지도록 하고 있음에 유의하여야 한다. 또한, 본 발명을 설명함에 있어서, 관련된 공지 기술에 대한 구체적인 설명이 본 발명의 요지를 불필요하게 흐릴 수 있다고 판단되는 경우 그 상세한 설명은 생략한다.
이하에서, 고압(HP: High pressure), 저압(LP: Low pressure), 고온 및 저온은 상대적인 것으로서, 절대적인 수치를 나타내는 것은 아님을 알려둔다.
이하에서, 가스는 LNG, LPG, 에탄 등으로서 비등점이 상온보다 낮은 물질을 의미할 수 있으며, 디젤은 액체연료이며 발열량을 갖는 모든 물질을 포괄한다.
이하에서, 엔진은 가스연료를 주연료로 이용하여 구동력을 발생시키는 가스모드와 디젤을 주연료로 하여 구동력을 발생시키는 디젤모드 중 하나로 운전하는 이종연료 엔진일 수 있으며, 크게 실린더, 피스톤, 가스연료공급유닛, 액체연료공급유닛, 배기밸브를 포함한다.
이하에서, 터보차저는 크게 압축기와 터빈을 포함한다.
이하에서, 유효 압축비는 피스톤이 상사점에 있을 때의 실린더 체적에 대한 배기밸브가 닫힌 시점에서의 실린더 체적의 비율이다.
이하에서, 압축 압력 및 온도는 피스톤이 연소 과정없이 상사점에 있을 때의 혼합 가스의 압력 및 온도를 의미한다.
이하에서, 연소 압력 및 온도는 연소 기간 동안 피스톤에 가해지는 폭발 압력과 온도를 의미한다.
먼저, 도 1 내지 4를 이용하여 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용한 것을 설명한다.
도 1은 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템을 적용한 개념도이다. 이하에서, 기존의 배기가스 재순환 시스템은 디젤 엔진 또는 이종연료 엔진의 디젤모드 운전시 발생하는 질소산화물의 양을 저감하기 위해 적용 가능한 배기가스 재순환 시스템을 의미한다.
도 1을 참조하면, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)은 엔진(3), EGR밸브(10), 압축기(11) 및 터빈(12a)을 포함하며, 상기 배기밸브(9)로부터 상기 터빈(12a)을 연결하는 배기라인(L1), 상기 압축기(11)로부터 상기 실린더(4)를 연결하는 흡기라인(L2), 상기 배기라인(L1) 중 상기 터빈(12a)의 전단부와 상기 흡기라인 중 상기 압축기(11)의 전단부를 연통하는 EGR라인(L3)을 포함한다.
실린더(2)는 연료를 연소시키기 위한 것이다. 상기 실린더(4)는 엔진(3)의 엔진블록(미도시)의 내부에 형성될 수 있다. 상기 실린더(4)는 공기, 연료 등이 공급될 수 있는 연소실을 갖는다. 상기 연소실은 내부가 비어있는 원통형태로 형성될 수 있다. 실린더(4)와 엔진블록 사이에는 실린더라이너(미도시)가 설치될 수 있다. 상기 실린더(4)의 상측에는 실린더커버(4a)가 설치될 수 있다. 상기 실린더(4)에는 피스톤(5)이 이동 가능하게 설치될 수 있다. 예컨대, 상기 피스톤(5)은 상기 연소실의 내부에서 상하방향으로 왕복 이동할 수 있다. 여기서, 상기 상하방향은 중력방향과 평행한 방향일 수 있으나, 다른 방향일 수도 있다. 상기 실린더(4)에는 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛(6), 및 액체연료를 공급하기 위한 액체연료공급유닛(7)이 결합될 수 있다. 이에 따라, 상기 실린더(4)는 상기 가스연료공급유닛(6) 및 상기 액체연료공급유닛(7)으로부터 가스연료 및 액체연료 중 적어도 하나를 공급받을 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6) 및 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 실린더(4)의 하측에 설치되는 소기공(미도시)을 통해 외부공기인 소기(掃氣)가스가 공급된 후에 상기 실린더(4)에 가스연료, 액체연료를 공급할 수 있다. 이 때, 상기 가스연료공급유닛(6) 및 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 가스연료가 공급된 후에 액체연료를 공급할 수 있다. 따라서, 본 발명에 따른 엔진(3)은 소기가스, 가스연료 및 액체연료를 상기 실린더(4)에 순차적으로 공급하는 이종연료 엔진일 수 있다. 상기 소기공은 상기 실린더(4)의 하측에서 상기 실린더(4)를 관통하여 형성된 구멍으로, 공기가 충진되어 있는 소기리시버(미도시)에 연결되게 설치될 수 있다. 이에 따라, 상기 소기리시버에 충진된 공기는 상기 소기공을 통해 상기 실린더(4)로 공급될 수 있다. 상기 소기리시버는 터보차저가 상기 실린더에서 배출되는 배기가스를 이용하여 공기를 압축하여 공급함으로써, 공기를 충진할 수 있다. 상기 실린더(4)의 연소실은 피스톤(5)이 왕복 운동함에 따라 체적이 증감될 수 있다. 예컨대, 연소실은 피스톤(5)이 상측방향으로 이동하면, 체적이 감소될 수 있다. 이 경우, 연소실에 공급된 연료와 공기는 압축될 수 있다. 상기 피스톤이 하사점(P1)에서 이동하여 상사점(P2)에 도달하면, 실린더(4)의 상측에 설치된 디젤인젝터 또는 별도의 파일럿인젝터(7a)가 디젤을 공급하여 압축된 연료를 착화시킴으로써 가스연료와 공기가 혼합된 연료가 연소 및 폭발하여 피스톤(5)을 하측방향으로 이동시킬 수 있다. 이에 따라, 구동력이 발생되고, 연소실에는 배기가스가 발생될 수 있다. 연소실은 피스톤(5)이 하측방향으로 이동하면, 체적이 증가될 수 있다. 피스톤이 하사점(P1) 쪽으로 이동하면, 상기 소기리시버에 충진된 공기가 상기 연소실로 공급될 수 있다. 따라서, 상기 연소실에서 연료의 연소에 의해 발생된 배기가스는 상기 소기리시버에서 공급된 공기에 의해 배기밸브(9)를 거쳐 상기 연소실의 외부로 배출될 수 있다. 배기가스는 소기리시버와 배기가스를 저장하는 배기가스리시버(미도시)와의 압력 차이에 의해 상기 연소실의 외부로 배출될 수도 있다. 상기 연소실에서 배출된 배기가스는 상기 실린더(4)의 상측에 결합된 배기밸브(9)에 연결된 배기라인(L1)을 따라 배출되어서 배기가스리시버로 공급될 수 있다.
피스톤(5)은 상기 연소실에 공급된 공기 및 연료를 압축하기 위한 것이다. 상기 피스톤(5)은 상기 연소실에 이동 가능하게 설치된다. 예컨대, 피스톤(5)은 상기 연소실의 내부에서 하사점(P1)와 상사점(P2) 사이를 왕복 이동할 수 있다. 상기 피스톤(5)은 원기둥형태로 형성될 수 있으나, 상기 연소실에서 이동하면서 연료와 공기를 압축할 수 있으면 다른 형태로 형성될 수도 있다. 피스톤(5)은 구동력을 전달하는 크랭크축(미도시)에 의해 상측방향으로 이동할 수 있다. 피스톤(5)은 막대 형태인 피스톤로드(미도시)와 커넥팅로드(미도시)를 통해 크랭크축에 연결될 수 있다. 상기 피스톤(5)은 크랭크축이 회전함에 따라 상측방향으로 이동할 수 있다. 피스톤(5)은 크랭크축에 의해 상측방향으로 이동하는 경우 연료 및 공기를 압축시킬 수 있다. 피스톤(5)은 상사점(P2)에서 실린더(4)에 공급된 연료 및 공기가 혼합 연소되어 폭발함에 따라 하측방향으로 이동할 수 있다. 따라서, 피스톤(5)은 실린더(4)의 내부에서 하사점(P1)과 상사점(P2) 사이를 왕복 운동할 수 있다. 하사점(P1)은 피스톤의 압축 방향을 기준으로 피스톤(5)이 실린더(4)의 내부에서 가장 낮은 위치에 위치되는 지점이고, 상사점(P2)은 피스톤의 압축 방향을 기준으로 피스톤(5)이 실린더(4)의 내부에서 가장 높은 위치에 위치되는 지점이다. 피스톤(5)이 상사점(P2) 근방에서, 구동력을 발생시키기 위해 압축된 연료를 폭발시킬 수 있다.
상기 가스연료공급유닛(6) 및 상기 액체연료공급유닛(7)은 각각 상기 실린더(4)에 가스연료 및 액체연료를 공급하기 위한 것이다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)의 상사점(P2)과 하사점(P1) 사이에 위치하도록 상기 실린더(2)에 결합될 수 있다. 예컨대, 상기 가스연료공급유닛(6)은 상기 실린더(2)의 측벽에 결합될 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에, 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급할 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에, 상기 실린더(4)에 가스연료 및 공기를 혼합하여 공급할 수도 있다. 예컨대, 상기 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 상기 실린더(2)로 가스연료를 공급할 때 보조공기공급유닛(미도시)으로부터 추가 공기를 공급받아서 함께 공급할 수 있다. 따라서, 본 발명에 따른 엔진(3)은 상기 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 실린더(4)에 가스연료와 공기를 혼합하여 공급할 수 있으므로, 실린더(4)에 가스연료만 공급하는 경우에 비해 공기와 연료를 더 균일하게 혼합시켜서 노킹, 조기점화와 같은 이상연소가 발생하는 것을 줄이거나 방지할 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 소기공을 통해 상기 실린더(4)에 소기공기가 공급되기 시작된 후에 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급할 수 있다.
상기 가스연료공급유닛(6)은 실린더(4)에 가스연료(미도시)를 공급하기 위한 것이다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 가스연료를 실린더(4)에 공급할 수 있다. 이 경우, 실린더(4)는 배기밸브(9)에 의해 폐쇄된 경우일 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 선박이 LNG선일 경우, LNG저장탱크(미도시)에 저장된 LNG를 기화시켜서 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급할 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 LNG저장탱크에서 발생되는 BOG(Boil off gas)를 상기 실린더(4)에 공급할 수도 있다. 가스연료공급유닛(6)은 보조공기공급유닛과 연결되게 설치될 수 있다. 따라서, 상기 실린더(4)에는 가스연료와 공기가 혼합된 공기혼합가스연료(미도시)가 공급될 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)이 상기 실린더(4)에 공급하는 가스연료 또는 공기혼합가스연료의 압력은 엔진 부하에 따라 약 3바(bar)에서 30바(bar) 사이일 수 있으나, 바람직하게 5바(bar)에서 22바(bar) 사이일 수 있다. 이 경우, 상기 보조공기공급유닛이 추가로 공급하는 공기의 압력은 상기 가스연료공급유닛(6)이 공급하는 가스연료의 공급압력보다 상대적으로 낮을 수 있다. 왜냐하면, 상기 실린더(4)에 가스연료의 공급을 원활하게 하기 위함이다. 가스연료 또는 공기혼합가스연료의 압력이 30바(bar)를 초과하면, 실린더(4)에 공기를 공급하기 위한 가스연료공급유닛(6) 및 보조공기공급유닛 각각의 용량이 커져야 하므로 전체적인 엔진의 크기가 커지는 문제가 있다. 가스연료 또는 공기혼합가스연료의 압력이 3바(bar) 미만이면, 실린더(4)에 공급된 소기공기의 압력으로 인해 가스연료 또는 공기혼합가스연료가 실린더(4)에 원활하게 공급되지 못하는 문제가 있다. 가스연료공급유닛(6)은 피스톤(5)이 피스톤의 압축 방향을 기준으로 상기 가스연료공급유닛(6)이 실린더(4)의 측벽에 결합된 지점을 지나면, 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급하지 않을 수 있다. 실린더(4)와 가스연료공급유닛(6)의 연통이 차단되기 때문이다. 가스연료공급유닛(6)은 상기 실린더라이너에 설치되는 연료분사노즐과 연결되는 가스연료공급배관의 개도를 개폐 함으로써, 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급하거나 차단할 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 상기 가스연료공급배관의 개도가 개방되는 크기, 또는 상기 가스연료공급배관의 개도가 개방되는 개방시간을 조절함으로써 상기 실린더(4)에 공급되는 가스연료의 양을 조절할 수 있다. 예컨대, 상기 가스연료공급유닛(6)은 상기 가스연료공급배관의 개도를 크게 개방하거나 개방시간을 증가시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 가스연료의 양을 증가시킬 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 상기 가스연료공급배관의 개도를 작게 개방하거나 개방시간을 감소시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 가스연료의 양을 감소시킬 수 있다. 상기 가스연료공급유닛(6)은 상기 실린더(4)에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료이송장치의 이송력을 증감시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 가스연료의 양을 조절할 수도 있다. 상기 가스연료이송장치는 압축기, 임펠러, 블로워 중 적어도 하나일 수 있다.
상기 액체연료공급유닛(7)은 실린더(4)에 액체연료(미도시)를 공급하기 위한 것이다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 상기 실린더(4)에 가스연료가 공급된 후에 액체연료를 실린더(4)에 공급할 수 있다. 바람직하게 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 피스톤(5)이 상사점(P2) 부근에 도달하였을 때 액체연료를 공급할 수 있다. 이 경우, 실린더(4)는 배기밸브(9)에 의해 폐쇄된 경우일 수 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 액체연료가 저장된 액체연료저장탱크(미도시)로부터 액체연료를 공급받아서 상기 실린더(4)에 공급할 수 있다. 상기 액체연료는 디젤일 수 있으나, 반드시 이에 한정되지 않는다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 실린더커버(4a)에 설치된 디젤인젝터 또는 별도의 파일럿인젝터(7a)에 결합되어서 상기 실린더(4)의 상측에서 액체연료를 상기 실린더(4)에 공급할 수 있으나, 이에 한정되지 않으며 피스톤(5)이 상사점(P2) 부근에 위치하였을 때 액체연료를 실린더(4)에 공급할 수 있으면 파일럿인젝터(미도시) 등 실린더커버(4a) 또는 실린더(4)의 다른 위치에 설치되어서 상기 실린더(4)에 액체연료를 공급할 수도 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 가스연료를 주연료로 이용하여 추진하는 가스모드 운전에서 공급하는 디젤연료량보다 더 많은 액체연료량을 상기 실린더(4)에 공급할 수 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 디젤인젝터 또는 별도의 파일럿인젝터(7a)가 상기 실린더(4)에 액체연료를 분사하는 분사기간을 증대시키거나 분사압력을 증가시킴으로써, 가스모드 운전에서 공급하는 디젤연료량보다 더 많은 액체연료량을 실린더(4)에 공급할 수 있다. 액체연료공급유닛(7)은 상기 디젤인젝터 또는 별도의 파일럿인젝터(7a)에 연결되는 액체연료공급배관의 개도를 개폐함으로써, 상기 실린더(4)에 액체연료를 공급하거나 차단할 수도 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 액체연료공급배관의 개도가 개방되는 크기, 또는 개도가 개방되는 시간을 조절함으로써 상기 실린더(4)에 공급되는 액체연료의 양을 조절할 수 있다. 예컨대, 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 액체연료공급배관의 개도를 크게 개방하거나 개도가 개방되는 개방시간을 증가시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 액체연료의 양을 증가시킬 수 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 액체연료공급배관의 개도를 작게 개방하거나 개방시간을 감소시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 액체연료의 양을 감소시킬 수 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 실린더(4)에 액체연료를 공급하기 위한 액체연료이송장치의 이송력을 증감시킴으로써, 상기 실린더(4)에 공급되는 액체연료의 양을 조절할 수도 있다. 상기 액체연료이송장치는 임펠러, 펌프 중 적어도 하나일 수 있다. 상기 액체연료공급유닛(7)은 상기 가스연료공급유닛(6)이 실린더(4)의 측벽 쪽에서 공급한 가스연료와 상기 소기리시버가 공급한 소기공기가 피스톤(5)이 상사점(P2) 쪽으로 이동하여서 압축된 경우에 상기 실린더(4)에 액체연료를 공급하여서 착화시킬 수 있다.
엔진(3)에서 연소된 배기가스는 실린더(4)의 상측에 구비된 배기밸브(9)를 통해 배기라인(L1)을 경유할 수 있고, 배기라인(L1)에 연결되는 터빈(12a)으로 유입되어 외부로 유출되거나, 압축기(11)에서 압축되는 소기가스와 합류하여 다시 엔진(3)으로 공급될 수 있다.
터보차저(Turbo Charger)는 엔진(3)에서 배출되는 배기가스의 고압 및 고온의 에너지를 이용해 공기를 압축시켜 엔진(3)으로 주입하여, 엔진(3)에서 이용되는 연료의 효율을 상승시킬 수 있다. 이러한, 터보차저는 압축기(11)와 터빈(12a)을 포함한다.
압축기(11)는 흡기라인(L2)에 연결되어 공기를 압축하여 엔진(3)으로 공급한다. 압축기(11)에는 외부로부터 공기가 유입되는데, 압축기(11)에 내장된 휠(미도시)의 회전에 의해서 유입된 공기가 압축되어 소기가스가 될 수 있다.
터빈(12a)은 배기라인(L1)에 연결되어 엔진(3)으로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 압축기(11)로 전달하도록 축을 통해 압축기(11)와 연결될 수 있다. 터빈(12a)의 구동은 엔진(3)에서 연소된 배기가스가 유입되어, 배기가스가 가지는 에너지에 의해 터빈(12a) 내에 자유롭게 지지된 터빈(12a)의 휠(미도시)이 회전됨으로써 이루어질 수 있다. 이때, 터빈(12a)에 내장된 휠의 회전 토크가 축에 의해 압축기(11)의 휠로 전달될 수 있으며, 압축기(11)의 휠이 회전됨에 따라 유입된 공기가 압축되어 소기가스가 될 수 있다.
이러한, 터보차저로부터 배출된 소기가스가 흡기라인(L2)을 경유하여 엔진(3)으로 유입되는데, 소기가스의 온도를 저하시키는 쿨러(미도시)와 소기가스로부터 습기를 제거하는 습기제거장치(미도시)가 흡기라인(미도시) 상에 설치되어, 터보차저에서 배출된 소기가스는 엔진(3)에서 요구하는 온도로 낮아지고, 불필요한 습기가 제거될 수 있다. 여기서, 쿨러는 물을 냉매로 이용하여 배기가스와 열교환이 행해져 배기가스를 냉각시킬 수 있고, 습기제거장치는 공지된 습기제거장치에 갈음하여 구체적인 설명은 생략한다.
EGR라인(L3)은 배기라인(L1)과 흡기라인(L2)을 연통하여 배기가스를 순환시킬 수 있다. EGR라인(L3)의 일 단부는 배기라인(L1) 중 터빈(12a)의 전단부에 연결될 수 있으며, EGR라인(L3)의 타 단부는 흡기라인(L2) 중 압축기(11)의 전단부에 연결될 수 있다. 여기서, 터빈(12a)의 전단부는 배기가스의 흐름방향을 기준으로 배기라인(L1)의 상류 부분이며, 압축기(11)의 전단부는 소기가스의 흐름방향을 기준으로 흡기라인(L2)의 상류 부분이다. 이러한 EGR라인(L3)의 연통 구조에 의해, 터빈(12a)을 경유한 배기가스와 압축기(11)로 순환하는 배기가스는 서로 독립적으로 유동할 수 있다. 즉, 배기가스 중 일부는 EGR라인(L3)을 경유하여 압축기(11)로 순환되고, 나머지 배기가스는 터빈(12a)을 거쳐 외부로 배출된다. 엔진(3)으로부터 배출된 배기가스는 고압 상태로 EGR라인(L3)을 통해 압축기(12a)로 유입된다. 따라서, EGR라인(L3)에는 배기가스를 가압하는 구성 예컨대, EGR블로어(미도시)가 생략될 수 있다. EGR블로어는 배기가스를 흡기라인(L2)으로 강제 유입시키는 구성으로서, EGR블로어가 구동되는 동안, 적게는 100kw에서 많게는 500kw까지 지속적으로 전력을 소모하게 되는데, EGR블로어 생략시 시스템의 소비전력을 감소시킬 수 있다.
또한, 압축기(11)는 EGR라인(L3)을 통해 고압의 배기가스가 유입되면 외부로부터 유입된 공기를 가압할 때보다 부하를 감소시킬 수 있는 이점이 있다. 즉, 압축기(11)에 의한 소비전력 역시 감소시킬 수 있다.
한편, EGR라인(L3)을 통해 배기가스가 소기가스와 합류됨으로써, 출력감소를 최소로 하면서 연소최고온도를 낮추어 질소산화물의 배출량을 감소시킬 수 있다. 이는, 실린더에 유입되는 소기가스에 배기가스를 혼입하면, 연소온도와 산소농도가 낮아져 질소산화물의 발생을 억제할 수 있기 때문이다.
추가적으로, EGR라인(L3) 상에 EGR밸브(10)가 마련될 수 있다. EGR밸브(10)는 EGR라인(L3)을 통해 배기가스가 재순환되도록 배기가스의 유량을 조절하는 구성으로서, EGR밸브(10)는 EGR라인(L3)을 통해 배기가스가 재순환될 경우 개방될 수 있다.
또한, EGR라인(L3) 상에 EGR쿨러(미도시)가 마련될 수 있어 배기가스의 온도를 저하시킬 수 있으며, 습기제거장치(미도시)를 통해 습기를 제거할 수 있다. 여기서, EGR쿨러는 물을 통해 배기가스의 온도를 저하시킬 수 있다.
도 2는 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다.
도 2 a는 EGR 여부를 나타낸 그래프로, 이하에서는 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 상기 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 2 b는 터빈(12a) 전단의 배기라인(L1)을 유동하는 배기가스 중 메탄(CH 4)의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. X-DF 등의 저압엔진에서는 연료의 부분적인 불연소로 인해 메탄이 배기가스에 섞여서 실린더(4)를 빠져나가는 메탄슬립(methane slip)이 발생할 수 있는데, 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에는 배기가스와 외부에서 유입된 소기가스가 혼합되어 실린더(4)로 공급되면서 엔진(3)의 효율이 감소하기 때문에 운전하지 않는 경우에 비해 불연소되는 연료의 양이 증가할 수 있다.
도 2 c는 소기가스로 재순환되는 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 메탄이 검출되지 않는다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에는 배기가스 중의 메탄이 EGR라인(L3)을 통해 압축기(11)로 유입된 뒤, 흡기라인(L2)으로 유입될 수 있다.
도 2 d는 실린더(4) 내 유효 람다(실제공연비/이론공연비)를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 엔진(3), 특히 이종연료 엔진을 안정적으로 가동하기 위해서는 공연비의 제어가 중요한데, 가스량 대비 공기량이 줄어 공연비가 낮아지면 노킹(knocking)이 발생할 수 있고, 가스량 대비 공기량이 늘어 공연비가 높아지면 실화(Misfiring)가 발생할 수 있다. 뿐만 아니라, 공연비에 따라 엔진(3)의 최대 연소 온도가 달라질 수 있으며, 이는 엔진(3)의 배기가스 중 질소산화물의 발생량에도 영향을 미친다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 공급되는 소기가스에는 상대적으로 공기(산소)량이 많아 공연비가 상대적으로 높게 나타난다. 이에 비해, 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합으로 인해, 실린더(4)의 연소실 내 공기량이 감소하여 공연비도 상대적으로 낮게 나타난다.
도 3은 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도를 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다. 이하에서는, 상기 도 2에 관한 설명에 이어서 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 3 a는 실린더(4)의 최대 압축 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우, 상기 시스템(2)을 운전하지 않는 경우에 비해 실린더(4)의 최대 압축 압력이 상대적으로 감소할 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전함에 따라, 배기라인(L1)을 유동하는 배기가스 중 일부가 EGR라인(L3)을 통해 압축기(11) 및 흡기라인(L2)을 거쳐 실린더(4)로 유동하게 되므로, 배기라인(L1)을 따라 터빈(12a)으로 유입되는 배기가스의 양은 감소하게 된다. 터빈(12a)은 배기가스를 공급받아 구동하는 것이므로, 배기가스 양 감소로 인한 배기에너지 감소는 터빈(12a) 휠의 회전수 감소로 이어지게 된다. 터빈(12a) 휠의 회전수가 감소하게 됨에 따라 축을 통해 연결된 압축기(11)의 회전수도 감소하게 되어, EGR라인(L3)을 통해 유입되는 배기가스와 외부로부터 유입되는 공기가 혼합된 혼합공기의 유입량이 감소하게 된다. 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 공급되는 혼합공기의 양이 감소함에 따라 실린더(4) 내 연소실의 초기 압력이 감소하기 때문에, 실린더(4)의 최대 압축 압력도 감소하게 된다.
도 3 b는 실린더(4)의 최대 압축 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4)의 최대 압축 온도는 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우가 상기 시스템(2)을 운전하지 않는 경우에 비해 미세하게 낮은 것으로 나타난다. 배기가스 재순환 시스템(2) 운전으로 인해 실린더(4) 내 연소실에 유입되는 소기가스의 온도가 상승함에 따라 연소실 내 가스의 비열비가 감소하여 실린더(4)의 최대 압축 온도가 감소하게 된다.
도 3 c는 실린더(4) 내의 최대 연소 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 압력은 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우와 상기 시스템(2)을 운전하지 않는 경우가 유사한 것으로 나타나는데, 이는 후술할 가스연료 공급량을 비교하기 위해 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우의 최대 연소 압력을 운전하지 않는 경우의 최대 연소 압력과 유사한 수준으로 맞춰주었기 때문에 나타나는 결과이다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에는 연소실 내 유입된 소기가스의 압력이 낮으므로 실린더(4) 내부의 압축 압력도 낮아지게 되며, 이는 엔진(3)의 효율 악화로 이어지게 된다. 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전시에도 일정 이상의 엔진 효율을 확보한 상태로 배기가스 재순환 시스템(2) 운전에 따른 효과를 운전하지 않는 경우와 비교하기 위해 최대 연소 압력을 유사한 수준으로 맞춰준 것이다. 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우, 실린더(4)에서 발생하는 출력을 상기 시스템(2)을 운전하지 않는 경우의 수준으로 맞춰주기 위해 요구되는 가스연료의 양이 증가하게 된다.
도 3 d는 실린더(4) 내의 최대 연소 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 온도는 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우가 상기 시스템(2)을 운전하지 않는 경우에 비해 더 높은 것으로 나타난다. 도 2 d에서 전술한 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전함에 따라 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 유입되는 공기량이 감소함으로써 공연비가 감소하게 된다. 이때, 엔진(3)이 디젤모드로 운전하는 경우에는 공연비가 감소함에 따라 최대 연소 온도가 낮아지게 되어 배기가스 중 질소산화물의 발생량이 저감될 수 있다. 그러나, 엔진(3)이 가스모드로 운전하는 경우에는 디젤과 달리 실린더(4)의 연소실 내부에서 가스연료와 공기가 혼합된 상태로 존재하게 되므로, 공연비가 낮아질수록 더 빠르게 연소하게 되어 실린더(4) 내의 최대 연소 온도가 더 높아질 수 있다.
도 4는 이종연료 엔진에 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)에 따른 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 각각 상대적인 비율로 나타낸 그래프이고, c. 실린더의 P-V 다이어그램, d. 피스톤 크랭크 각도에 따른 온도의 다이어그램을 나타낸 것이다. 이하에서는, 상기 도 2 및 3에 관한 설명에 이어서 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 4 a는 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우에 동일한 엔진 출력을 갖는 것을 기준으로 할 때 요구되는 가스연료의 공급량을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 3 c에서 전술한 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우 연소실 내 유입된 소기가스의 압력이 감소하므로 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하지 않는 경우와 동일한 수준의 출력을 확보하고 유지하기 위해서는 에너지 공급량, 즉, 실린더(4) 내로 공급하는 가스연료의 공급량을 증가시켜야 한다.
도 4 b는 배기가스 중 질소산화물의 양을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 3 d에서 전술한 것과 같이, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에는 공연비가 감소하면 가스연료의 연소가 더 촉진되어 최대 연소 온도가 더 증가하게 된다. 이러한 높은 연소 온도로 인해 배기가스 중의 질소의 산화 반응이 촉진되어 질소산화물의 발생량이 증가하게 된다.
도 4 c는 실린더(4)의 P-V 다이어그램, d는 피스톤(5) 크랭크 각도에 따른 온도의 다이어그램을 나타낸 것으로, 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우, 운전하지 않는 경우와 동일한 엔진 출력(다이어그램상 동일한 면적)을 확보하기 위해서는 압축 압력과 최대 압축 압력의 차이를 증가시켜야 함을 의미한다. 이러한 결과는 이종연료 엔진에서 디젤모드가 아닌 가스모드로 운전시 배기가스 재순환 시스템(2) 적용에 따른 유효한 효과를 얻기 위해서는 가스연료를 추가로 공급하여야 함을 나타낸다.
이하에서는, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2) 대비 이종연료 엔진의 가스모드 운전시에도 배기가스 재순환 시스템 적용에 따른 유효한 효과를 확보하기 위한 본 발명의 실시예를 설명한다.
이하에서는, 도 5 내지 8을 참조하여 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에 대해 자세히 설명한다.
도 5를 참조하면, 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)은 앞선 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 있어서, 배기밸브(9)의 개폐를 제어하는 제1 제어부(8a)를 더 포함하는 시스템을 제공한다. 이하에서는 본 실시예가 앞선 기존의 배기가스 재순환 시스템(2) 대비 달라지는 점 위주로 설명하도록 하며, 설명을 생략한 부분은 앞선 내용으로 갈음한다.
제1 제어부(8a)는 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 상기 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제1 제어부(8a)는 상기 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당길 수 있다. 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기밸브(9)의 클로징은 실린더(4) 내 연소실로 소기가스의 공급과 가스연료공급유닛(6)에 의한 가스연료의 공급이 완료된 이후에 이루어질 수 있다. 실린더(4) 내 연소실로의 소기가스 공급은 피스톤(5)이 상사점(P2)에서 하사점(P1)으로 이동하는 중간에 시작될 수 있으며, 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 완료될 수 있다. 가스연료공급유닛(6)에 의한 가스연료의 공급은 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)으로 이동하는 중간에 완료될 수 있으며, 소기가스 공급이 완료된 이후에 완료될 수 있다. 배기밸브(9)는 가스연료의 공급이 완료된 시점으로부터 일정 시간 이후에 닫힐 수 있는데, 제1 제어부(8a)는 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당길 수 있고, 바람직하게는 가스연료의 공급이 완료된 직후에 배기밸브(9)를 닫을 수 있다. 제1 제어부(8a)가 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당김으로써, 피스톤(5)이 하사점(P1)에서 상사점(P2)까지 이동함에 따른 실린더(4) 내의 압축 시간이 길어지게 된다.
제1 제어부(8a)는 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 상기 실린더(4)의 유효 압축비를 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제1 제어부(8a)는 상기 실린더(4)의 유효 압축비를 유지 또는 증가시킬 수 있다. 제1 제어부(8a)가 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당김으로써, 실린더(4) 내부의 가스연료와 소기가스 혼합물의 외부 유출율이 낮아지게 되고, 실린더(4) 내부의 압축 시간이 길어져 기존 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 실린더(4) 내의 유효 압축비가 유지하거나 증가시킬 수 있다. 실린더(4) 내의 유효 압축비가 유지되거나 증가함에 따라 실린더(4)의 압축 압력이 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준으로 유지될 수 있다. 즉, 엔진(3)의 가스모드 운전시 본 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준의 실린더(4)의 최대 압축 압력을 확보할 수 있으므로, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우에 동일한 엔진 출력을 갖는 것을 기준으로 할 때 요구되는 가스연료의 양을 을 절감할 수 있다.
또한, 제1 제어부(8a)는 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 상기 실린더(4) 내부로 액체연료를 분사하는 타이밍을 조절할 수 있다. 상기 실린더(4) 내에서 연소 압력이 높은 경우에는 액체연료 분사 타이밍을 지연시킬 수 있고, 연소 압력이 낮은 경우에는 분사 타이밍을 앞당길 수 있다.
제1 제어부(8a)는 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 상기 실린더(4) 내의 압축 온도를 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제1 제어부(8a)는 상기 실린더(4) 내의 온도를 상승시킬 수 있다. 전술한 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 기존 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 실린더(4) 내의 압축 시간이 길어져 실린더(4) 내의 유효 압축비를 유지하거나 증가시킬 수 있으며, 유효 압축비의 증가와 소기가스 온도의 증가로 인해 실린더(4) 내의 압축 온도가 상승할 수 있다. 실린더(4) 내의 압축 온도 상승과 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따른 공연비의 감소는 실린더(4) 내의 연소 온도를 증가시킬 수 있으나, 기존 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전에 따른 연소 온도의 증가분에 비해서는 상대적으로 낮을 수 있다. 즉, 엔진(3)의 가스모드 운전시 본 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 시스템을 운전하지 않는 경우에 비해서는 연소 온도가 증가하지만, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해서는 그 증가 폭이 작으므로 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 비해 질소산화물의 발생량을 저감시킬 수 있게 된다.
도 6은 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 것이다.
도 6 a는 EGR 여부를 나타낸 그래프로, 이하에서는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 상기 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다. 본 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 재순환율이 증가하는 것으로 나타나는데, 이러한 배기가스 재순환율은 EGR 밸브(10) 개도를 조절하여 변경할 수 있다.
도 6 b는 터빈(12a) 전단의 배기라인(L1)을 유동하는 배기가스 중 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않은 경우에 비해 배기가스 중 메탄의 비율이 감소하며, 도 2 b에서 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전시 발생한 배기가스 중 메탄의 비율과 비교하여도 메탄의 비율이 현저히 감소한다. 이는 본 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에서 제1 제어부(8a)가 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당김으로써 실린더(4) 내부의 가스연료와 소기가스의 혼합물이 외부로 유출될 수 있는 기간이 짧아져 메탄의 유출량이 감소하기 때문이다. 이러한 메탄슬립 양의 직접적인 감소로 인해 배기가스 재순환 시스템(1)에서 터빈(12a) 전단의 배관에서 검출되는 메탄의 비율이 기존 배기가스 재순환 시스템(2) 운전시에 비해 낮아질 수 있다.
도 6 c는 소기가스로 재순환되는 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 전술한 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 메탄이 검출되지 않는다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 배기가스 중의 메탄이 EGR라인(L3)을 통해 압축기(11)로 유입된 뒤, 흡기라인(L2)으로 유입될 수 있지만, 도 6 b에서 나타난 것과 같이 배기가스 중 메탄의 유량이 감소하므로 기존 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 소기가스로 재순환되는 메탄의 비율도이 낮아지게 된다.
도 6 d는 실린더(4) 내 유효 람다(공연비)를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 공급되는 소기가스에는 상대적으로 공기(산소)량이 많아 공연비가 상대적으로 높게 나타난다. 이에 비해, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합으로 인해, 실린더(4)의 연소실 내 공기량이 감소하여 공연비도 상대적으로 낮게 나타난다.
도 7은 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도를 기존 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다. 이하에서는, 상기 도 6에 관한 설명에 이어서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 7 a는 실린더(4)의 최대 압축 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 최대 압축 압력이 동등하게 유지된다. 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 제1 제어부(8a)가 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당김으로써, 실린더(4) 내부의 가스연료와 소기가스 혼합물의 외부 유출율이 낮아지게 되고, 실린더(4) 내부의 압축 시간이 길어져 기존 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 실린더(4) 내의 유효 압축비가 유지되거나 증가할 수 있다. 실린더(4) 내의 유효 압축비가 유지되거나 증가함에 따라 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력이 동등한 수준으로 유지할 수 있으며, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 높은 압축 압력을 유지할 수 있다.
도 7 b는 실린더(4)의 최대 압축 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 최대 압축 온도가 상승하게 된다. 배기가스 재순환 시스템(1) 운전으로 인해 실린더(4) 내 연소실에 유입되는 소기가스의 온도가 상승하고, 전술한 것과 같이 실린더(4) 내의 유효 압축비가 증가함에 따라 실린더(4)의 최대 압축 온도가 상승하게 된다.
도 7 c는 실린더(4) 내의 최대 연소 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 압력은 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우가 유사한 것으로 나타나는데, 이는 후술할 가스연료 공급량을 비교하기 위해 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 최대 연소 압력을 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우의 최대 연소 압력과 유사한 수준으로 맞춰주었기 때문에 나타나는 결과이다.
도 7 d는 실린더(4) 내의 최대 연소 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 온도는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우가 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에 비해 더 높은 것으로 나타난다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전함에 따라 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 유입되는 공기량이 감소함으로써 공연비가 감소하게 된다. 엔진(3)이 가스모드로 운전하는 경우에는 디젤과 달리 실린더(4)의 연소실 내에서 가스연료와 공기가 혼합된 상태로 존재하게 되므로, 공연비가 낮아질수록 더 빠르게 연소하게 되어 실린더(4) 내의 최대 연소 온도가 더 높아질 수 있다. 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전시 재순환율이 조금 더 높은 것으로 나타나기 때문에 최대 연소 온도는 기존 대비 낮을 수 있다.
도 8은 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 기존 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다. 이하에서는, 상기 도 6 및 7에 관한 설명에 이어서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 8 a는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우 동일한 엔진 출력을 기준으로 요구되는 가스연료의 공급량을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 7 a에서 살펴본 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준의 실린더(4) 내 압축 압력을 유지할 수 있기 때문에, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해, 엔진 출력 확보를 위해 요구되는 가스연료 양을 절감할 수 있게 된다.
도 8 b는 배기가스 중 질소산화물의 양을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 7 d에서 전술한 것과 같이, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 공연비의 감소로 가스연료의 연소가 더 촉진되어 최대 연소 온도가 더 증가하게 된다. 이러한 높은 연소 온도로 인해 배기가스 중의 질소의 산화반응이 촉진되어 질소산화물의 발생량이 증가하게 된다. 그러나, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전시 최대 연소 온도는 낮을 수 있기 때문에 기존 시스템(2) 대비 질소산화물 발생량은 더 적을 수 있다.
이와 같이 본 실시예는, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시, 배기가스 재순환 시스템의 효과를 유효하게 획득하기 위하여, 배기가스 재순환 시스템(1)에 배기밸브(9)의 개폐를 제어하는 제1 제어부(8a)를 마련하고, EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 배기밸브(9)의 클로징 타이밍을 앞당김으로써, 실린더(4)의 유효 압축비를 유지 또는 증가시켜 동일한 수준의 엔진 출력을 기준으로, 기존 시스템(2) 조건 대비 가스연료의 소모량을 절감할 수 있으며, 배기가스 중 질소산화물 발생량을 저감시킬 수 있다.
이하에서는, 도 9 내지 15를 참조하여 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에 대해 자세히 설명한다.
도 9 내지 12는 각각 본 발명의 실시예 2-1 내지 2-4에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 나타낸다. 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)은 앞선 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 있어서, 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 조절하는 제2 제어부(8b)를 더 포함하는 시스템을 제공한다. 상기 제2 제어부(8b)는 상기 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시키는 것일 수 있다. 이하에서는 본 실시예가 앞선 기존의 배기가스 재순환 시스템(2) 대비 달라지는 점 위주로 설명하도록 하며, 설명을 생략한 부분은 앞선 내용으로 갈음한다.
본 발명의 실시예 2-1에 관한 도 9를 참조하면, 배기가스 재순환 시스템(1)은 터빈(12a)의 전단과 후단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인(L4a)을 더 포함하고, 상기 제2 제어부(8b)는 상기 EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인(L4a)을 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제2 제어부(8b)는 상기 바이패스라인(L4a)을 일부 닫거나, 완전히 밀폐할 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)이 운전하지 않는 경우, 즉, EGR라인(L3)을 통한 배기가스 유동이 일어나지 않는 경우에는 상기 바이패스라인(L4a)은 개방된 상태로 유지되어 배기라인(L1)을 통해 유동하는 배기가스는 터빈(12a)을 거친 뒤 그대로 외부로 방출될 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 상기 바이패스라인(L4a)의 일부를 닫거나 완전히 밀폐함으로써, 상기 터빈(12a)으로 공급되는 배기가스의 양을 증가시킬 수 있다. 터빈(12a)에 공급되는 배기에너지의 양을 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준으로 유지함으로써, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력을 동등한 수준으로 유지할 수 있다.
본 발명의 실시예 2-2에 관한 도 10을 참조하면, 배기가스 재순환 시스템(1)은 압축기(11)의 후단과 터빈(12a)의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인(L4b)을 더 포함하고, 상기 제2 제어부(8b)는 상기 EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인(L4b)을 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제2 제어부(8b)는 상기 바이패스라인(L4b)을 개방하여 상기 압축기(11)에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈(12a)에 공급할 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)이 운전하지 않는 경우, 즉, EGR라인(L3)을 통한 배기가스 유동이 일어나지 않는 경우에는 상기 바이패스라인(L4b)은 밀폐된 상태로 유지되어 흡기라인(L2)을 통해 유동하는 소기가스는 실린더(4) 내부로 유입될 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 상기 바이패스라인(L4b)을 개방함으로써, 상기 터빈(12a)으로 공급되는 배기가스의 양을 증가시킬 수 있다. 터빈(12a)에 공급되는 배기에너지의 양을 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준으로 유지함으로써, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력을 동등한 수준으로 유지할 수 있다.
본 발명의 실시예 2-3에 관한 도 11을 참조하면, 배기가스 재순환 시스템(1)의 흡기라인(L2)은 쿨러(13)를 더 구비하고, 상기 쿨러(13)의 후단과 터빈(12a)의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인(L4c)을 더 포함하고, 상기 제2 제어부(8b)는 상기 EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인(L4c)을 조절할 수 있다. 바람직하게는 상기 제2 제어부(8b)는 상기 바이패스라인(L4c)을 개방하여 상기 쿨러(13)에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈(12a)에 공급할 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)이 운전하지 않는 경우, 즉, EGR라인(L3)을 통한 배기가스 유동이 일어나지 않는 경우에는 상기 바이패스라인(L4c)은 밀폐된 상태로 유지되어 흡기라인(L2)을 통해 유동하는 소기가스는 실린더(4) 내부로 유입될 수 있다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 상기 바이패스라인(L4c)을 개방함으로써, 상기 터빈(12a)으로 공급되는 배기가스의 양을 증가시킬 수 있다. 터빈(12a)에 공급되는 배기에너지의 양을 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준으로 유지함으로써, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력을 동등한 수준으로 유지할 수 있다.
본 발명의 실시예 2-4에 관한 도 12를 참조하면, 배기가스 재순환 시스템(1)의 터빈은 노즐 베인(미도시)을 구비하며, 상기 노즐 베인을 조절할 수 있는 가변형 터빈(12b)이고, 상기 제2 제어부(8b)는 상기 EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 노즐 베인을 조절하여 터빈(12b)으로 공급되는 배기가스의 유속을 증가시킬 수 있다. 가변형 터빈(12b)의 터빈 휠(미도시)에 배기가스를 공급하기 위한 배기 경로 상에는 가변 노즐 기구(미도시)가 마련될 수 있으며, 상기 가변 노즐 기구 상에 노즐 베인이 마련될 수 있다. 가변 노즐 기구는 상기 노즐 베인을 조절함으로써 배기 경로의 배기 유동 면적(쓰로틀 면적)을 변경할 수 있다. 제2 제어부(8b)는 상기 가변 노즐 기구를 제어하여 노즐 베인의 개폐를 조절할 수 있다. 노즐 베인이 일부 닫히거나 완전히 밀폐되면 터빈 휠로 유입되는 배기가스의 유속이 증가하게 되어, 터보차저의 회전 속도가 증가하게 된다. 터보차저의 회전 속도 증가로 인해 압축기(11)에서 배기가스와 외부로부터 유입된 공기의 혼합량이 증가하게 되고, 흡기라인(L2)을 통한 소기가스 공급량이 증가하게 된다. 따라서, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력을 동등한 수준으로 유지할 수 있다.
종합하면, 엔진(3)의 가스모드 운전시 본 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우에는, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 동등한 수준으로 실린더(4)의 최대 압축 압력을 확보할 수 있으므로, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 비해 엔진 출력 확보를 위해 요구되는 가스연료의 양을 절감할 수 있게 된다.
도 13은 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. EGR 여부, b. 배기가스 중 메탄 비율, c. 소기가스로 재순환되는 메탄 비율, d. 실린더 내 유효 람다(공연비)를 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 것이다.
도 13 a는 EGR 여부를 나타낸 그래프로, 이하에서는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 상기 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다. 본 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 재순환율이 증가하는 것으로 나타나는데, 이러한 배기가스 재순환율은 EGR 밸브(10) 개도를 조절하여 변경할 수 있다.
도 13 b는 터빈(12a, 12b) 전단의 배기라인(L1)을 유동하는 배기가스 중 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않은 경우와 비교하여 동등한 수준의 메탄 비율을 나타내며, 도 2 b에서 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전시 발생한 배기가스 중 메탄의 비율에 비해서는 현저히 감소한 것으로 나타난다. 이는 본 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에서 제2 제어부(8b)가 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시킴으로써, 공급되는 가스연료의 양이 감소하게 되어 실린더(4)로부터 유출되는 메탄의 양이 감소하기 때문이다. 이러한 메탄슬립 양의 감소로 인해 배기가스 재순환 시스템(1)에서 터빈(12a, 12b) 전단의 배관에서 검출되는 메탄의 비율이 기존 배기가스 재순환 시스템(2) 운전시에 비해 낮아질 수 있다.
도 13 c는 소기가스로 재순환되는 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 전술한 것과 같이, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 메탄이 검출되지 않는다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 배기가스 중의 메탄이 EGR라인(L3)을 통해 압축기(11)로 유입된 뒤, 흡기라인(L2)으로 유입될 수 있지만, 도 13 b에서 나타난 것과 같이 배기가스 중 메탄의 유량이 감소하기 때문에 소기가스로 재순환되는 메탄의 비율도 낮아지게 된다.
도 13 d는 실린더(4) 내 유효 람다(공연비)를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에는 EGR라인(L3)을 통한 배기가스와 소기가스의 혼합이 이루어지지 않기 때문에 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 공급되는 소기가스에는 상대적으로 공기(산소)량이 많아 공연비가 상대적으로 높게 나타난다. 이에 비해, 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 EGR라인(L3)을 통해 배기가스가 유입되므로 운전하지 않는 경우에 비해서는 공연비가 낮아지지만, 외부로부터의 공기 유입량이 증가하게 되므로 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해서는 높은 공연비를 나타낸다.
도 14는 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. 실린더의 최대 압축 압력, b. 실린더의 최대 압축 온도, c. 실린더 내의 최대 연소 압력, d. 실린더 내의 최대 연소 온도를 기존 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다. 이하에서는, 상기 도 13에 관한 설명에 이어서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 14 a는 실린더(4)의 최대 압축 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 최대 압축 압력이 동등하게 유지된다. 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전에 따라 EGR라인(L3)을 통해 배기가 재순환될 때, 제2 제어부(8b)가 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시킴으로써, 기존 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 터빈(12a, 12b)에 공급되는 배기 에너지를 더 높게 유지할 수 있다. 이에 따라 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 실린더(4)의 압축 압력을 동등한 수준으로 유지할 수 있으며, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 높은 압축 압력을 유지할 수 있다.
도 14 b는 실린더(4)의 최대 압축 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에 비해 최대 압축 온도가 미세하게 낮은 것으로 나타난다. 배기가스 재순환 시스템(1) 운전으로 인해 실린더(4) 내 연소실에 유입되는 소기가스의 온도가 상승함에 따라 연소실 내 가스의 비열비가 감소하여 실린더(4)의 최대 압축 온도가 감소하게 된다.
도 14 c는 실린더(4) 내의 최대 연소 압력을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 압력은 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우가 유사한 것으로 나타나는데, 이는 후술할 가스연료 공급량을 비교하기 위해 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 최대 연소 압력을 운전하지 않는 경우의 최대 연소 압력과 유사한 수준으로 맞춰주었기 때문에 나타나는 결과이다.
도 14 d는 실린더(4) 내의 최대 연소 온도를 상대적으로 나타낸 그래프이다. 실린더(4) 내의 최대 연소 온도는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우가 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에 비해 미세하게 낮은 것으로 나타난다. 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전함에 따라 흡기라인(L2)을 통해 실린더(4)로 유입되는 공기량이 감소함으로써 공연비가 다소 감소하게 되나, 실린더(4) 내로 재순환 공급되는 배기가스를 포함하는 소기가스는 이산화탄소 함량이 증가함에 따라 열용량(비열)이 증가하게 되고, 열용량의 증가에 따라 최대 연소 온도는 시스템을 운전하지 않는 경우에 비해 낮아질 수 있다. 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전시 공연비가 증가하므로 최대 연소 온도는 기존 대비 낮을 수 있다.
도 15는 이종연료 엔진에 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우의 a. 가스연료 공급량, b. 질소산화물(NOx) 발생량을 기존 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 대해 각각 상대적인 비율(EGR on)로 나타내고, 배기가스 재순환 시스템을 운전하지 않는 경우(EGR off)와 함께 나타낸 그래프이다. 이하에서는, 상기 도 13 및 14에 관한 설명에 이어서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우(EGR on)와 운전하지 않는 경우(EGR off)의 시스템 환경 등을 비교하여 설명한다.
도 15 a는 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우 동일한 엔진 출력을 갖는 것을 기준으로 할 때 요구되는 가스연료의 공급량을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 14 a에서 살펴본 것과 같이, 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우와 비교하여 동등한 수준의 실린더(4) 내 최대 압축 압력을 유지할 수 있게 되므로, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 비해, 엔진 출력 확보를 위해 요구되는 가스연료 공급량을 감소시킬 수 있게 된다.
도 15 b는 배기가스 중 질소산화물의 양을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 도 14 d에서 전술한 것과 같이, 가스모드에서 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우에는 실린더(4) 내 소기가스의 비열이 증가함에 따라 최대 연소 온도는 상기 시스템(1)을 운전하지 않는 경우에 비해 낮아질 수 있으며, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)의 운전 대비 배기가스 재순환 시스템(1)의 운전시 공연비 증가로 인해 최대 연소 온도는 기존 시스템(2) 대비 낮을 수 있어 질소산화물 발생량이 더 적을 수 있다.
이와 같이 본 실시예는, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시, 배기가스 재순환 시스템의 효과를 유효하게 획득하기 위하여, 배기가스 재순환 시스템(1)에 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 제어하는 제2 제어부(8b)를 마련하고, EGR라인(L3)을 통한 배기 재순환시 상기 터빈(12a, 12b)으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시킴으로써, 동일한 수준의 엔진 출력을 기준으로, 유효 압축비의 변경없이 기존 시스템(2) 조건 대비 가스연료의 소모량을 절감할 수 있으며, 질소산화물 발생량을 저감시킬 수 있다.
도 16은 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 배기가스 재순환 시스템을 적용하지 않은 경우(EGR 미적용), 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 적용하고 운전한 경우(EGR 적용), 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고 운전한 경우(EGR+엔진튜닝) 및 본 발명의 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하고 운전한 경우(EGR+부가장치)에 있어서, a. EGR율, b. 메탄슬립 비율, c. 가스연료 소비율, d. 질소산화물(NOx) 발생율을 상대적인 비율로 나타낸 그래프이다.
도 16 a는 EGR 여부를 나타낸 그래프로, 본 발명 실시예 1 및 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전한 경우에 비해 더 높은 재순환율을 나타나는데, 이러한 배기가스 재순환율은 EGR 밸브(10) 개도를 조절하여 변경할 수 있다.
도 16 b는 터빈(12a, 12b) 전단의 배기라인(L1)을 유동하는 배기가스 중 메탄의 비율을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 전술한 것과 같이, 본 발명 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우 배기밸브 클로징 타이밍을 앞당김으로써, 실린더(4)로부터의 직접적인 메탄슬립 양을 대폭 감소시킬 수 있다. 본 발명 실시예 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우, 운전하지 않은 경우와 비교하여 동등한 수준의 메탄 비율을 나타낸다.
도 16 c는 배기가스 재순환 시스템(1, 2)을 운전하는 경우와 운전하지 않는 경우 동일한 엔진 출력을 기준으로 요구되는 가스연료의 공급량을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 전술한 것과 같이, 본 발명의 실시예 1 및 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 운전하지 않는 경우와 비교하여 동등한 수준의 실린더(4) 내 최대 압축 압력을 유지할 수 있게 되므로, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)에 비해, 엔진 출력 확보를 위해 요구되는 가스연료 공급량을 감소시킬 수 있게 된다.
도 16 d는 배기가스 중 질소산화물의 양을 상대적으로 나타낸 그래프이다. 전술한 것과 같이, 본 발명의 실시예 1에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 운전하는 경우, 최대 연소 온도의 상승으로 인해 운전하지 않는 경우에 비해서는 질소산화물 발생량이 더 많을 수 있으나, 실시예 1 및 2의 경우 모두 최대 연소 온도가 기존의 배기가스 재순환 시스템(2) 운전에 따른 최대 연소 온도보다 더 낮을 수 있기 때문에 질소산화물 발생량이 더 적을 수 있다.
종합하면, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 본 발명의 실시예 1 및 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우, 운전하지 않는 경우나 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 동일한 엔진 출력을 기준으로 추가적으로 요구되는 가스연료의 공급량을 절감할 수 있다.
또한, 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 본 발명의 실시예 1 및 2에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)을 적용하여 운전하는 경우, 기존의 배기가스 재순환 시스템(2)을 운전하는 경우에 비해 질소산화물 발생량을 저감시킬 수 있는데, 이는 배기가스 재순환 시스템(1)에서 연소 온도를 높여 질소산화물 발생량 저감분을 감소시키면 가스연료 소비량 및 메탄슬립 양을 추가적으로 저감시킬 수 있음을 시사한다.
따라서, 본 발명의 실시예에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)은 이종연료 엔진의 가스모드 운전시 엔진 출력에 제한을 최소화하면서, 배기가스 재순환 시스템 적용에 따른 효과를 유효하게 확보할 수 있다.
한편, 도면에는 도시되지 않았으나, 본 발명의 실시예에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)은 도 5에 도시된 제1 제어부(8a) 및 도 9 내지 도 13에 도시된 제2 제어부(8b)를 모두 동시에 포함할 수 있다. 또한, 본 발명의 실시예에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에서 도 13에 도시된 가변형 터빈(12b)는 도 5, 도 9 내지 도 12의 실시예에서도 포함될 수 있다. 또한, 본 발명의 실시예에 따른 배기가스 재순환 시스템(1)에서 도 11의 쿨러(13)은 도 5, 도 9, 도 10 및 도 12의 실시예에서도 포함될 수 있다.
본 발명은 상기에서 설명한 실시예로 한정되지 않으며, 상기 실시예들의 조합 또는 상기 실시예 중 적어도 어느 하나와 공지 기술의 조합을 또 다른 실시예로서 포함할 수 있음은 물론이다.
이상에서는 본 발명의 실시예들을 중심으로 본 발명을 설명하였으나 이는 단지 예시일 뿐 본 발명을 한정하는 것이 아니며, 본 발명이 속하는 분야의 통상의 지식을 가진 자라면 본 실시 예의 본질적인 기술내용을 벗어나지 않는 범위에서 실시예에 예시되지 않은 여러 가지의 조합 또는 변형과 응용이 가능함을 알 수 있을 것이다. 따라서, 본 발명의 실시예들로부터 용이하게 도출가능한 변형과 응용에 관계된 기술내용들은 본 발명에 포함되는 것으로 해석되어야 할 것이다.
[부호의 설명]
1: 배기가스 재순환 시스템 2: 기존의 배기가스 재순환 시스템
3: 엔진 4: 실린더
4a: 실린더 커버 5: 피스톤
6: 가스연료공급유닛 6a: 가스인젝터
7: 액체연료공급유닛 7a: 디젤인젝터 또는 파일럿인젝터
8a: 제1 제어부 8b: 제2 제어부
9: 배기밸브 10: EGR밸브
11: 압축기 12a: 터빈
12b: 가변형 터빈 13: 쿨러
L1: 배기라인 L2: 흡기라인
L3: EGR라인 L4a, b, c: 바이패스라인

Claims (15)

  1. 연료를 연소시키기 위한 실린더;
    상기 실린더의 상측에 구비되는 배기밸브;
    상기 실린더에서 하사점과 상사점 사이를 왕복 이동하는 피스톤;
    상기 피스톤이 하사점에서 상사점으로 이동하는 중간에 상기 실린더에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛;
    상기 실린더로 유입되는 소기가스가 경유하는 흡기라인;
    상기 실린더로부터 배출되는 배기가스가 경유하는 배기라인;
    상기 흡기라인에 연결되어 상기 소기가스를 압축하여 상기 실린더로 공급하는 압축기와, 상기 배기라인에 연결되어 상기 실린더로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 상기 압축기로 전달하는 터빈을 포함하는 터보차저;
    상기 배기라인 중 상기 터빈의 전단부와, 상기 흡기라인 중 상기 압축기의 전단부를 연통하는 EGR라인; 및
    상기 배기밸브의 개폐를 제어하는 제1 제어부를 포함하고,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 배기밸브의 클로징 타이밍을 조절하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  2. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 배기밸브의 클로징 타이밍을 앞당기는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  3. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더의 유효 압축비를 조절하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  4. 제 3 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더의 유효 압축비를 유지 또는 증가시키는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  5. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더 내의 압축 온도를 조절하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  6. 제 5 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 실린더 내의 압축 온도를 상승시키는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  7. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 제어부는 액체연료 분사 타이밍을 제어하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  8. 연료를 연소시키기 위한 실린더;
    상기 실린더의 상측에 구비되는 배기밸브;
    상기 실린더에서 하사점과 상사점 사이를 왕복 이동하는 피스톤;
    상기 피스톤이 하사점에서 상사점으로 이동하는 중간에 상기 실린더에 가스연료를 공급하기 위한 가스연료공급유닛;
    상기 실린더로 유입되는 소기가스가 경유하는 흡기라인;
    상기 실린더로부터 배출되는 배기가스가 경유하는 배기라인;
    상기 흡기라인에 연결되어 상기 소기가스를 압축하여 상기 실린더로 공급하는 압축기와, 상기 배기라인에 연결되어 상기 실린더로부터 배기가스를 공급받아 구동되며 회전력을 상기 압축기로 전달하는 터빈을 포함하는 터보차저;
    상기 배기라인 중 상기 터빈의 전단부와, 상기 흡기라인 중 상기 압축기의 전단부를 연통하는 EGR라인; 및
    상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 제어하는 제2 제어부를 포함하고,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 조절하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  9. 제 8 항에 있어서,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 터빈으로 공급되는 배기가스의 유량을 증가시키는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  10. 제 8 항에 있어서,
    상기 터빈의 전단과 후단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  11. 제 8 항에 있어서,
    상기 압축기의 후단과 상기 터빈의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절하여 상기 압축기에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈에 공급하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  12. 제 8 항에 있어서,
    상기 흡기라인은 쿨러를 더 구비하고,
    상기 쿨러의 후단과 상기 터빈의 전단을 연결하며 개폐할 수 있는 바이패스라인을 더 포함하고,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 바이패스라인을 조절하여 상기 쿨러에서 배출되는 소기가스의 일부를 상기 터빈에 공급하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  13. 제 8 항에 있어서,
    상기 터빈은 구비되는 노즐 베인을 조절할 수 있는 가변형 터빈이고,
    상기 제2 제어부는 상기 EGR라인을 통한 배기 재순환시 상기 노즐 베인을 조절하여 터빈으로 공급되는 배기가스의 유속을 증가시키는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  14. 제 1 항에 있어서,
    상기 실린더는 가스연료를 주연료로 이용하여 구동력을 발생시키는 가스모드와 디젤을 주연료로 이용하여 구동력을 발생시키는 디젤모드 중 하나로 운전하는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
  15. 제 1 항에 있어서,
    상기 실린더로부터 배출된 배기가스는 고압 상태로 상기 EGR라인을 통해 상기 압축기로 유입되며,
    상기 EGR라인에는 배기가스를 가압하는 EGR블로어는 생략되는 것을 특징으로 하는 배기가스 재순환 시스템.
PCT/KR2020/006941 2019-05-29 2020-05-28 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박 WO2020242230A1 (ko)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2021520183A JP2022502605A (ja) 2019-05-29 2020-05-28 排気ガス再循環システム及びこれを備える船舶
CN202080005519.2A CN112789403B (zh) 2019-05-29 2020-05-28 废气再循环系统及包括该废气再循环系统的船舶
EP20814120.0A EP3978744A4 (en) 2019-05-29 2020-05-28 EXHAUST GAS RECIRCULATION SYSTEM AND SHIP INCLUDING SAME

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1020190063441A KR102207883B1 (ko) 2018-05-29 2019-05-29 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박
KR10-2019-0063441 2019-05-29

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020242230A1 true WO2020242230A1 (ko) 2020-12-03

Family

ID=86398030

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/KR2020/006941 WO2020242230A1 (ko) 2019-05-29 2020-05-28 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박

Country Status (5)

Country Link
EP (1) EP3978744A4 (ko)
JP (2) JP2022502605A (ko)
KR (1) KR102207883B1 (ko)
CN (1) CN112789403B (ko)
WO (1) WO2020242230A1 (ko)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR102207883B1 (ko) * 2018-05-29 2021-01-26 현대중공업 주식회사 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박
KR102687144B1 (ko) * 2021-10-29 2024-07-24 에이치디한국조선해양 주식회사 이중연료엔진

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4924229B1 (ko) * 1969-11-12 1974-06-21
KR20080032948A (ko) * 2006-10-12 2008-04-16 한국에너지기술연구원 디젤엔진의 디젤과 디젤파일럿 천연가스 바이퓨얼연소시스템
KR20150141215A (ko) * 2014-06-09 2015-12-18 현대중공업 주식회사 엔진 시스템용 라인어셈블리
KR101596519B1 (ko) * 2010-04-06 2016-02-23 두산인프라코어 주식회사 디젤 엔진의 배기가스 재순환 시스템
JP5998901B2 (ja) * 2012-12-12 2016-09-28 マツダ株式会社 ターボ過給エンジン

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002038982A (ja) * 2000-07-28 2002-02-06 Toyota Motor Corp 内燃機関の運転制御装置
CA2406267C (en) * 2002-10-02 2013-01-08 Westport Research Inc. Exhaust gas recirculation methods and apparatus for reducing nox emissions from internal combustion engines
CA2444163C (en) * 2003-10-01 2007-01-09 Westport Research Inc. Method and apparatus for controlling combustion quality of a gaseous-fuelled internal combustion engine
JP2005220849A (ja) * 2004-02-06 2005-08-18 Daihatsu Motor Co Ltd 圧縮着火式内燃機関の運転制御装置
JP4924229B2 (ja) * 2007-06-20 2012-04-25 トヨタ自動車株式会社 内燃機関のｅｇｒシステム
DK177476B1 (en) * 2012-06-29 2013-07-01 Man Diesel & Turbo Deutschland An internal combustion engine with variable fuel injection profile
MX375259B (es) * 2013-01-17 2025-03-06 Nirmal Mulye Motor de combustion interna enfriado en forma interna y metodo para el mismo.
KR101869515B1 (ko) * 2014-01-17 2018-06-20 가부시키가이샤 아이에이치아이 유니플로 소기식 2사이클 엔진
CN104405542A (zh) * 2014-11-04 2015-03-11 哈尔滨工程大学 一种船舶二冲程柴油机废气再循环系统及控制方法
US9556810B2 (en) * 2014-12-31 2017-01-31 General Electric Company System and method for regulating exhaust gas recirculation in an engine
EP3081790A1 (en) * 2015-02-20 2016-10-19 Winterthur Gas & Diesel Ltd. Dual-fuel marine combustion engine with exhaust gas recirculation for suppressing pre-ignition
JP6521234B2 (ja) * 2015-03-27 2019-05-29 国立研究開発法人 海上・港湾・航空技術研究所 内燃機関の制御装置及びそれを用いた陸舶産業用内燃機関
CN105179119A (zh) * 2015-09-09 2015-12-23 哈尔滨工程大学 一种双涡轮船舶二冲程低速柴油机废气再循环系统
DK201670345A1 (en) * 2016-05-24 2017-12-11 Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland Method for operating a two-stroke engine system
KR20170139926A (ko) * 2016-06-10 2017-12-20 현대자동차주식회사 배기 가스 재순환 장치를 구비한 엔진 시스템 및 제어 방법
WO2018074817A1 (ko) * 2016-10-17 2018-04-26 현대중공업 주식회사 선박용 엔진
JP7129755B2 (ja) * 2016-11-30 2022-09-02 三菱重工業株式会社 舶用ディーゼルエンジン
DK179313B1 (en) * 2016-12-21 2018-04-30 Man Diesel & Turbo Filial Af Man Diesel & Turbo Se Tyskland Large turbocharged two-stroke compression-igniting engine with exhaust gas recirculation
CN108533424A (zh) * 2017-12-27 2018-09-14 沪东重机有限公司 船用两冲程低速柴油机的模式可切换的废气再循环系统
KR102207883B1 (ko) * 2018-05-29 2021-01-26 현대중공업 주식회사 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4924229B1 (ko) * 1969-11-12 1974-06-21
KR20080032948A (ko) * 2006-10-12 2008-04-16 한국에너지기술연구원 디젤엔진의 디젤과 디젤파일럿 천연가스 바이퓨얼연소시스템
KR101596519B1 (ko) * 2010-04-06 2016-02-23 두산인프라코어 주식회사 디젤 엔진의 배기가스 재순환 시스템
JP5998901B2 (ja) * 2012-12-12 2016-09-28 マツダ株式会社 ターボ過給エンジン
KR20150141215A (ko) * 2014-06-09 2015-12-18 현대중공업 주식회사 엔진 시스템용 라인어셈블리

Also Published As

Publication number Publication date
EP3978744A4 (en) 2023-10-04
EP3978744A1 (en) 2022-04-06
KR102207883B1 (ko) 2021-01-26
JP2023103406A (ja) 2023-07-26
JP2022502605A (ja) 2022-01-11
CN112789403A (zh) 2021-05-11
CN112789403B (zh) 2022-11-15
KR20190135945A (ko) 2019-12-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CA2406267C (en) Exhaust gas recirculation methods and apparatus for reducing nox emissions from internal combustion engines
RU2108471C1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания и способ его работы
US11578684B2 (en) Method for operating an engine
JP2019056375A (ja) 大型ユニフロー掃気式２サイクルガス燃料エンジン
WO2020242230A1 (ko) 배기가스 재순환 시스템 및 이를 구비하는 선박
US20160153375A1 (en) Method for operating an engine
JP2013007320A (ja) 低速２サイクルガスエンジン
WO2012080568A2 (en) Method of operating an internal combustion piston engine in transient load change, a control system for controlling the operating of an internal combustion engine, and a piston engine
KR102510399B1 (ko) 대형 디젤 엔진 작동 방법 및 대형 디젤 엔진
WO2011125976A1 (ja) 熱機関および該熱機関を用いた発電システム
EP3472442B1 (en) Power system with internal combustion engine
RU2457341C2 (ru) Способ эксплуатации двухтактного дизельного двигателя большой мощности с прямоточной продувкой, а также двухтактный дизельный двигатель большой мощности с прямоточной продувкой
CN113574261A (zh) 用于运行内燃机的方法
JP7477311B2 (ja) 補助ブロワを備えた大型エンジン及び運転方法
JP2747988B2 (ja) 内燃機関の燃焼制御方法及び装置
JP7236407B2 (ja) 水素燃料を用いた内燃機関
WO2018074817A1 (ko) 선박용 엔진
JP2004278428A (ja) ディーゼルエンジン及びその運転方法
RU2235213C1 (ru) Способ управления работой двигателя внутреннего сгорания
JP2002357138A (ja) 制御弁付き副室式ガスエンジンとその運転方法
US11143136B1 (en) Power system with internal combustion engine
JP7521139B1 (ja) 大型ターボ過給式２ストロークユニフロークロスヘッド内燃機関及びその動作方法
CN117307376B (zh) 大型涡轮增压二冲程单流十字头双燃料内燃机
WO2017052207A1 (ko) 기관부 외부의 공기 압축 기구에 의한 급기 방식의 2 행정 1 사이클 내연기관
US20250020085A1 (en) Method for operating a gas-powered internal combustion engine

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: 20814120

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2021520183

Country of ref document: JP

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: 2020814120

Country of ref document: EP

Effective date: 20220103