WO2011049183A1 - ターボコンパウンドシステムおよびその運転方法 - Google Patents

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Definitions

  • the present invention relates to a turbo compound system that recovers exhaust heat energy of exhaust gas (combustion gas) discharged from an engine main body constituting a marine diesel engine, an onshore generator diesel engine, and the like, and an operation method thereof.
  • exhaust gas combustion gas
  • a turbo compound system that further includes a power turbine driven by exhaust gas from a diesel engine and a steam turbine is configured, and exhaust gas energy is recovered as power generation output to further save energy Attempts have been made to improve.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a turbo compound system which is excellent in energy saving and improved in engine output or efficiency.
  • the turbo compound system and the operation method thereof according to the present invention employ the following means. That is, the turbo compound system according to the first aspect of the present invention is extracted from a plurality of exhaust turbine superchargers driven by exhaust gas guided from the engine body and upstream of these exhaust turbine superchargers.
  • the control unit is an engine of the engine body.
  • the exhaust turbine superchargers When the engine load of the engine body is in a low load region that is a predetermined value or less, at least one of the exhaust turbine superchargers is stopped. Since at least one exhaust turbine supercharger is stopped, the flow rate of the exhaust gas flowing into the other exhaust turbine supercharger is increased by that amount and supplied from the other exhaust turbine supercharger to the engine body.
  • the scavenging pressure (the pressure of the supercharged air (outside air)) will increase.
  • the power turbine can be started and the minimum scavenging pressure is obtained so that the exhaust heat can be recovered. Therefore, the exhaust heat energy from the engine body can be effectively recovered as power (power generation amount). Can save energy.
  • the onboard power demand is less than the maximum possible power output of the turbo compound system
  • the amount of exhaust gas extracted from the engine body is reduced to reduce the output of the power turbine, so the exhaust gas is reduced by reducing the amount of exhaust gas extracted.
  • the scavenging pressure can be increased by increasing the amount of exhaust gas flowing to the turbine supercharger. Thereby, even if the engine body is lightly loaded, the scavenging pressure can be increased to improve the efficiency of the engine body. Even if the output of the power turbine is reduced as described above, power can be generated by the steam turbine that recovers heat by the exhaust gas boiler, so that the necessary power output can be ensured.
  • the control unit when the demand power is reduced, the control unit is configured to compensate for the difference between the output of the steam turbine and the demand power. Reduce output.
  • the output of the power turbine is reduced so as to compensate for the difference between the output of the steam turbine and the demand power.
  • the scavenging pressure is increased preferentially due to the decrease in the output of the power turbine, so that the efficiency of the engine body can be improved.
  • the power turbine output is reduced so as to compensate for the difference between the steam turbine output and the demand power, and the power turbine is given priority over the steam turbine. An excessive reduction in turbine output can be reduced as much as possible.
  • the turbo compound system operating method includes a plurality of exhaust turbine superchargers driven by exhaust gas guided from an engine main body, and air is extracted from the upstream side of these exhaust turbine superchargers.
  • a power turbine driven by the exhaust gas a steam turbine connected to a rotating shaft of the power turbine and driven by steam generated by an exhaust gas boiler using the exhaust gas of the engine body, the power turbine and the steam turbine
  • the control unit includes: When the engine load of the engine body is less than a predetermined value, the exhaust turbine supercharging It stops the at least one of, when the ship power demand is less than the maximum power output capable of turbocompound system, reduces the amount of exhaust gas to be bled to reduce the output of the power turbine from the engine body.
  • the exhaust turbine superchargers When the engine load of the engine body is in a low load region that is a predetermined value or less, at least one of the exhaust turbine superchargers is stopped. Since at least one exhaust turbine supercharger is stopped, the flow rate of the exhaust gas flowing into the other exhaust turbine supercharger is increased by that amount and supplied from the other exhaust turbine supercharger to the engine body.
  • the scavenging pressure (the pressure of the supercharged air (outside air)) will increase.
  • the power turbine can be started and the minimum scavenging pressure is obtained so that the exhaust heat can be recovered. Therefore, the exhaust heat energy from the engine body can be effectively recovered as power (power generation amount). Can save energy.
  • the onboard power demand is less than the maximum possible power output of the turbo compound system
  • the amount of exhaust gas extracted from the engine body is reduced to reduce the output of the power turbine, so the exhaust gas is reduced by reducing the amount of exhaust gas extracted.
  • the scavenging pressure can be increased by increasing the amount of exhaust gas flowing to the turbine supercharger. Thereby, even if the engine body is lightly loaded, the scavenging pressure can be increased to improve the efficiency of the engine body. Even if the output of the power turbine is reduced as described above, power can be generated by the steam turbine that recovers heat by the exhaust gas boiler, so that the necessary power output can be ensured.
  • the turbo compound system and the operating method of the present invention the following operational effects can be obtained.
  • stop at least one of the exhaust turbine superchargers and further reduce the amount of exhaust gas extracted from the engine body to reduce the power turbine output. Since the scavenging pressure is increased, the operating region of the power turbine can be increased, and not only energy saving can be improved, but also the efficiency of the engine body can be improved.
  • a marine diesel engine 1 includes a diesel engine main body (for example, a low-speed two-cycle diesel engine) 2, a first exhaust turbine supercharger (main exhaust turbine supercharger) 3, and the like. , A second exhaust turbine supercharger (sub-exhaust turbine supercharger) 4, a power turbine 5, a steam turbine 10, and a turbine generator 25 connected to the power turbine 5 and the steam turbine 10. ing.
  • a screw propeller (not shown) is directly or indirectly connected to a crankshaft (not shown) constituting the diesel engine main body (hereinafter referred to as “engine main body”) 2 via a propeller shaft (not shown). It is attached.
  • the engine body 2 is provided with a cylinder portion 6 including a cylinder liner (not shown), a cylinder cover (not shown) and the like, and in each cylinder portion 6 is a piston (see FIG. (Not shown) is arranged. Further, the exhaust port (not shown) of each cylinder portion 6 is connected to the exhaust manifold 7.
  • the exhaust manifold 7 is connected to the inlet side of the turbine section 3a of the first exhaust turbine supercharger (hereinafter referred to as “first supercharger”) 3 via the first exhaust pipe L1, and the second exhaust pipe L2 is connected to the exhaust manifold 7 through the first exhaust pipe L2.
  • first supercharger first exhaust turbine supercharger
  • second supercharger second exhaust turbine supercharger
  • an air supply port (not shown) of each cylinder portion 6 is connected to an air supply manifold 8
  • the air supply manifold 8 is connected to the compressor portion of the first supercharger 3 via a first air supply pipe L4. 3b, and is connected to the compressor section 4b of the second supercharger 4 through the second air supply pipe L5.
  • the first supercharger 3 is driven by exhaust gas (combustion gas) guided from the engine main body 2 through the first exhaust pipe L1, and is driven by the turbine part 3a so that the outside air is supplied to the engine main body 2.
  • the main component is a compressor section 3b that pumps the air and a casing (not shown) that is provided between the turbine section 3a and the compressor section 3b and supports them.
  • the casing is inserted with a rotary shaft 3c having one end projecting toward the turbine section 3a and the other end projecting to the compressor section 3b.
  • One end portion of the rotating shaft 3c is attached to a turbine disk (not shown) of a turbine rotor (not shown) constituting the turbine portion 3a, and the other end portion of the rotating shaft 3c is connected to the compressor portion 3b.
  • a first valve V1 that is opened and closed by a controller (not shown) is connected in the middle of the first exhaust pipe L1.
  • a third valve V3 that is opened and closed by a controller (not shown) is connected to the outlet side of the compressor 3b.
  • the second supercharger 4 is driven by exhaust gas guided from the engine body 2 via the second exhaust pipe L2, and is driven by the turbine section 4a to pump outside air to the engine body 2.
  • the compressor unit 4b and a casing (not shown) that is provided between the turbine unit 4a and the compressor unit 4b and supports them are mainly configured.
  • a rotating shaft 4c having one end projecting toward the turbine section 4a and the other end projecting into the compressor section 4b is inserted into the casing.
  • One end portion of the rotating shaft 4c is attached to a turbine disk (not shown) of a turbine rotor (not shown) constituting the turbine portion 4a, and the other end portion of the rotating shaft 4c is connected to the compressor portion 4b. It is attached to a hub (not shown) of a compressor impeller (not shown).
  • a silencer (not shown) is arranged in the middle of the first supply pipe L4 and the second supply pipe L5 connected to the inlet side of the compressor units 3b, 4b, and the outside air that has passed through the silencer
  • the compressor sections 3b and 4b are guided to the compressor sections 3b and 4b, respectively.
  • An air cooler (intercooler) 9 and a surge tank (not shown) are connected in the middle of the first air supply pipe L4 and the second air supply pipe L5 connected to the outlet side of the compressor parts 3b and 4b.
  • the outside air that has passed through 3b and 4b is supplied to the air supply manifold 8 of the engine body 2 after passing through the air cooler 9 and the surge tank.
  • the power turbine 5 is rotationally driven by the exhaust gas extracted from the exhaust manifold 7 via the third exhaust pipe L3, and the steam turbine 10 is rotated by the steam generated by the exhaust gas economizer 11 being supplied. It is designed to be driven.
  • Exhaust gas from the turbine section 3a of the first supercharger 3 and the turbine section 4a of the second supercharger 4 is introduced into the exhaust gas economizer 11 via the sixth exhaust pipe L6.
  • the exhaust gas economizer 11 is introduced with exhaust gas discharged from the outlet side of the power turbine 5 through the seventh exhaust pipe L7.
  • the water supplied from the water supply pipe 23 is heated and evaporated by the heat of the introduced exhaust gas to generate steam.
  • the steam generated in the heat exchanging section 21 is introduced into the steam turbine 10 through the first steam pipe J1, and the steam that has finished work in the steam turbine 10 is discharged through the second steam pipe J2 and is not shown in the figure (recovery). Led to water).
  • the power turbine 5 and the steam turbine 10 are coupled in series to drive the turbine generator 25.
  • the rotating shaft 29 of the steam turbine 10 is connected to the turbine generator 25 via a reduction gear and a coupling (not shown), and the rotating shaft 27 of the power turbine 5 is connected to the rotating shaft of the steam turbine 10 via a reduction gear and a clutch 31 (not shown). 29.
  • a clutch that is engaged and disengaged at a predetermined rotational speed is used.
  • an SSS (Synchro-Self-Shifting) clutch is preferably used.
  • the third exhaust pipe L3 is provided with an exhaust gas amount adjusting valve 33 that controls the amount of gas introduced into the power turbine 5, and an emergency stop emergency shut-off valve 35 that shuts off the supply of exhaust gas to the power turbine 5 in an emergency. ing. Bypass to prevent supercharging (supercharging exceeding the optimum operating pressure of the engine) to the turbine parts 3a, 4a of the superchargers 3, 4 when the emergency stop emergency shutoff valve 35 is shut off.
  • the valve 34 is provided between the seventh exhaust pipe L7.
  • the first steam pipe J1 includes a steam amount adjusting valve 37 that controls the amount of steam introduced into the steam turbine 10 and an emergency stop emergency shut-off valve 39 that shuts off the supply of steam to the steam turbine 10 in an emergency. is set up.
  • the exhaust gas amount adjusting valve 33 and the steam amount adjusting valve 37 are controlled in opening degree by a turbine generator control device 43 described with reference to FIG.
  • the turbine generator 25 is driven using the exhaust energy of the exhaust gas (combustion gas) of the engine body 2 as power.
  • FIG. 2 shows a schematic configuration of a control device of a power generation system having the turbine generator 25 shown in FIG.
  • the turbine generator control device 43 shown in FIG. 2 constitutes a part of an inboard control device that controls the first supercharger 3 and the second supercharger 4.
  • the power generation system includes a plurality (two in this embodiment) of diesel engine generators 60 separately installed in the ship.
  • the turbine generator control device 43 receives a signal from the power sensor 45 that detects the output power of the turbine generator 25 and detects the rotation speed of the rotating shaft 29 of the steam turbine 10 as the rotation speed of the turbine generator 25.
  • a signal from the rotation sensor 49 is input.
  • An output signal from the diesel engine generator 60 and a signal from the inboard power consumption sensor 51 that detects inboard power consumption are input to the turbine generator control device 43.
  • the turbine generator control device 43 includes a load sharing control unit 53, a power turbine governor unit 55, a steam turbine governor unit 57, and a diesel engine generator 60 governor unit (not shown).
  • the load sharing control unit 53 determines the load sharing of the power turbine 5, the steam turbine 10, and the diesel engine generator 60 according to the onboard demand power.
  • the horizontal axis of FIG. 3 shows a percentage with respect to a rating of 100% of the onboard demand power.
  • a power turbine (PT) 5, a steam turbine (ST) 10, a first diesel engine generator (DG1) 60, and a second diesel engine generator (DG2) 60 are arranged from the bottom, respectively.
  • the vertical direction in the column of means the output.
  • the output control described below is an example, and in the present embodiment, it is assumed that the outputs of the power turbine 5, the steam turbine 10, and the diesel engine generator 60 have almost the same ability, but the systems having different setting outputs. In this case, the control standard of onboard power demand is changed as appropriate to optimize the load sharing.
  • the onboard demand power is 0 to 25%
  • the output of the steam turbine 10 is gradually increased as the inboard demand power is increased while the output of the power turbine 5 is minimized, or the inboard demand power is decreased.
  • the output of the steam turbine 10 is gradually reduced. In this way, the use of the steam turbine 10 preferentially eliminates the generation and dumping (discharge to the atmosphere) of surplus steam.
  • the inboard demand power is 25 to 50%
  • the outputs of the steam turbine 10 and the power turbine 5 are gradually increased as the inboard demand power increases, or the steam turbine 10 and the power turbine 5 are decreased as the inboard demand power decreases. Is gradually reduced.
  • the output of the power turbine 5 increases or decreases so as to compensate for the difference between the onboard demand power and the output of the steam turbine 10, and the generation and dumping of surplus steam and discharge (discharge to the condenser) are abolished. is doing.
  • the first diesel engine generator 60 starts up with a minimum output so as to supplement the onboard power demand. When the onboard power demand is 50 to 75%, the steam turbine 10 and the power turbine 5 output the rated output at a constant level. The output of the first diesel engine generator 60 is gradually increased as the inboard demand power increases, or the output of the first diesel engine generator 60 is gradually decreased as the inboard demand power decreases. Yes.
  • the steam turbine 10, the power turbine 5, and the first diesel engine generator 60 output the rated output at a constant level.
  • the output of the second diesel engine generator 60 is gradually increased as the inboard demand power increases, or the output of the second diesel engine generator 60 is gradually decreased as the inboard demand power decreases. Yes.
  • the output signal corresponding to the load factor determined as shown in FIG. 3 is output from the load sharing control unit 53 to the power turbine governor unit 55, the steam turbine governor unit 57, and the diesel engine. Each is output to the governor section for the generator 60.
  • the power turbine governor unit 55 is configured to control the turbine generator 25 based on a control function based on the set rotational speed droop control (proportional control) according to the output of the power turbine 5 instructed from the load sharing control unit 53.
  • a control signal is calculated based on the deviation from the actual rotation speed detected by the rotation sensor 49 so as to stabilize the rotation speed fluctuation at the target rotation speed. Then, the control signal is output to the exhaust gas amount adjusting valve 33, the opening degree of the exhaust gas amount adjusting valve 33 is controlled, and the exhaust gas flow rate supplied to the power turbine 5 is controlled.
  • the rotational speed droop control function is a function that calculates a control amount by applying a proportional gain to the deviation between the rotational speed target value and the current rotational speed that is actually controlled.
  • the steam turbine governor unit 57 also sets the rotational speed droop control (proportional control) according to the output burden ratio of the steam turbine 10 instructed from the load sharing control unit 53.
  • the control signal is calculated based on the deviation from the actual rotational speed detected by the rotation sensor 49 so that the rotational speed fluctuation of the turbine generator 25 is stabilized at the target rotational speed. .
  • the control signal is output to the steam amount adjusting valve 37, the opening amount of the steam amount adjusting valve 37 is controlled, and the steam amount supplied to the steam turbine 10 is controlled.
  • FIG. 4 represents the engine load of the engine body 2, and the vertical axis represents the scavenging pressure.
  • the first supercharger 3 is set so that only the second supercharger 4 is operated alone. Stop.
  • the first supercharger 3 and the second supercharger 4 are operated in parallel. That is, when the engine load is equal to or less than a predetermined value, the first valve V1 and the third valve V3 are closed by the controller, and the first supercharger 3 is not operated (operated). Is higher than the predetermined value A, the first valve V1 and the third valve V3 are opened by the controller so that the first supercharger 3 operates normally.
  • the controller automatically opens and closes the first valve V1 and the third valve V3 according to the engine load.
  • a change in scavenging pressure of a normal turbo compound system in which the number of operating turbochargers is not switched according to the engine load is indicated by a broken line L0.
  • the scavenging pressure increases linearly as the engine load increases.
  • the change in the scavenging pressure of the turbocharging system of the sequential supercharging system that switches the number of operating turbochargers according to the engine load as in the present embodiment is shown by a solid line L1.
  • the flow rate of the exhaust gas flowing into the second supercharger 4 increases accordingly, and the second supercharger is increased.
  • the scavenging pressure supplied from 4 to the engine body 2 increases. Therefore, the minimum turbo load that satisfies the minimum scavenging pressure Pmin at which the power turbine 5 can be started and the exhaust heat can be recovered starts from the point B on the broken line L0 indicating the normal turbo compound system. It moves to the low load side to the point C on the solid line L1 indicating the compound system, and the operable region of the power turbine 5 is expanded.
  • the minimum scavenging pressure at which the power turbine 5 can be started and the exhaust heat can be recovered is obtained from the pressure at which the power turbine 5 operates stably. Desired.
  • the output of the power turbine 5 is decreased according to the decrease in the onboard power demand (see FIG. 3). Then, since the amount of exhaust gas extracted from the exhaust manifold 7 decreases, the amount of exhaust gas flowing to the second supercharger 4 increases. As a result, the scavenging pressure further increases as indicated by the one-dot chain line L2 in FIG. Since the scavenging pressure is further increased in this way, the minimum engine load at which the power turbine 5 can be started moves from the point C to the point C ′ further toward the low load side, and the operable range of the power turbine 5 is further expanded. To do. Even if the engine body 2 is operated in a low load region, the scavenging pressure increases, so that the output or efficiency of the engine body 2 can be improved.
  • the turbo compound system and the operation method thereof According to the turbo compound system and the operation method thereof according to the present embodiment described above, the following operational effects can be obtained.
  • the first supercharger 3 When the engine load of the engine body 2 is in a low load region of a predetermined value A or less, the first supercharger 3 is stopped, so that the amount of exhaust gas flowing into the second supercharger 4 increases accordingly.
  • the scavenging pressure supplied from the second supercharger 4 to the engine body 2 will increase.
  • the power turbine 5 can be started and the minimum scavenging pressure Pmin is obtained so that the exhaust heat can be recovered. Therefore, the exhaust heat energy from the engine body 2 is effective as power (power generation amount). It is possible to recover the energy and to further save energy.
  • the scavenging pressure can be increased. Therefore, even if the engine main body 2 has a low load, the scavenging pressure can be increased and the output or efficiency of the engine main body 2 can be improved.
  • the output of the power turbine 5 is reduced so as to compensate for the difference between the output of the steam turbine 10 and the demand power.
  • the scavenging pressure is increased preferentially due to the decrease in the output of the power turbine 5, so that the output or efficiency of the engine body 2 can be improved.
  • the output of the power turbine 5 is reduced so as to compensate for the difference between the output of the steam turbine 10 and the demand power, and the output of the power turbine 5 is preferentially reduced over the steam turbine 10. Therefore, excessive reduction of the output of the steam turbine 10 can be reduced as much as possible. As a result, excessively reducing the output of the steam turbine 10 makes it possible to avoid surplus steam generated by the exhaust gas economizer 11 and release it to the outside (for example, a condenser), and effectively exhaust heat from the engine body 2 without waste. Can be recovered.
  • the present embodiment has been described with a configuration in which two exhaust turbine superchargers are provided, the present invention is not limited to this and may be three or more. Further, when the number of exhaust turbine superchargers is three or more, the number of exhaust turbine superchargers to be stopped when the engine main body 2 is low is not limited to one, and may be two or more.
  • the marine turbo compound system has been described. However, the marine turbo compound system can also be used as an onshore turbo compound system.

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Abstract

　省エネルギー性に優れ、出力ないし効率を向上させたターボコンパウンドシステムを提供することを目的とする。複数の排気タービン過給機（３，４）と、パワータービン（５）と、排ガスエコノマイザ（１１）によって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービン（１０）と、パワータービン（５）および蒸気タービン（１０）の回転軸に接続されたタービン発電機（２５）と、排気タービン過給機（３，４）、パワータービン（５）及び蒸気タービン（１０）の動作を制御する制御部とを備えたターボコンパウンドシステムにおいて、エンジン本体（２）の機関負荷が所定値以下である場合に、一方の排気タービン過給機（３）を停止させるとともに、エンジン本体（２）から抽気する排ガス量を減少させてパワータービン（５）の出力を減少させる。

Description

ターボコンパウンドシステムおよびその運転方法
　本発明は、舶用ディーゼル機関や陸上発電機用ディーゼル機関等を構成するエンジン本体から排出された排ガス（燃焼ガス）の排熱エネルギーを動力として回収するターボコンパウンドシステムおよびその運転方法に関するものである。
　従来より、ディーゼルエンジンに対して複数の過給機を設け、負荷に応じて過給機の運転台数を切り替える運転方法が知られている（例えば、下記特許文献１参照）。
特開昭６０－１６６７１６号公報
　一方、複数台の過給機に加えて、ディーゼルエンジンからの排ガスよって駆動されるパワータービン及び蒸気タービンをさらに搭載したターボコンパウンドシステムを構成し、排ガスエネルギーを発電出力として回収して省エネルギー性をさらに向上させる試みがなされている。
　しかしながら、複数台の過給機とパワータービン及び蒸気タービンとを搭載した場合に、省エネルギー性とエンジンの出力ないし効率の向上を両立させる運転システムや運転方法については検討されていない。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、省エネルギー性に優れ、エンジンの出力ないし効率を向上させたターボコンパウンドシステムを提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明のターボコンパウンドシステムおよびその運転方法は以下の手段を採用する。
　すなわち、本発明の第１の態様に係るターボコンパウンドシステムは、エンジン本体から導かれた排気ガスによって駆動される複数の排気タービン過給機と、これら排気タービン過給機の上流側から抽気された排ガスによって駆動されるパワータービンと、該パワータービンの回転軸に接続され、前記エンジン本体の排ガスを用いた排ガスボイラによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、前記パワータービンおよび前記蒸気タービンの回転軸に接続された発電機と、前記排気タービン過給機、前記パワータービン及び前記蒸気タービンの動作を制御する制御部とを備えたターボコンパウンドシステムにおいて、前記制御部は、前記エンジン本体の機関負荷が所定値以下である場合に、前記排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させるとともに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、前記エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させて前記パワータービンの出力を減少させる。
　エンジン本体の機関負荷が所定値以下の低負荷領域にある場合には、排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させる。少なくとも１台の排気タービン過給機を停止させるので、その分だけ、他の排気タービン過給機に流入する排ガス流量が増加して、他の排気タービン過給機からエンジン本体へと供給される掃気圧力（過給空気（外気）の圧力）が上昇することとなる。これにより、エンジン本体の低負荷領域でも、パワータービンが起動可能となり排熱回収可能となる最低掃気圧力が得られるので、エンジン本体からの排熱エネルギーを動力（発電量）として有効に回収することができ、さらなる省エネルギー化を図ることができる。
　さらに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させてパワータービンの出力を減少させるので、抽気する排ガス量を減少させることによって排気タービン過給機へと流れる排ガス量を増大させることで、掃気圧力を上昇させることができる。これにより、エンジン本体が低負荷であっても、掃気圧力を上昇させてエンジン本体の効率を向上させることができる。
　上記のようにパワータービンの出力を減少させても、排ガスボイラによって熱回収する蒸気タービンによって発電できるので、必要な発電出力を確保することができる。
　さらに、本発明の第１の態様に係るターボコンパウンドシステムでは、前記制御部は、需要電力が減少した場合に、前記蒸気タービンの出力と前記需要電力との差分を補うように、前記パワータービンの出力を減少させる。
　需要電力が減少した場合に、蒸気タービンの出力と需要電力との差分を補うように、パワータービンの出力を減少させることとした。これにより、パワータービンの出力減少による掃気圧力の上昇が優先的に行われるので、エンジン本体の効率の向上を実現することができる。
　需要電力が減少した場合であっても、蒸気タービンの出力と需要電力との差分を補うようにパワータービンの出力を減少させて、蒸気タービンよりもパワータービンを優先的に出力減少させるので、蒸気タービンの出力を過剰に減少させることを可及的に減らすことができる。これにより、蒸気タービンの出力を過剰に減少させることにより排ガスボイラで生成した蒸気が余剰となり、外部（例えばコンデンサ）へ放出することを回避でき、エンジン本体からの排熱を無駄なく有効に回収することができる。
　本発明の第２の態様にかかるターボコンパウンドシステムの運転方法は、エンジン本体から導かれた排気ガスによって駆動される複数の排気タービン過給機と、これら排気タービン過給機の上流側から抽気された排ガスによって駆動されるパワータービンと、該パワータービンの回転軸に接続され、前記エンジン本体の排ガスを用いた排ガスボイラによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、前記パワータービンおよび前記蒸気タービンの回転軸に接続された発電機と、前記排気タービン過給機、前記パワータービン及び前記蒸気タービンの動作を制御する制御部とを備えたターボコンパウンドシステムの運転方法において、前記制御部は、前記エンジン本体の機関負荷が所定値以下である場合に、前記排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させるとともに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、前記エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させて前記パワータービンの出力を減少させる。
　エンジン本体の機関負荷が所定値以下の低負荷領域にある場合には、排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させる。少なくとも１台の排気タービン過給機を停止させるので、その分だけ、他の排気タービン過給機に流入する排ガス流量が増加して、他の排気タービン過給機からエンジン本体へと供給される掃気圧力（過給空気（外気）の圧力）が上昇することとなる。これにより、エンジン本体の低負荷領域でも、パワータービンが起動可能となり排熱回収可能となる最低掃気圧力が得られるので、エンジン本体からの排熱エネルギーを動力（発電量）として有効に回収することができ、さらなる省エネルギー化を図ることができる。
　さらに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させてパワータービンの出力を減少させるので、抽気する排ガス量を減少させることによって排気タービン過給機へと流れる排ガス量を増大させることで、掃気圧力を上昇させることができる。これにより、エンジン本体が低負荷であっても、掃気圧力を上昇させてエンジン本体の効率を向上させることができる。
　上記のようにパワータービンの出力を減少させても、排ガスボイラによって熱回収する蒸気タービンによって発電できるので、必要な発電出力を確保することができる。
　本発明のターボコンパウンドシステムおよびその運転方法によれば、以下の作用効果を奏する。
　エンジン本体の機関負荷が所定値以下の低負荷領域にある場合に、排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させ、さらにエンジン本体から抽気する排ガス量を減少させてパワータービンの出力を減少させることとしたので、掃気圧力を上昇させた上でパワータービンの作動領域を大きくすることができ、省エネルギー性を向上させるだけでなく、エンジン本体の効率をも向上させることができる。
本発明のターボコンパウンドシステムの一実施形態を示した概略構成図である。 図１に示したタービン発電機を有する発電システムの制御装置を示した概略構成図である。 船内需要電力に対する負荷分担を示したグラフである。 本発明のターボコンパウンドシステム一実施形態の効果を説明するグラフである。
　以下に、本発明に係るターボコンパウンドシステムおよびその運転方法の一実施形態について、図面を参照して説明する。
　図１に示すように、本実施形態に係る舶用ディーゼル機関１は、ディーゼルエンジン本体（例えば、低速２サイクルディーゼル機関）２と、第１排気タービン過給機（主排気タービン過給機）３と、第２排気タービン過給機（副排気タービン過給機）４と、パワータービン５と、蒸気タービン１０と、これらパワータービン５及び蒸気タービン１０に対して接続されたタービン発電機２５とを備えている。
　ディーゼルエンジン本体（以下「エンジン本体」という。）２を構成するクランク軸（図示せず）には、プロペラ軸（図示せず）を介してスクリュープロペラ（図示せず）が直接的または間接的に取り付けられている。エンジン本体２には、シリンダライナ（図示せず）、シリンダカバー（図示せず）等からなるシリンダ部６が設けられており、各シリンダ部６内には、クランク軸と連結されたピストン（図示せず）が配置されている。さらに、各シリンダ部６の排気ポート（図示せず）は、排気マニホールド７と接続されている。排気マニホールド７は、第１排気管Ｌ１を介して第１排気タービン過給機（以下「第１過給機」という。）３のタービン部３ａの入口側と接続され、第２排気管Ｌ２を介して第２排気タービン過給機（以下「第２過給機」という。）４のタービン部４ａの入口側と接続されているとともに、第３排気管Ｌ３を介してパワータービン５の入口側と接続されている。一方、各シリンダ部６の給気ポート（図示せず）は、給気マニホールド８と接続されており、給気マニホールド８は、第１給気管Ｌ４を介して第１過給機３のコンプレッサ部３ｂと接続され、第２給気管Ｌ５を介して第２過給機４のコンプレッサ部４ｂと接続されている。
　第１過給機３は、第１排気管Ｌ１を介してエンジン本体２から導かれた排ガス（燃焼ガス）によって駆動されるタービン部３ａと、このタービン部３ａにより駆動されてエンジン本体２に外気を圧送するコンプレッサ部３ｂと、これらタービン部３ａとコンプレッサ部３ｂとの間に設けられてこれらを支持するケーシング（図示せず）とを主たる要素として構成されたものである。
　ケーシングには、一端部をタービン部３ａ側に突出させ、他端部をコンプレッサ部３ｂに突出させた回転軸３ｃが挿通されている。回転軸３ｃの一端部は、タービン部３ａを構成するタービン・ロータ（図示せず）のタービン・ディスク（図示せず）に取り付けられており、回転軸３ｃの他端部は、コンプレッサ部３ｂを構成するコンプレッサ羽根車（図示せず）のハブ（図示せず）に取り付けられている。
　第１排気管Ｌ１の途中には、図示しない制御器によって開閉される第１バルブＶ１が接続されている。コンプレッサ３ｂの出口側には、図示しない制御器によって開閉される第３バルブＶ３が接続されている。
　第２過給機４は、第２排気管Ｌ２を介してエンジン本体２から導かれた排気ガスによって駆動されるタービン部４ａと、このタービン部４ａにより駆動されてエンジン本体２に外気を圧送するコンプレッサ部４ｂと、これらタービン部４ａとコンプレッサ部４ｂとの間に設けられてこれらを支持するケーシング（図示せず）とを主たる要素として構成されたものである。
　ケーシングには、一端部をタービン部４ａ側に突出させ、他端部をコンプレッサ部４ｂに突出させた回転軸４ｃが挿通されている。回転軸４ｃの一端部は、タービン部４ａを構成するタービン・ロータ（図示せず）のタービン・ディスク（図示せず）に取り付けられており、回転軸４ｃの他端部は、コンプレッサ部４ｂを構成するコンプレッサ羽根車（図示せず）のハブ（図示せず）に取り付けられている。
　コンプレッサ部３ｂ，４ｂの入口側に接続された第１給気管Ｌ４および第２給気管Ｌ５の途中には、消音器（図示せず）がそれぞれ配置されており、この消音器を通過した外気が、コンプレッサ部３ｂ，４ｂにそれぞれ導かれるようになっている。コンプレッサ部３ｂ，４ｂの出口側に接続された第１給気管Ｌ４および第２給気管Ｌ５の途中には、空気冷却器（インタークーラ）９や図示しないサージタンク等が接続されており、コンプレッサ部３ｂ，４ｂを通過した外気は、これら空気冷却器９やサージタンク等を通過した後、エンジン本体２の給気マニホールド８に供給されるようになっている。
　パワータービン５は、第３排気管Ｌ３を介して排気マニホールド７から抽気された排ガスによって回転駆動されるようになっており、蒸気タービン１０は、排ガスエコノマイザ１１によって生成された蒸気が供給されて回転駆動されるようになっている。
　この排ガスエコノマイザ１１には、第１過給機３のタービン部３ａおよび第２過給機４のタービン部４ａからの排ガスが第６排気管Ｌ６を介して導入される。さらに、排ガスエコノマイザ１１には、パワータービン５の出口側から第７排気管Ｌ７を介して排出される排ガスが導入される。排ガスエコノマイザ１１の熱交換部２１では、導入された排ガスの熱によって給水管２３から供給された水が加熱・蒸発されて蒸気が発生する。熱交換部２１で生成された蒸気は第１蒸気管Ｊ１を介して蒸気タービン１０に導入され、この蒸気タービン１０で仕事を終えた蒸気は第２蒸気管Ｊ２によって排出されて図示しないコンデンサ（復水器）に導かれる。
　パワータービン５と蒸気タービン１０とは直列に結合されてタービン発電機２５を駆動するようになっている。蒸気タービン１０の回転軸２９は図示しない減速機およびカップリングを介してタービン発電機２５に接続され、パワータービン５の回転軸２７は図示しない減速機およびクラッチ３１を介して蒸気タービン１０の回転軸２９と連結されている。クラッチ３１としては、所定の回転数にて嵌脱されるクラッチが用いられ、例えばＳＳＳ（Ｓｙｎｃｈｒｏ－Ｓｅｌｆ－Ｓｈｉｆｔｉｎｇ）クラッチが好適に用いられる。
　第３排気管Ｌ３には、パワータービン５に導入するガス量を制御する排ガス量調整弁３３と、非常時にパワータービン５への排ガスの供給を遮断する非常停止用緊急遮断弁３５とが設けられている。非常停止用緊急遮断弁３５が遮断したときに、各過給機３，４のタービン部３ａ，４ａへの過過給（エンジンの最適運転圧力を超えての過給）を防止するためにバイパス弁３４が第７排気管Ｌ７との間に設けられている。
　さらに、第１蒸気管Ｊ１には、蒸気タービン１０に導入する蒸気量を制御する蒸気量調整弁３７と、非常時に蒸気タービン１０への蒸気の供給を遮断する非常停止用緊急遮断弁３９とが設置されている。
　上述の排ガス量調整弁３３および蒸気量調整弁３７は、図２を用いて説明するタービン発電機制御装置４３によって、その開度が制御される。
　以上のようにタービン発電機２５は、エンジン本体２の排ガス（燃焼ガス）の排気エネルギーを動力として駆動されるようになっている。
　図２には、図１に示したタービン発電機２５を有する発電システムの制御装置の概略構成が示されている。
　図２に示したタービン発電機制御装置４３は、第１過給機３及び第２過給機４を制御する船内制御装置の一部を構成する。
　発電システムは、タービン発電機２５に加え、船内に別途設置された複数（本実施形態では２台）のディーゼルエンジン発電機６０を備えている。
　タービン発電機制御装置４３には、タービン発電機２５の出力電力を検出する電力センサ４５からの信号が入力され、タービン発電機２５の回転速度として蒸気タービン１０の回転軸２９の回転速度を検出する回転センサ４９からの信号が入力されている。タービン発電機制御装置４３には、ディーゼルエンジン発電機６０からの出力信号と、船内消費電力を検出する船内消費電力センサ５１からの信号とが入力されている。
　タービン発電機制御装置４３は、負荷分担制御部５３と、パワータービン用ガバナー部５５と、蒸気タービン用ガバナー部５７と、ディーゼルエンジン発電機６０用ガバナー部（図示せず）とを備えている。
　負荷分担制御部５３では、図３に示すように、船内需要電力に応じて、パワータービン５、蒸気タービン１０及びディーゼルエンジン発電機６０の負荷分担を決定する。
　図３の横軸は、船内需要電力の定格１００％に対する百分率を示している。縦軸方向には、下からパワータービン（ＰＴ）５，蒸気タービン（ＳＴ）１０，第１ディーゼルエンジン発電機（ＤＧ１）６０、第２ディーゼルエンジン発電機（ＤＧ２）６０が並べられており、それぞれの欄の縦方向は出力を意味する。以下に説明する出力制御は一例であり、本実施形態ではパワータービン５、蒸気タービン１０、ディーゼルエンジン発電機６０の出力がほぼ同等の能力を有する構成を想定しているが、設定出力が異なるシステムにおいては、船内需要電力の制御基準を適宜変更し、負荷分担の最適化を図ることになる。
　船内需要電力が０～２５％の場合、パワータービン５の出力を最小に抑えつつ、船内需要電力の増大に応じて蒸気タービン１０の出力が漸次増大され、或いは、船内需要電力の減少に応じて蒸気タービン１０の出力が漸次減少されるようになっている。このように、優先的に蒸気タービン１０を用いることとして、余剰蒸気の生成およびダンプ（大気への放出）を廃止している。
　船内需要電力が２５～５０％の場合、船内需要電力の増大に応じて蒸気タービン１０及びパワータービン５の出力が漸次増大され、或いは、船内需要電力の減少に応じて蒸気タービン１０及びパワータービン５の出力が漸次減少されるようになっている。この場合、パワータービン５の出力は、船内需要電力と蒸気タービン１０の出力との差分を補うように増大ないし減少するようになっており、余剰蒸気の生成およびダンプ（コンデンサへの放出）を廃止している。船内需要電力を補うように、第１ディーゼルエンジン発電機６０が最小出力で立ち上がる。
　船内需要電力が５０～７５％の場合、蒸気タービン１０及びパワータービン５は定格出力を一定に出力する。船内需要電力の増大に応じて第１ディーゼルエンジン発電機６０の出力が漸次増大され、或いは、船内需要電力の減少に応じて第１ディーゼルエンジン発電機６０の出力が漸次減少されるようになっている。
　船内需要電力が７５～１００％の場合、蒸気タービン１０及びパワータービン５並びに第１ディーゼルエンジン発電機６０は定格出力を一定に出力する。船内需要電力の増大に応じて第２ディーゼルエンジン発電機６０の出力が漸次増大され、或いは、船内需要電力の減少に応じて第２ディーゼルエンジン発電機６０の出力が漸次減少されるようになっている。
　図３に示したように決定された負荷率に応じた出力信号が、図２に示したように、負荷分担制御部５３からパワータービン用ガバナー部５５、蒸気タービン用ガバナー部５７、及びディーゼルエンジン発電機６０用ガバナー部にそれぞれ出力される。
　パワータービン用ガバナー部５５は、負荷分担制御部５３から指示されたパワータービン５の出力に応じて、設定されている回転数ドループ制御（比例制御）による制御関数に基づいて、タービン発電機２５の回転速度変動に対して目標回転速度に安定させるように、回転センサ４９で検出される実回転速度との偏差を基に制御信号が算出される。そして、該制御信号が排ガス量調整弁３３に出力され、排ガス量調整弁３３の開度が制御されてパワータービン５に供給される排ガス流量が制御される。この回転数ドループ制御関数とは、回転速度目標値と実際に制御された現在の回転速度との偏差に比例ゲインをかけることにより制御量を演算する関数である。
　蒸気タービン用ガバナー部５７においても、パワータービン用ガバナー部５５と同様に、負荷分担制御部５３から指示された蒸気タービン１０の出力負担割合に応じて、設定されている回転数ドループ制御（比例制御）による制御関数に基づいて、タービン発電機２５の回転速度変動に対して目標回転速度に安定させるように、回転センサ４９で検出される実回転速度との偏差を基に制御信号が算出される。そして、該制御信号が蒸気量調整弁３７に出力され、該蒸気量調整弁３７の開度が制御されて蒸気タービン１０に供給される蒸気量が制御されるようになっている。
　次に、図４を用いて、上記構成のターボコンパウンドシステムの運転方法について説明する。
　図４の横軸はエンジン本体２の機関負荷を示し、縦軸は掃気圧力を示す。
　同図に示されているように、エンジン本体２の機関負荷が所定値Ａ以下の低負荷領域の場合には、第２過給機４のみを単独運転するように第１過給機３を停止させる。そして、エンジン本体２の機関負荷が所定値Ａよりも高い場合には、第１過給機３と第２過給機４とを並列運転させる。すなわち、機関負荷が所定値以下の場合には、制御器によって第１バルブＶ１および第３バルブＶ３が閉塞されて、第１過給機３が作動（運転）しないようになっており、機関負荷が所定値Ａよりも高い場合には、制御器によって第１バルブＶ１および第３バルブＶ３が開放されて、第１過給機３が通常運転するようになっている。第１バルブＶ１および第３バルブＶ３の開閉は、機関負荷に応じて制御器が自動的に行っている。
　図４には、機関負荷に応じて過給機の運転台数の切替えを行わない通常のターボコンパウンドシステムの掃気圧力の変化が破線Ｌ０にて示されている。同図に示されているように、機関負荷が増大するにつれて線形的に掃気圧力が増大するようになっている。
　これに対して、本実施形態のように機関負荷に応じて過給機の運転台数の切替えを行うシーケンシャル過給方式のターボコンパウンドシステムの掃気圧力の変化が実線Ｌ１にて示されている。同図に示されているように、低負荷領域では、第１過給機３を停止させるので、その分だけ第２過給機４に流入する排ガス流量が増加して、第２過給機４からエンジン本体２へと供給される掃気圧力が上昇する。したがって、パワータービン５が起動可能となり排熱回収可能となる最低掃気圧力Ｐｍｉｎを満たす最小機関負荷が、通常のターボコンパウンドシステムを示す破線Ｌ０上のＢ点から、本実施形態のシーケンシャル過給方式ターボコンパウンドシステムを示す実線Ｌ１上のＣ点へと低負荷側に移動し、パワータービン５の運転可能領域が拡大する。パワータービン５が起動可能となり排熱回収可能となる最低掃気圧力は、パワータービン５が安定的に動作する圧力から得られ、例えば、クラッチ３１（図１参照）が嵌脱する回転数を基準として求められる。
　そして、本実施形態では、船内需要電力の減少に応じて（図３参照）、パワータービン５の出力が減少させられる。すると、排気マニホールド７から抽気される排ガス量が減少するので、第２過給機４へと流れる排ガス量が増大する。これにより、図４の一点鎖線Ｌ２で示すように、掃気圧力がさらに上昇する。このように掃気圧力がさらに上昇するので、パワータービン５が起動可能となる最小機関負荷がＣ点からＣ’点へとさらに低負荷側へと移動し、パワータービン５の運転可能領域がさらに拡大する。エンジン本体２が低負荷領域で運転されていても、掃気圧力が増大するので、エンジン本体２の出力ないし効率を向上させることができる。
　上述した本実施形態にかかるターボコンパウンドシステムおよびその運転方法によれば、以下の作用効果を奏する。
　エンジン本体２の機関負荷が所定値Ａ以下の低負荷領域にある場合には、第１過給機３を停止させるので、その分だけ第２過給機４に流入する排ガス流量が増加して、第２過給機４からエンジン本体２へと供給される掃気圧力が上昇することとなる。これにより、エンジン本体２の低負荷領域でも、パワータービン５が起動可能となり排熱回収可能となる最低掃気圧力Ｐｍｉｎが得られるので、エンジン本体２からの排熱エネルギーを動力（発電量）として有効に回収することができ、さらなる省エネルギー化を図ることができる。
　さらに、エンジン本体２から抽気する排ガス量を減少させてパワータービン５の出力を減少させるので、抽気する排ガス量を減少させることによって第２過給機４へと流れる排ガス量を増大させることで、掃気圧力を上昇させることができる。これにより、エンジン本体２が低負荷であっても、掃気圧力を上昇させてエンジン本体２の出力ないし効率を向上させることができる。
　パワータービン５の出力を減少させても、排ガスエコノマイザ１１によって熱回収する蒸気タービン１０によって発電できるので、必要な発電出力を確保することができる。
　需要電力が減少した場合に、蒸気タービン１０の出力と需要電力との差分を補うように、パワータービン５の出力を減少させることとした。これにより、パワータービン５の出力減少による掃気圧力の上昇が優先的に行われるので、エンジン本体２の出力ないし効率の向上を実現することができる。
　需要電力が減少した場合であっても、蒸気タービン１０の出力と需要電力との差分を補うようにパワータービン５の出力を減少させて、蒸気タービン１０よりもパワータービン５を優先的に出力減少させるので、蒸気タービン１０の出力を過剰に減少させることを可及的に減らすことができる。これにより、蒸気タービン１０の出力を過剰に減少させることにより排ガスエコノマイザ１１で生成した蒸気が余剰となり、外部（例えばコンデンサ）へ放出することを回避でき、エンジン本体２からの排熱を無駄なく有効に回収することができる。
　本実施形態では、排気タービン過給機を２台とした構成で説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、３台以上としても良い。また、排気タービン過給機を３台以上とする場合、エンジン本体２の低負荷時に停止させる排気タービン過給機は１台に限らず、２台以上であっても良い。
　本実施形態では、舶用のターボコンパウンドシステムについて説明したが、陸上用のターボコンパウンドシステムとしても用いることができる。
１　　舶用ディーゼル機関
２　　エンジン本体
３　　第１過給機（排気タービン過給機）
４　　第２過給機（排気タービン過給機）
５　　パワータービン
１０　　蒸気タービン
１１　　排ガスエコノマイザ（排ガスボイラ）
２５　　タービン発電機

Claims (3)

  1. 　エンジン本体から導かれた排気ガスによって駆動される複数の排気タービン過給機と、
    　これら排気タービン過給機の上流側から抽気された排ガスによって駆動されるパワータービンと、
    　該パワータービンの回転軸に接続され、前記エンジン本体の排ガスを用いた排ガスボイラによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、
    　前記パワータービンおよび前記蒸気タービンの回転軸に接続された発電機と、
    　前記排気タービン過給機、前記パワータービン及び前記蒸気タービンの動作を制御する制御部と、
    を備えたターボコンパウンドシステムにおいて、
    　前記制御部は、前記エンジン本体の機関負荷が所定値以下である場合に、前記排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させるとともに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、前記エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させて前記パワータービンの出力を減少させるターボコンパウンドシステム。
  2. 　前記制御部は、需要電力が減少した場合に、前記蒸気タービンの出力と前記需要電力との差分を補うように、前記パワータービンの出力を減少させる請求項１に記載のターボコンパウンドシステム。
  3. 　エンジン本体から導かれた排気ガスによって駆動される複数の排気タービン過給機と、
    　これら排気タービン過給機の上流側から抽気された排ガスによって駆動されるパワータービンと、
    　該パワータービンの回転軸に接続され、前記エンジン本体の排ガスを用いた排ガスボイラによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、
    　前記パワータービンおよび前記蒸気タービンの回転軸に接続された発電機と、
    　前記排気タービン過給機、前記パワータービン及び前記蒸気タービンの動作を制御する制御部と、
    を備えたターボコンパウンドシステムの運転方法において、
    　前記制御部は、前記エンジン本体の機関負荷が所定値以下である場合に、前記排気タービン過給機のうちの少なくとも１台を停止させるとともに、船内需要電力がターボコンパウンドシステムの可能な最大発電出力よりも小さいときには、前記エンジン本体から抽気する排ガス量を減少させて前記パワータービンの出力を減少させるターボコンパウンドシステムの運転方法。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014084853A (ja) * 2012-10-26 2014-05-12 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関システムおよびこれを備えた船舶ならびに内燃機関システムの運転方法
CN114352402A (zh) * 2022-01-17 2022-04-15 中船重工(重庆)西南装备研究院有限公司 一种增压器自适应控制系统

Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4934468B2 (ja) 2006-11-17 2012-05-16 古河電気工業株式会社 電線の端子圧着装置及び電線の端子圧着方法
JP5185910B2 (ja) * 2009-10-16 2013-04-17 三菱重工業株式会社 ミラーサイクルエンジン
US9166303B2 (en) 2011-08-15 2015-10-20 Dmc Power, Inc. Full tension swaged connector for reinforced cable
WO2014022208A1 (en) * 2012-08-01 2014-02-06 Borgwarner Inc. System and method of using a turbo alternator in an exhaust gas system to generate power
KR101449141B1 (ko) * 2012-11-07 2014-10-08 현대자동차주식회사 차량의 폐열 회수 시스템을 이용한 터보장치
JP5571151B2 (ja) * 2012-11-09 2014-08-13 三菱重工業株式会社 船舶推進装置、船舶、及び船舶推進方法
CN102966428A (zh) * 2012-11-12 2013-03-13 上海交通大学 船用发动机外围气路系统
GB2508866B (en) * 2012-12-13 2020-05-20 Bowman Power Group Ltd Turbogenerator system and method
JP5563052B2 (ja) * 2012-12-14 2014-07-30 三菱重工業株式会社 排熱回収システム及び排熱回収方法
GB2509103B (en) 2012-12-20 2020-05-06 Bowman Power Group Ltd Method and apparatus for controlling a turbogenerator system
KR101366469B1 (ko) 2013-04-24 2014-02-25 현대중공업 주식회사 내연기관 시스템
KR200490813Y1 (ko) 2017-07-31 2020-01-17 (주) 봄날애 의료용 침대의 보조난간장치
CN108757164A (zh) * 2018-07-10 2018-11-06 福州大学 提高发动机废气涡轮发电效率的装置及方法

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60166716A (ja) 1984-02-08 1985-08-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd デイ−ゼルエンジンの過給機切換運転方法
JPS61113196U (ja) * 1984-12-28 1986-07-17
JPS61244806A (ja) * 1985-04-19 1986-10-31 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 発電システム
JPS63183225A (ja) * 1987-01-22 1988-07-28 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd パワ−タ−ビン付デイ−ゼル機関の運転方法
JPS63302138A (ja) * 1987-05-16 1988-12-09 エム・アー・エヌ・‐ベー・ウント・ヴエー・デイーゼル・ゲゼルシヤフト・ミツト・ベシユレンクテル・ハフツング 燃焼機関設備
JPH01195924A (ja) * 1987-09-01 1989-08-07 Man B & W Diesel Gmbh 内燃機関設備
JPH03164526A (ja) * 1989-12-19 1991-07-16 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 複合内燃機関
WO2008135059A1 (en) * 2007-05-03 2008-11-13 Man Diesel Filial Af Man Diesel Se, Tyskland Large supercharged diesel engine with scr reactor

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH081133B2 (ja) * 1989-09-01 1996-01-10 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジンの過給圧制御装置
JPH09256814A (ja) * 1996-03-22 1997-09-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ディーゼル機関プラント
JP4797946B2 (ja) * 2006-11-22 2011-10-19 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の過給機制御装置

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60166716A (ja) 1984-02-08 1985-08-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd デイ−ゼルエンジンの過給機切換運転方法
JPS61113196U (ja) * 1984-12-28 1986-07-17
JPS61244806A (ja) * 1985-04-19 1986-10-31 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 発電システム
JPS63183225A (ja) * 1987-01-22 1988-07-28 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd パワ−タ−ビン付デイ−ゼル機関の運転方法
JPS63302138A (ja) * 1987-05-16 1988-12-09 エム・アー・エヌ・‐ベー・ウント・ヴエー・デイーゼル・ゲゼルシヤフト・ミツト・ベシユレンクテル・ハフツング 燃焼機関設備
JPH01195924A (ja) * 1987-09-01 1989-08-07 Man B & W Diesel Gmbh 内燃機関設備
JPH03164526A (ja) * 1989-12-19 1991-07-16 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 複合内燃機関
WO2008135059A1 (en) * 2007-05-03 2008-11-13 Man Diesel Filial Af Man Diesel Se, Tyskland Large supercharged diesel engine with scr reactor

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2492458A4 *

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014084853A (ja) * 2012-10-26 2014-05-12 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関システムおよびこれを備えた船舶ならびに内燃機関システムの運転方法
CN114352402A (zh) * 2022-01-17 2022-04-15 中船重工(重庆)西南装备研究院有限公司 一种增压器自适应控制系统
CN114352402B (zh) * 2022-01-17 2024-05-28 中船重工(重庆)西南装备研究院有限公司 一种增压器自适应控制系统

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Publication number Publication date
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EP2492458A4 (en) 2015-06-03
KR101234466B1 (ko) 2013-02-18
JP2011089488A (ja) 2011-05-06
EP2492458A1 (en) 2012-08-29

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