WO2019177108A1 - 舶用エンジン - Google Patents

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WO2019177108A1
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piston
stress
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dead center
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裕 増田
義幸 梅本
俊彦 志水
崇弘 瀧本
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IHI Corp
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    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels

Definitions

  • torsional vibrations occur when an excitation force is applied from a piston to a rotating shaft system such as a crankshaft. If the engine speed is included in the resonance generation range, the rotation shaft system may resonate. Therefore, a bird range including the resonance generation range may be set. When the engine speed enters the bird range, the engine output is automatically controlled so that the engine speed deviates from the bird range. Since navigation in the bird range cannot be maintained, operability is reduced.
  • Patent Document 1 discloses a technique for adjusting the fuel injection timing or the fuel injection period so as to reduce the excitation torque component in the vicinity of the resonance point of the torsional vibration of the crankshaft.
  • the present disclosure aims to provide a marine engine capable of suppressing the resonance stress of torsional vibration of the rotating shaft system while suppressing a decrease in thermal efficiency.
  • a marine engine is configured such that when the piston and the engine speed are included in a preset resonance generation range, the top dead center position of the piston is set to the bottom dead center side.
  • a compression ratio control unit that performs a descending process to be moved to
  • the compression ratio control unit may control the top dead center position of the piston so that the torsional stress of the crankshaft approaches the allowable stress of the crankshaft when the engine speed is included in the resonance generation range.
  • the marine engine includes a detection unit that detects rotation fluctuation of the crankshaft, and the compression ratio control unit feeds back the top dead center position of the piston so that the torsional stress specified from the detected rotation fluctuation approaches the allowable stress. You may control.
  • the marine engine of the present disclosure it is possible to suppress the resonance stress of torsional vibration of the rotating shaft system while suppressing a decrease in thermal efficiency.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram showing the overall configuration of a marine engine.
  • FIG. 2 is an extraction diagram in which a connecting portion between the piston rod and the crosshead pin is extracted.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of the marine engine.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the bird range.
  • FIG. 5A is a diagram for explaining the relationship between the torque acting on the crankshaft and the compression ratio.
  • FIG.5 (b) is a figure which shows the result of having carried out the harmonic analysis of the fluctuation
  • FIG. 6 is a diagram for explaining changes in the cylinder internal pressure.
  • FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the descending process by the compression ratio control unit.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram showing the overall configuration of the marine engine 100.
  • the marine engine 100 includes a cylinder 110, a piston 112, a piston rod 114, a cross head 116, a connecting rod 118, a crankshaft 120, a flywheel 122, a cylinder cover 124, An exhaust valve box 126, a combustion chamber 128, an exhaust valve 130, an exhaust valve driving device 132, an exhaust pipe 134, a scavenging reservoir 136, a cooler 138, a cylinder jacket 140, and a fuel injection valve 142 are included. Consists of.
  • a piston 112 is provided in the cylinder 110.
  • the piston 112 reciprocates in the cylinder 110.
  • One end of a piston rod 114 is attached to the piston 112.
  • a cross head pin 150 of the cross head 116 is connected to the other end of the piston rod 114.
  • the cross head 116 reciprocates together with the piston 112.
  • the movement of the cross head 116 in the left-right direction (direction perpendicular to the stroke direction of the piston 112) in FIG. 1 is restricted by the guide shoe 116a.
  • the crosshead pin 150 is pivotally supported by a crosshead bearing 118 a provided at one end of the connecting rod 118.
  • the cross head pin 150 supports one end of the connecting rod 118.
  • the other end of the piston rod 114 and one end of the connecting rod 118 are connected via a crosshead 116.
  • the other end of the connecting rod 118 is connected to the crankshaft 120.
  • the crankshaft 120 can rotate with respect to the connecting rod 118.
  • the crankshaft 120 rotates.
  • the flywheel 122 is attached to the crankshaft 120.
  • a rotation sensor Sa and a pulse counter Sb detection unit
  • the rotation sensor Sa detects the engine speed.
  • the pulse counter Sb detects the crank angle.
  • a plurality of projections are formed at predetermined intervals on the outer peripheral surface of the flywheel 122.
  • the rotation sensor Sa and the pulse counter Sb may detect the engine speed and the crank angle from the protrusion of the flywheel 122.
  • the cylinder cover 124 is provided at the upper end of the cylinder 110.
  • An exhaust valve box 126 is inserted into the cylinder cover 124. One end of the exhaust valve box 126 faces the piston 112.
  • An exhaust port 126 a opens at one end of the exhaust valve box 126.
  • the exhaust port 126 a opens to the combustion chamber 128.
  • the combustion chamber 128 is formed inside the cylinder 110 by being surrounded by the cylinder cover 124, the cylinder 110, and the piston 112.
  • the valve body of the exhaust valve 130 is located in the combustion chamber 128, the valve body of the exhaust valve 130 is located.
  • An exhaust valve driving device 132 is attached to the rod portion of the exhaust valve 130.
  • the exhaust valve driving device 132 is disposed in the exhaust valve box 126.
  • the exhaust valve driving device 132 moves the exhaust valve 130 in the stroke direction of the piston 112.
  • the exhaust valve 130 moves to the piston 112 side and opens, the exhaust gas after combustion generated in the cylinder 110 is exhausted from the exhaust port 126a. After exhaust, the exhaust valve 130 moves to the exhaust valve box 126 side, and the exhaust port 126a is closed.
  • the exhaust pipe 134 is attached to the exhaust valve box 126 and the supercharger C.
  • the inside of the exhaust pipe 134 communicates with the exhaust port 126a and the turbocharger C turbine.
  • the exhaust gas exhausted from the exhaust port 126a is supplied to the turbine (not shown) of the supercharger C through the exhaust pipe 134 and then exhausted to the outside.
  • the active gas is pressurized by the compressor (not shown) of the supercharger C.
  • the active gas is, for example, air.
  • the pressurized active gas is cooled by the cooler 138 in the scavenging reservoir 136.
  • the lower end of the cylinder 110 is surrounded by a cylinder jacket 140.
  • a scavenging chamber 140 a is formed inside the cylinder jacket 140. The active gas after cooling is pressed into the scavenging chamber 140a.
  • a scavenging port 110 a is provided on the lower end side of the cylinder 110.
  • the scavenging port 110a is a hole penetrating from the inner peripheral surface of the cylinder 110 to the outer peripheral surface.
  • a plurality of scavenging ports 110 a are provided in the circumferential direction of the cylinder 110 so as to be separated from each other.
  • the cylinder cover 124 is provided with a fuel injection valve 142.
  • the tip of the fuel injection valve 142 is directed to the combustion chamber 128 side.
  • the fuel injection valve 142 ejects liquid fuel (fuel oil) into the combustion chamber 128.
  • the liquid fuel burns, and the piston 112 reciprocates due to the expansion pressure.
  • FIG. 2 is an extraction diagram in which a connecting portion between the piston rod 114 and the crosshead pin 150 is extracted. As shown in FIG. 2, a flat portion 152 is formed on the outer peripheral surface of the cross head pin 150 on the piston 112 side. The plane portion 152 extends in a direction substantially perpendicular to the stroke direction of the piston 112.
  • a pin hole 154 is formed in the crosshead pin 150.
  • the pin hole 154 opens in the flat portion 152.
  • the pin hole 154 extends from the flat portion 152 to the crankshaft 120 side (lower side in FIG. 2) along the stroke direction.
  • a cover member 160 is provided on the flat portion 152 of the cross head pin 150. Cover member 160 is attached to flat portion 152 of crosshead pin 150 by fastening member 162. The cover member 160 covers the pin hole 154. The cover member 160 is provided with a cover hole 160a penetrating in the stroke direction.
  • the piston rod 114 has a large diameter part 114a and a small diameter part 114b.
  • the outer diameter of the large diameter portion 114a is larger than the outer diameter of the small diameter portion 114b.
  • the large diameter portion 114 a is formed at the other end of the piston rod 114.
  • the large diameter portion 114 a is inserted into the pin hole 154 of the cross head pin 150.
  • the small diameter portion 114b is formed on one end side of the piston rod 114 from the large diameter portion 114a.
  • the small diameter portion 114 b is inserted through the cover hole 160 a of the cover member 160.
  • the hydraulic chamber 154 a is formed inside the pin hole 154.
  • the pin hole 154 is partitioned in the stroke direction by the large diameter portion 114a.
  • the hydraulic chamber 154a is a space on the bottom surface 154b side of the pin hole 154 partitioned by the large diameter portion 114a.
  • An oil passage 156 opens on the bottom surface 154b.
  • the other end of the oil passage 156 opens to the outside of the cross head pin 150.
  • a hydraulic pipe 170 is connected to the other end of the oil passage 156.
  • a hydraulic pump 172 communicates with the hydraulic piping 170.
  • a check valve 174 is provided between the hydraulic pump 172 and the oil passage 156. The check valve 174 suppresses the flow of hydraulic oil from the oil passage 156 side to the hydraulic pump 172 side. The hydraulic oil is pressed into the hydraulic chamber 154a from the hydraulic pump 172 through the oil passage 156.
  • a branch pipe 176 is connected between the oil passage 156 and the check valve 174 in the hydraulic pipe 170.
  • the branch pipe 176 is provided with a switching valve 178.
  • the switching valve 178 is, for example, an electromagnetic valve. During the operation of the hydraulic pump 172, the switching valve 178 is closed. When the switching valve 178 is opened while the hydraulic pump 172 is stopped, the hydraulic oil is discharged from the hydraulic chamber 154a to the branch pipe 176 side. Of the switching valve 178, the side opposite to the oil passage 156 communicates with an oil tank (not shown). The discharged hydraulic oil is stored in the oil tank. The oil tank supplies hydraulic oil to the hydraulic pump 172.
  • the large diameter portion 114a slides on the inner peripheral surface of the pin hole 154 in the stroke direction according to the amount of hydraulic oil in the hydraulic chamber 154a. As a result, the piston rod 114 moves in the stroke direction.
  • the piston 112 moves integrally with the piston rod 114. Thus, the top dead center position of the piston 112 becomes variable.
  • the marine engine 100 includes a compression ratio variable mechanism V.
  • the compression ratio variable mechanism V includes the hydraulic chamber 154a and the large diameter portion 114a of the piston rod 114.
  • the compression ratio variable mechanism V makes the compression ratio variable by moving the top dead center position of the piston 112.
  • the space on the cover member 160 side in the pin hole 154 partitioned by the large diameter portion 114a may be a hydraulic chamber.
  • This hydraulic chamber may be used together with the hydraulic chamber 154a or may be used alone.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of the marine engine 100.
  • FIG. 3 mainly shows a configuration related to the control of the compression ratio variable mechanism V.
  • the marine engine 100 includes a control device 180.
  • the control device 180 is configured by an ECU (Engine Control Unit), for example.
  • the control device 180 includes a central processing unit (CPU), a ROM storing programs, a RAM as a work area, and the like, and controls the marine engine 100 as a whole.
  • the control device 180 functions as the compression ratio control unit 182.
  • the compression ratio control unit 182 controls the hydraulic pump 172 and the switching valve 178 to move the top dead center position of the piston 112. Specifically, the control device 180 receives a signal indicating the engine speed from the rotation sensor Sa. The control device 180 receives a signal indicating the crank angle from the pulse counter Sb. The compression ratio control unit 182 moves the piston 112 to the bottom dead center side when the engine speed indicated by the signal from the rotation sensor Sa is included in the preset resonance generation range. Perform the process.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the bird range A.
  • the horizontal axis represents the engine speed
  • the vertical axis represents the torsional stress acting on the rotating shaft system such as the crankshaft 120.
  • the rotating shaft system includes an allowable stress of torsional stress (allowable stress line ⁇ 1 in FIG. 4) and a limit stress (limit stress line ⁇ in FIG. 4) according to the engine speed. 2 ) is provided.
  • the allowable stress is a limit value of stress within a range that can be safely used.
  • the critical stress is the maximum stress that can be withstood without being discarded.
  • torsional vibration When torsional vibration is applied from the piston 112 to the rotating shaft system, torsional vibration occurs. At this time, if the rotating shaft system resonates, the torsional stress (high compression ratio torsional stress ⁇ a and low compression ratio torsional stress ⁇ b in FIG. 4) will extremely increase. Therefore, in a conventional marine engine, the torsional stress may exceed the allowable stress depending on the design.
  • a bird range A is provided.
  • the engine output is automatically controlled so that the engine speed deviates from the bird range A. Therefore, the torsional stress increase interval is shortened.
  • navigation in bird range A cannot be maintained, operability is reduced.
  • FIG. 5 (a) is a diagram for explaining the relationship between the torque acting on the crankshaft 120 and the compression ratio.
  • FIG.5 (b) is a figure which shows the result of having carried out the harmonic analysis of the fluctuation
  • 5A and 5B the vertical axis represents the torque acting on the crankshaft 120.
  • 5A and 5B the horizontal axis indicates the crank angle.
  • FIG. 5 (b) up to the third order component is shown, and the illustration after the fourth order component is omitted.
  • the amplitude decreases as the first-order component, second-order component, third-order component, and higher-order component. That is, the primary component has the largest influence on the amplitude in the variation of the torque of the analysis source shown in FIG.
  • the amplitude in the primary component is smaller in the case of the low compression ratio indicated by the broken line in FIG. 5B than in the case of the high compression ratio indicated by the solid line. This indicates that the excitation force (excitation torque) was suppressed by lowering the compression ratio.
  • the torsional stress due to torque fluctuation is also smaller in the case of a low compression ratio than in the case of a high compression ratio.
  • the compression ratio control unit 182 moves the piston 112 to the bottom dead center side when the engine speed indicated by the signal from the rotation sensor Sa is included in the preset resonance generation range. Perform the process.
  • the resonance generation range is, for example, a range of engine speed at which the torsional stress may exceed the allowable stress.
  • the bird range A shown in FIG. 4 is set as the resonance generation range.
  • a high compression ratio torsional stress ⁇ a is greater than allowable stress lines tau 1.
  • the compression ratio control unit 182 moves the top dead center position of the piston 112 to the bottom dead center side so that the torsional stress of the crankshaft 120 approaches the allowable stress of the crankshaft 120 (lowering process).
  • the crank angle is specified by the signal from the pulse counter Sb
  • the rotation fluctuation of the crankshaft 120 is specified from the fluctuation. That is, the pulse counter Sb functions as a detection unit that detects rotational fluctuation of the crankshaft 120.
  • the compression ratio control unit 182 derives the torsional stress from the rotation fluctuation detected by the pulse counter Sb. Then, the compression ratio control unit 182 feedback-controls the top dead center position of the piston 112 so that the torsional stress approaches the allowable stress.
  • torsional stress ⁇ a does not exceed the allowable stress lines tau 1
  • the top dead center position of the piston 112 is moved to the bottom dead center.
  • the torsional stress is positioned in the vicinity of the allowable stress line ⁇ 1 without being significantly lower than the allowable stress line ⁇ 1 by feedback control.
  • the compression ratio control unit 182 performs the descending process, the torsional stress can be suppressed even if resonance occurs. Therefore, the engine output does not need to be automatically controlled so that the engine speed deviates from the bird range A as described above. That is, since navigation in bird range A can be maintained, operability is improved.
  • the above feedback control prevents the piston 112 from moving to the bottom dead center side until it is unnecessary. That is, to the extent that torsional stress is the allowable stress lines tau 1 below, as much as possible compression ratio is maintained high. A reduction in thermal efficiency is suppressed by maintaining the compression ratio high.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining changes in the cylinder internal pressure.
  • the vertical axis indicates the cylinder internal pressure
  • the horizontal axis indicates the crank angle.
  • the cylinder internal pressure rises to the pressure P max-b as it is.
  • the torsional stress ⁇ a may exceed the allowable stress depending on the design.
  • valve closing timing of the exhaust valve 130 is retarded without the variable compression ratio mechanism V being provided.
  • the geometric compression ratio cannot be varied, but the theoretical compression ratio can be lowered.
  • the rotating shaft system is designed so as to avoid the normal range and become a low load range. Since the supercharger C does not function sufficiently in the low load region, the air in the scavenging chamber 140a is not sufficiently compressed. Therefore, the amount of air in the combustion chamber 128 tends to decrease. In such a situation, if the valve closing timing of the exhaust valve 130 is retarded, the amount of air in the combustion chamber 128 is further reduced and the thermal efficiency is deteriorated.
  • the compression ratio is lowered by the variable compression ratio mechanism V. Therefore, compared with the case where the fuel injection timing and the closing timing of the exhaust valve 130 are controlled to be retarded, the reduction in thermal efficiency is suppressed. It becomes possible to suppress the resonance stress of torsional vibration of the rotating shaft system.
  • FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the descending process by the compression ratio control unit 182. The process shown in FIG. 7 is repeatedly executed at a predetermined cycle.
  • the compression ratio control unit 182 determines whether or not the engine speed is included in the resonance generation range. If included in the resonance generation range, the process proceeds to S202. If it is not included in the resonance generation range, the descent process is terminated.
  • the compression ratio control unit 182 derives the torsional stress from the rotation fluctuation detected by the pulse counter Sb.
  • the compression ratio control unit 182 feedback-controls the top dead center position of the piston 112 so that the torsional stress approaches the allowable stress within a range not exceeding the allowable stress, and ends the descending process.
  • the two-cycle type, uniflow scavenging type, crosshead type marine engine 100 has been described as an example.
  • the type of engine is not limited to the two-cycle type, the uniflow scavenging type, and the crosshead type. Any marine engine may be used.
  • liquid fuel for example, gaseous fuel may be used.
  • a gaseous fuel injection valve is provided in the vicinity of the scavenging port 110 a or in a portion of the cylinder 110 from the scavenging port 110 a to the cylinder cover 124.
  • the fuel gas is injected from the gaseous fuel injection valve and then flows into the cylinder 110.
  • the fuel injection valve 142 When a small amount of liquid fuel is injected from the fuel injection valve 142, the mixture of fuel gas and active gas is ignited and burned by the combustion heat.
  • the fuel gas is gasified from LNG, LPG (liquefied petroleum gas), light oil, heavy oil and the like.
  • the marine engine 100 may be, for example, a dual fuel type that selectively uses gaseous fuel and liquid fuel.
  • the compression ratio control unit 182 controls the piston 112 so that the torsional stress of the crankshaft 120 approaches the allowable stress of the crankshaft 120 when the engine speed is included in the resonance generation range.
  • the case where the dead center position is controlled has been described.
  • the compression ratio control unit 182 may perform a descent process that moves the top dead center position of the piston 112 to the bottom dead center side at least when the engine speed is included in the resonance generation range.
  • the compression ratio control unit 182 feedback-controls the top dead center position of the piston 112 so that the torsional stress specified from the detected rotational fluctuation approaches the allowable stress.
  • the feedback control may not be performed.
  • the compression ratio control unit 182 performs the descending process when the engine speed indicated by the signal from the rotation sensor Sa is included in the preset resonance generation range.
  • the compression ratio control unit 182 may use other parameters that are roughly linked to the engine speed instead of the engine speed. In any case, when the engine speed is included in the preset resonance generation range, the descending process may be performed.
  • the compression ratio variable mechanism V may have any configuration as long as the compression ratio can be changed by changing the top dead center position of the piston 112. Good.
  • a hydraulic pressure generator as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2016-212462 may be provided.
  • This disclosure can be used for marine engines.

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Abstract

舶用エンジン１００は、ピストンと、エンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、ピストンの上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行する圧縮比制御部１８２と、を備える。幾何学的な圧縮比を下げることから、燃料噴射タイミングや排気弁の閉弁タイミングを遅角制御する場合に比べて、熱効率の低下を抑えつつ、回転軸系の捩り振動の共振応力を抑制することが可能となる。

Description

舶用エンジン
　本開示は、舶用エンジンに関する。本出願は２０１８年３月１６日に提出された日本特許出願第２０１８－０５０００４号に基づく優先権の利益を主張するものであり、その内容は本出願に援用される。
　舶用エンジンでは、クランクシャフトなどの回転軸系にピストンから起振力が加わると、捩り振動が生じる。エンジン回転数が共振発生範囲に含まれると、回転軸系が共振するおそれがある。そのため、共振発生範囲を含むバードレンジが設定されることがある。エンジン回転数がバードレンジに入ると、エンジン回転数がバードレンジから外れるように、エンジン出力が自動制御される。バードレンジでの航行が維持できないため、操作性が低下する。
　そこで、特許文献１では、燃料噴射タイミングもしくは燃料噴射期間を変更し、クランクシャフトの捩り振動の共振点近傍における起振トルク成分を小さくさせるように調整する技術が開示されている。
特許第３００４３０７号公報
　特許文献１のように、燃料噴射タイミングもしくは燃料噴射期間を変更して起振トルク成分を小さくさせる場合、熱効率が低下してしまう。
　本開示は、このような課題に鑑み、熱効率の低下を抑えつつ、回転軸系の捩り振動の共振応力を抑制することが可能な舶用エンジンを提供することを目的としている。
　上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る舶用エンジンは、ピストンと、エンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、ピストンの上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行する圧縮比制御部と、を備える。
　圧縮比制御部は、エンジン回転数が共振発生範囲に含まれるとき、クランクシャフトの捩り応力が、クランクシャフトの許容応力に近づくように、ピストンの上死点位置を制御してもよい。
　舶用エンジンは、クランクシャフトの回転変動を検出する検出部を備え、圧縮比制御部は、検出された回転変動から特定される捩り応力が許容応力に近づくように、ピストンの上死点位置をフィードバック制御してもよい。
　本開示の舶用エンジンによれば、熱効率の低下を抑えつつ、回転軸系の捩り振動の共振応力を抑制することが可能となる。
図１は、舶用エンジンの全体構成を示す説明図である。 図２は、ピストンロッドとクロスヘッドピンとの連結部分を抽出した抽出図である。 図３は、舶用エンジンの機能ブロック図である。 図４は、バードレンジを説明するための図である。 図５（ａ）は、クランクシャフトに作用するトルクと圧縮比の関係を説明するための図である。図５（ｂ）は、図５（a）に示すトルクの変動を調和解析した結果を示す図である。 図６は、シリンダ内圧の変化を説明するための図である。 図７は、圧縮比制御部による下降処理の流れを示すフローチャートである。
　以下に添付図面を参照しながら、本開示の実施形態について詳細に説明する。実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本開示を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。また本開示に直接関係のない要素は図示を省略する。
　図１は、舶用エンジン１００の全体構成を示す説明図である。図１に示すように、舶用エンジン１００は、シリンダ１１０と、ピストン１１２と、ピストンロッド１１４と、クロスヘッド１１６と、連接棒１１８と、クランクシャフト１２０と、フライホイール１２２と、シリンダカバー１２４と、排気弁箱１２６と、燃焼室１２８と、排気弁１３０と、排気弁駆動装置１３２と、排気管１３４と、掃気溜１３６と、冷却器１３８と、シリンダジャケット１４０と、燃料噴射弁１４２とを含んで構成される。
　シリンダ１１０内にピストン１１２が設けられる。ピストン１１２は、シリンダ１１０内を往復移動する。ピストン１１２には、ピストンロッド１１４の一端が取り付けられている。ピストンロッド１１４の他端には、クロスヘッド１１６のクロスヘッドピン１５０が連結される。クロスヘッド１１６は、ピストン１１２とともに往復移動する。ガイドシュー１１６ａによって、クロスヘッド１１６の図１中、左右方向（ピストン１１２のストローク方向に垂直な方向）の移動が規制される。
　クロスヘッドピン１５０は、連接棒１１８の一端に設けられたクロスヘッド軸受１１８ａに軸支される。クロスヘッドピン１５０は、連接棒１１８の一端を支持している。ピストンロッド１１４の他端と連接棒１１８の一端は、クロスヘッド１１６を介して接続される。
　連接棒１１８の他端は、クランクシャフト１２０に連結される。連接棒１１８に対してクランクシャフト１２０が回転可能である。ピストン１１２の往復移動に伴いクロスヘッド１１６が往復移動すると、クランクシャフト１２０が回転する。
　クランクシャフト１２０には、フライホイール１２２が取り付けられる。フライホイール１２２の外周面近傍には、回転センサＳａおよびパルスカウンタＳｂ（検出部）が設けられる。回転センサＳａは、エンジン回転数を検出する。パルスカウンタＳｂは、クランク角を検出する。例えば、フライホイール１２２の外周面には不図示の突起が所定間隔で複数形成される。回転センサＳａ、パルスカウンタＳｂは、フライホイール１２２の突起からエンジン回転数、クランク角を検出してもよい。
　シリンダカバー１２４は、シリンダ１１０の上端に設けられる。シリンダカバー１２４には、排気弁箱１２６が挿通される。排気弁箱１２６の一端は、ピストン１１２に臨んでいる。排気弁箱１２６の一端には、排気ポート１２６ａが開口する。排気ポート１２６ａは、燃焼室１２８に開口する。燃焼室１２８は、シリンダカバー１２４とシリンダ１１０とピストン１１２に囲繞されてシリンダ１１０の内部に形成される。
　燃焼室１２８には、排気弁１３０の弁体が位置する。排気弁１３０のロッド部には、排気弁駆動装置１３２が取り付けられる。排気弁駆動装置１３２は、排気弁箱１２６に配される。排気弁駆動装置１３２は、排気弁１３０をピストン１１２のストローク方向に移動させる。
　排気弁１３０がピストン１１２側に移動して開弁すると、シリンダ１１０内で生じた燃焼後の排気ガスが、排気ポート１２６ａから排気される。排気後、排気弁１３０が排気弁箱１２６側に移動して、排気ポート１２６ａが閉弁される。
　排気管１３４は、排気弁箱１２６および過給機Ｃに取り付けられる。排気管１３４の内部は、排気ポート１２６ａおよび過給機Ｃのタービンに連通する。排気ポート１２６ａから排気された排気ガスは、排気管１３４を通って過給機Ｃのタービン（不図示）に供給された後、外部に排気される。
　また、過給機Ｃのコンプレッサ（不図示）によって、活性ガスが加圧される。ここで、活性ガスは、例えば、空気である。加圧された活性ガスは、掃気溜１３６において、冷却器１３８によって冷却される。シリンダ１１０の下端は、シリンダジャケット１４０で囲繞される。シリンダジャケット１４０の内部には、掃気室１４０ａが形成される。冷却後の活性ガスは、掃気室１４０ａに圧入される。
　シリンダ１１０の下端側には、掃気ポート１１０ａが設けられる。掃気ポート１１０ａは、シリンダ１１０の内周面から外周面まで貫通する孔である。掃気ポート１１０ａは、シリンダ１１０の周方向に離隔して複数設けられている。
　ピストン１１２が掃気ポート１１０ａより下死点側に移動すると、掃気室１４０ａとシリンダ１１０内の差圧によって、掃気ポート１１０ａからシリンダ１１０内に活性ガスが吸入される。
　また、シリンダカバー１２４には、燃料噴射弁１４２が設けられる。燃料噴射弁１４２の先端は燃焼室１２８側に向けられる。燃料噴射弁１４２は、燃焼室１２８に液体燃料（燃料油）を噴出する。液体燃料が燃焼し、その膨張圧によってピストン１１２が往復移動する。
　図２は、ピストンロッド１１４とクロスヘッドピン１５０との連結部分を抽出した抽出図である。図２に示すように、クロスヘッドピン１５０のうち、ピストン１１２側の外周面には、平面部１５２が形成される。平面部１５２は、ピストン１１２のストローク方向に対して、大凡垂直な方向に延在する。
　クロスヘッドピン１５０には、ピン穴１５４が形成される。ピン穴１５４は、平面部１５２に開口する。ピン穴１５４は、平面部１５２からストローク方向に沿ってクランクシャフト１２０側（図２中、下側）に延在する。
　クロスヘッドピン１５０の平面部１５２には、カバー部材１６０が設けられる。カバー部材１６０は、締結部材１６２によってクロスヘッドピン１５０の平面部１５２に取り付けられる。カバー部材１６０は、ピン穴１５４を覆う。カバー部材１６０には、ストローク方向に貫通するカバー孔１６０ａが設けられる。
　ピストンロッド１１４は、大径部１１４ａおよび小径部１１４ｂを有する。大径部１１４ａの外径は、小径部１１４ｂの外径よりも大きい。大径部１１４ａは、ピストンロッド１１４の他端に形成される。大径部１１４ａは、クロスヘッドピン１５０のピン穴１５４に挿通される。小径部１１４ｂは、大径部１１４ａよりピストンロッド１１４の一端側に形成される。小径部１１４ｂは、カバー部材１６０のカバー孔１６０ａに挿通される。
　油圧室１５４ａは、ピン穴１５４の内部に形成される。ピン穴１５４は、大径部１１４ａによってストローク方向に仕切られる。油圧室１５４ａは、大径部１１４ａで仕切られたピン穴１５４の底面１５４ｂ側の空間である。
　底面１５４ｂには、油路１５６の一端が開口する。油路１５６の他端は、クロスヘッドピン１５０の外部に開口する。油路１５６の他端には、油圧配管１７０が接続される。油圧配管１７０には、油圧ポンプ１７２が連通する。油圧ポンプ１７２と油路１５６との間に逆止弁１７４が設けられる。逆止弁１７４によって油路１５６側から油圧ポンプ１７２側への作動油の流れが抑制される。油圧ポンプ１７２から油路１５６を介して油圧室１５４ａに作動油が圧入される。
　また、油圧配管１７０のうち、油路１５６と逆止弁１７４の間には分岐配管１７６が接続される。分岐配管１７６には、切換弁１７８が設けられる。切換弁１７８は、例えば、電磁弁である。油圧ポンプ１７２の作動中、切換弁１７８は閉弁される。油圧ポンプ１７２の停止中、切換弁１７８が開弁すると、油圧室１５４ａから分岐配管１７６側に作動油が排出される。切換弁１７８のうち、油路１５６と反対側は、不図示のオイルタンクに連通する。排出された作動油は、オイルタンクに貯留される。オイルタンクは、油圧ポンプ１７２に作動油を供給する。
　油圧室１５４ａの作動油の油量に応じて、大径部１１４ａがストローク方向にピン穴１５４の内周面を摺動する。その結果、ピストンロッド１１４がストローク方向に移動する。ピストン１１２は、ピストンロッド１１４と一体に移動する。こうして、ピストン１１２の上死点位置が可変となる。
　すなわち、舶用エンジン１００は、圧縮比可変機構Ｖを備える。圧縮比可変機構Ｖは、上記の油圧室１５４ａ、および、ピストンロッド１１４の大径部１１４ａを含んで構成される。圧縮比可変機構Ｖは、ピストン１１２の上死点位置を移動させることで、圧縮比を可変とする。
　ここでは、一つの油圧室１５４ａが設けられる場合について説明した。しかし、大径部１１４ａで仕切られたピン穴１５４のうち、カバー部材１６０側の空間も油圧室としてもよい。この油圧室は、油圧室１５４ａと併用されても、単独で用いられてもよい。
　図３は、舶用エンジン１００の機能ブロック図である。図３では、主に圧縮比可変機構Ｖの制御に関する構成を示す。図３に示すように、舶用エンジン１００は、制御装置１８０を備える。制御装置１８０は、例えば、ＥＣＵ（Engine Control Unit）で構成される。制御装置１８０は、中央処理装置（ＣＰＵ）、プログラム等が格納されたＲＯＭ、ワークエリアとしてのＲＡＭ等で構成され、舶用エンジン１００全体を制御する。また、制御装置１８０は、圧縮比制御部１８２として機能する。
　圧縮比制御部１８２は、油圧ポンプ１７２および切換弁１７８を制御して、ピストン１１２の上死点位置を移動させる。具体的に、制御装置１８０は、回転センサＳａからエンジン回転数を示す信号を受信する。制御装置１８０は、パルスカウンタＳｂからクランク角を示す信号を受信する。そして、圧縮比制御部１８２は、回転センサＳａからの信号が示すエンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、ピストン１１２の上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行する。
　図４は、バードレンジＡを説明するための図である。図４中、横軸はエンジン回転数を示し、縦軸はクランクシャフト１２０などの回転軸系に作用する捩り応力を示す。図４に示すように、回転軸系には、エンジン回転数に応じて、捩り応力の許容応力（図４中、許容応力線τ１）、および、限界応力（図４中、限界応力線τ２）が設けられる。許容応力は、安全に使用できる範囲内にある応力の限界値である。限界応力は、破棄されずに耐え得る最大限度の応力である。
　回転軸系にピストン１１２から起振力が加わると、捩り振動が生じる。このとき、回転軸系が共振してしまうと、捩り応力（図４中、高圧縮比捩り応力τａ、低圧縮比捩り応力τｂ）が極端に上昇してしまう。そのため、従来の舶用エンジンでは、設計によっては、捩り応力が許容応力を超えてしまう可能性があった。
　このような設計の舶用エンジンでは、バードレンジＡが設けられる。エンジン回転数がバードレンジＡに入ると、エンジン回転数がバードレンジＡから外れるように、エンジン出力が自動制御される。そのため、捩り応力の上昇区間が短縮される。しかし、バードレンジＡでの航行が維持できないため、操作性が低下する。
　図５（ａ）は、クランクシャフト１２０に作用するトルクと圧縮比の関係を説明するための図である。図５（ｂ）は、図５（a）に示すトルクの変動を調和解析した結果を示す図である。図５（ａ）、図５（ｂ）中、縦軸はクランクシャフト１２０に作用するトルクを示す。図５（ａ）、図５（ｂ）中、横軸はクランク角を示す。
　図５（ｂ）では、３次成分までを図示し、４次成分以降は図示を省略する。図５（ｂ）に示すように、１次成分、２次成分、３次成分と高次成分になるほど、振幅は小さくなる。すなわち、図５（ａ）に示す解析元のトルクの変動における振幅への影響は、１次成分が最も大きい。
　１次成分における振幅は、図５（ｂ）に破線で示す低圧縮比の場合、実線で示す高圧縮比の場合よりも小さい。これは、圧縮比を下げることで、起振力（起振トルク）が抑えられたことを示す。トルクの変動に起因する上記の捩り応力も、低圧縮比の場合には、高圧縮比の場合よりも小さくなる。
　そこで、圧縮比制御部１８２は、回転センサＳａからの信号が示すエンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、ピストン１１２の上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行する。共振発生範囲は、例えば、捩り応力が許容応力を超えてしまう可能性があるエンジン回転数の範囲である。
　例えば、図４に示すバードレンジＡが共振発生範囲として設定されているとする。図４では、高圧縮比捩り応力τａが、許容応力線τ１を超える。この場合、圧縮比制御部１８２は、クランクシャフト１２０の捩り応力が、クランクシャフト１２０の許容応力に近づくように、ピストン１１２の上死点位置を下死点側に移動させる（下降処理）。
　具体的に、パルスカウンタＳｂからの信号によってクランク角が特定されることから、その変動からクランクシャフト１２０の回転変動が特定される。すなわち、パルスカウンタＳｂは、クランクシャフト１２０の回転変動を検出する検出部として機能する。圧縮比制御部１８２は、パルスカウンタＳｂによって検出された回転変動から捩り応力を導出する。そして、圧縮比制御部１８２は、捩り応力が許容応力に近づくように、ピストン１１２の上死点位置をフィードバック制御する。
　例えば、図４に示す例では、高圧縮比捩り応力τａが許容応力線τ１を超えないように、ピストン１１２の上死点位置が下死点側に移動する。ただし、フィードバック制御によって、捩り応力は、許容応力線τ１から大きく下回らずに許容応力線τ１近傍に位置する。
　このように、圧縮比制御部１８２が下降処理を遂行するため、共振が発生しても捩り応力が抑えられる。そのため、上記のように、エンジン回転数がバードレンジＡから外れるように、エンジン出力が自動制御される必要がない。すなわち、バードレンジＡでの航行も維持可能となることから、操作性が向上する。
　また、上記のフィードバック制御により、ピストン１１２の上死点位置を不要なまでに下死点側に移動することが回避される。すなわち、捩り応力が許容応力線τ１以下となる範囲で、できるだけ圧縮比が高く維持される。圧縮比が高く維持されることで熱効率の低下が抑制される。
　図６は、シリンダ内圧の変化を説明するための図である。図６中、縦軸はシリンダ内圧を示し、横軸はクランク角を示す。図６に破線で示すように、バードレンジＡが設定されていない場合、そのままではシリンダ内圧は圧力Ｐｍａｘ－ｂまで上昇する。その結果、上記のように、設計によっては、捩り応力τａが許容応力を超えてしまう可能性がある。
　そこで、燃料噴射タイミングを遅角制御することが考えられる。例えば、破線の凡例における燃料噴射タイミングＴａｂよりも遅い燃料噴射タイミングＴｃを採用したとする。この場合、図６に一点鎖線で示すように、シリンダ内圧は圧力Ｐｍａｘ－ｃまで抑えられる。しかし、燃焼前のシリンダ内圧Ｐｂｃが変わらずに圧力Ｐｍａｘ－ｃが低下するため、爆発度（Ｐｍａｘ－ｃ／Ｐｂｃ）が低下してしまう。
　上記の下降処理によって圧縮比が低下した場合、図６中、実線で示すように、燃焼前のシリンダ内圧Ｐａが低下する。さらに、シリンダ内圧の最高圧力も圧力Ｐｍａｘ－ａまで低下する。その結果、燃料噴射タイミングを遅角制御した場合に比べて、爆発度も高くなる。すなわち、熱効率の低下が抑制される。
　また、圧縮比可変機構Ｖを備えずに排気弁１３０の閉弁タイミングを遅角制御する場合が考えられる。この場合、幾何学的な圧縮比は可変できないが、理論圧縮比を下げることができる。ここで、バードレンジＡは、常用域を避けて低負荷領域となるように、回転軸系が設計される。低負荷領域では過給機Ｃが十分に機能しないため、掃気室１４０ａの空気が十分に圧縮されない。そのため、燃焼室１２８内の空気量が低下し易い。このような状況で、排気弁１３０の閉弁タイミングを遅角制御すると、燃焼室１２８内の空気量がさらに減少して熱効率が悪化してしまう。
　舶用エンジン１００では、上記のように、圧縮比可変機構Ｖによって圧縮比を下げることから、燃料噴射タイミングや排気弁１３０の閉弁タイミングを遅角制御する場合に比べて、熱効率の低下を抑えつつ、回転軸系の捩り振動の共振応力を抑制することが可能となる。
　図７は、圧縮比制御部１８２による下降処理の流れを示すフローチャートである。図７に示す処理は、所定周期で繰り返し実行される。
（Ｓ２００）
　圧縮比制御部１８２は、エンジン回転数が共振発生範囲に含まれるか否かを判定する。共振発生範囲に含まれれば、Ｓ２０２に処理を移す。共振発生範囲に含まれなければ、当該下降処理を終了する。
（Ｓ２０２）
　圧縮比制御部１８２は、パルスカウンタＳｂによって検出された回転変動から捩り応力を導出する。
（Ｓ２０４）
　圧縮比制御部１８２は、捩り応力が許容応力を超えない範囲で許容応力に近づくように、ピストン１１２の上死点位置をフィードバック制御し、当該下降処理を終了する。
　以上、添付図面を参照しながら一実施形態について説明したが、本開示は上記実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。
　例えば、上述した実施形態では、２サイクル型、ユニフロー掃気式、クロスヘッド型の舶用エンジン１００を例に挙げて説明した。しかし、エンジンの種類は、２サイクル型、ユニフロー掃気式、クロスヘッド型に限られない。少なくとも舶用エンジンであればよい。
　また、上述した実施形態では、液体燃料が用いられる場合について説明した。しかし、例えば、気体燃料が用いられてもよい。この場合、燃料噴射弁１４２に加えて、気体燃料噴射弁が、掃気ポート１１０ａ近傍、または、シリンダ１１０のうち、掃気ポート１１０ａからシリンダカバー１２４までの部位に設けられる。燃料ガスは、気体燃料噴射弁から噴射された後、シリンダ１１０内に流入する。燃料噴射弁１４２から少量の液体燃料が噴射されると、その燃焼熱によって、燃料ガスおよび活性ガスの混合気が着火されて燃焼する。燃料ガスは、ＬＮＧ、ＬＰＧ（液化石油ガス）、軽油、重油等をガス化したものである。また、舶用エンジン１００は、例えば、気体燃料と液体燃料を使い分けるデュアルフューエル型であってもよい。
　また、上述した実施形態では、圧縮比制御部１８２は、エンジン回転数が共振発生範囲に含まれるとき、クランクシャフト１２０の捩り応力が、クランクシャフト１２０の許容応力に近づくように、ピストン１１２の上死点位置を制御する場合について説明した。しかし、圧縮比制御部１８２は、少なくとも、エンジン回転数が共振発生範囲に含まれるとき、ピストン１１２の上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行すればよい。
　また、上述した実施形態では、圧縮比制御部１８２は、検出された回転変動から特定される捩り応力が許容応力に近づくように、ピストン１１２の上死点位置をフィードバック制御する場合について説明した。しかし、フィードバック制御が行われなくともよい。
　また、上述した実施形態では、圧縮比制御部１８２は、回転センサＳａからの信号が示すエンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、下降処理を遂行する場合について説明した。しかし、圧縮比制御部１８２は、エンジン回転数の代わりにエンジン回転数に大凡連動するほかのパラメータを用いてもよい。いずれにしても、エンジン回転数が予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、下降処理が遂行されればよい。
　また、上述した実施形態では、圧縮比可変機構Ｖの一例を示したが、圧縮比可変機構は、ピストン１１２の上死点位置を変えて圧縮比を変更できれば、どのような構成であってもよい。例えば、油圧ポンプ１７２の代わりに、特開２０１６－２１１４６２号広報に記載されたような油圧発生装置が設けられてもよい。
　本開示は、舶用エンジンに利用することができる。
１００：舶用エンジン　１１２：ピストン　１２０：クランクシャフト　１８２：圧縮比制御部　Ｓｂ：パルスカウンタ（検出部）

Claims (3)

  1. 　ピストンと、
    　エンジン回転数が、予め設定された共振発生範囲に含まれるとき、前記ピストンの上死点位置を下死点側に移動させる下降処理を遂行する圧縮比制御部と、
    を備える舶用エンジン。
  2. 　前記圧縮比制御部は、エンジン回転数が前記共振発生範囲に含まれるとき、クランクシャフトの捩り応力が、前記クランクシャフトの許容応力に近づくように、前記ピストンの上死点位置を制御する請求項１に記載の舶用エンジン。
  3. 　前記クランクシャフトの回転変動を検出する検出部を備え、
    　前記圧縮比制御部は、検出された前記回転変動から特定される前記捩り応力が前記許容応力に近づくように、前記ピストンの上死点位置をフィードバック制御する請求項２に記載の舶用エンジン。
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