(57)【要約】【課題】  等温圧縮シリンダを現実の往復動内燃機関において実現させ、超高過給に伴う高出力化及び飛躍的な高効率化の双方を可能にする。【解決手段】  燃焼シリンダ（２）を有する往復動内燃機関と、この内燃機関によって回転駆動されて燃焼シリンダへ供給するための給気を圧縮シリンダ（２２）により圧縮すると共に、給気の圧縮時に圧縮シリンダ内に水が噴射されて給気を等温圧縮する等温圧縮シリンダ（２１）と、圧縮シリンダ内に水を噴射する水噴射手段（３０，３１）と、内燃機関の燃焼ガスにより回転駆動されて給気を予備圧縮して等温圧縮シリンダへ供給する過給手段（３５）と、過給手段と等温圧縮シリンダとの間に介在して過給手段により予備圧縮された給気を冷却する給気冷却手段（３８）とを備え、上記内燃機関は、ガス燃料を主燃料とするガスエンジン（１）からなり、ガスエンジンは、圧縮行程において吸気弁（３）を遅く閉じる遅閉じを行なう。【選択図】  図１
2009115024.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
燃焼シリンダ（２）を有する往復動内燃機関と、前記内燃機関によって回転駆動されて前記燃焼シリンダへ供給するための給気を圧縮シリンダ（２２）により圧縮すると共に前記給気の圧縮時に前記圧縮シリンダ内に水が噴射されて前記給気を等温圧縮する等温圧縮機（２１）と、前記圧縮シリンダ内に前記水を噴射する水噴射手段（３０，３１）と、前記内燃機関の燃焼ガスにより回転駆動されて前記給気を予備圧縮して前記等温圧縮シリンダへ供給する過給手段（３５）と、前記過給手段と前記等温圧縮シリンダとの間に介在して前記過給手段により予備圧縮された前記給気を冷却する給気冷却手段（３８）とを備えた等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関において、前記内燃機関は、ガス燃料を主燃料とするガスエンジン（１）からなり、前記ガスエンジンは、圧縮行程において吸気弁（３）を遅く閉じる遅閉じを行なうことを特徴とする等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関。
【請求項２】
前記圧縮シリンダ（２１）により圧縮された給気を蓄圧するための蓄圧手段（１０）を前記圧縮シリンダと前記ガスエンジン（１）の前記燃焼シリンダ（２）との間に備えたことを特徴とする請求項１に記載の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
近年の温暖化等に代表される地球環境の悪化に伴い、内燃機関についても高出力であると共に、一段と高効率のものが要求されるようになった。このような内燃機関に対する高い性能要求のなかで、既存の内燃機関の概念を根本から覆すような高効率を達成することができるものとして、等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
この従来の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関は、燃料を燃焼させるための燃焼ピストンの他に、これとは別体の圧縮シリンダを装備し、この圧縮シリンダによって吸気を圧縮するとともに、シリンダの内部に水を噴射することによって、等温圧縮を行うものである。
【０００４】
この等温圧縮シリンダの利点は次の通りである。すなわち、従来の内燃機関において行われている断熱圧縮では、断熱圧縮に伴う吸気温度の上昇により、様々な技術改良にもかかわらず、すでに吸い込み空気量が一定の限界点に達している。これに対し、等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関では、圧縮シリンダ内部への水の噴射によって等温圧縮を行わせることにより、内燃機関の吸気温度の上昇を抑制し、これにより吸い込み空気量を飛躍的に増加させ、いわば超高過給を行うことができることである。
【０００５】
そして、この等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関をより具体化したシステム構成が、様々な文献に開示されている（例えば、特許文献２参照）。なお、上記特許文献１及び２に係る特許等は、現在、ともに本願の一の出願人に移転済みである。
【特許文献１】特表平０８−５０４０１４号公報
【特許文献２】特表２００３−５２９７１５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、上述の特許文献２等に開示されている等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関は、あくまでも、上記特許文献１等に開示されている等温圧縮シリンダの概念の具体化を理論的に考察したにすぎず、このようなシステム構成によって超高過給に伴う高出力化及び飛躍的な高効率化が現実に可能であるかについては、必ずしも明らかではない。
【０００７】
また、上述の特許文献２等に開示されている等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関においては、想定しうる最大限のシステム構成を提示しているため、システム構成が極めて複雑になっており、この等温圧縮シリンダを現実の往復動内燃機関に適用した場合、最小限いかなるシステム構成が必要であるかについても明らかにされていない。
【０００８】
本発明はこのような問題を解決するためになされたもので、等温圧縮シリンダを現実の往復動内燃機関で実現させるためのシステム構成を提示し、これにより超高過給に伴う高出力化及び飛躍的な高効率化の双方を可能とした、等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記の課題を解決するために、本発明が採用する手段は、燃焼シリンダを有する往復動内燃機関と、内燃機関によって回転駆動されて燃焼シリンダへ供給するための給気を圧縮シリンダにより圧縮すると共に、給気の圧縮時に圧縮シリンダ内に水が噴射されて給気を等温圧縮する等温圧縮シリンダと、上記圧縮シリンダ内に水を噴射する水噴射手段と、内燃機関の燃焼ガスにより回転駆動されて給気を予備圧縮して等温圧縮シリンダへ供給する過給手段と、過給手段と等温圧縮シリンダとの間に介在して過給手段により予備圧縮された給気を冷却する給気冷却手段とを備えた等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関において、内燃機関は、ガス燃料を主燃料とするガスエンジンからなり、このガスエンジンは、圧縮行程において吸気弁を遅く閉じる遅閉じを行なうことにある。
【００１０】
上述のように、特許文献１，２等に開示されている等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関においては、具体的にどのような内燃機関において、この超高過給に伴う高出力化及び飛躍的な高効率化が現実に可能であるかについては明らかにされていない。
【００１１】
この一方、天然ガス、都市ガス等のガス燃料を主燃料とするガスエンジンは、環境保全等の観点から、近年急速に発電設備等に利用されている。しかしながら、このガスエンジンは、構造がディーゼルエンジンと類似している一方で、ガスを予混合燃焼させるため、ディーゼルエンジンと比較して、ノッキングが発生しやすいという特有の問題がある。また、シリンダ内に充填された予混合気が、着火までに圧縮されてその温度が高まると、ノッキングがさらに助長される。
【００１２】
これは、着火時の予混合気の温度が高くなると、燃焼行程の途中で、未燃混合気が火炎伝播によらずに自己着火してしまい、これによりノッキングが発生するためである。このため、ガスエンジンにおいて安定的かつ高効率な運転を行なうことができるように、ノッキングや失火などの異常燃焼を早期に検出して、これを事前に回避するための試みが様々になされきた。しかしながら、これらだけでは根本的な解決には至っていないというのが実情である。
【００１３】
このような状況のもと、本発明の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関によれば、等温圧縮シリンダからガスエンジンへ供給される給気は、等温圧縮シリンダによって高圧圧縮されていると共に、その温度が低く抑えられる。したがって、ガスエンジンへ供給される給気量を、いわば超高過給の領域に到達させることができ、これによりガスエンジンの高出力化及び飛躍的な高効率化の双方を図ることができる。
【００１４】
また、上記ガスエンジンにおいては、圧縮行程において吸気弁を遅く閉じる遅閉じが行われる。これは、燃焼シリンダへ供給される給気は等温圧縮シリンダによってすでに高圧圧縮されているから、燃焼シリンダにおいては、遅閉じによってわずかに断熱圧縮すればよいためである。これにより、燃焼シリンダ内における予混合気の温度上昇がさらに抑制される。つまり、この吸気弁の遅閉じによる着火時の低い予混合気温度によって、ノッキングというガスエンジン特有の問題を解決することができる。
【００１５】
また、本願発明者が行ったシミュレーション結果によれば、ガスエンジンの場合には、特許文献２等に開示されているような極めて複雑なシステム構成を要することなく、従来のガスエンジンに装備されている過給手段、給気冷却手段等のみによって、必要な高出力化及び飛躍的な高効率化の双方を図ることができることが判明している。したがって、ガスエンジンへの適用によって、従来の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関の概念が、コスト的にも十分に実現可能なものになった。
【００１６】
上記等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関において、圧縮シリンダにより圧縮された給気を蓄圧するための蓄圧手段を、圧縮シリンダとガスエンジンの燃焼シリンダとの間
に備えることが望ましい。圧縮シリンダと燃焼シリンダとの間にこのような蓄圧手段を設けることにより、燃焼シリンダへ供給される超高過給の給気圧の平滑化を図ることができる。
【発明の効果】
【００１７】
本発明の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関は、燃焼シリンダを有する往復動内燃機関と、内燃機関によって回転駆動されて燃焼シリンダへ供給するための給気を圧縮シリンダにより圧縮すると共に、給気の圧縮時に圧縮シリンダ内に水が噴射されて給気を等温圧縮する等温圧縮シリンダと、上記圧縮シリンダ内に水を噴射する水噴射手段と、内燃機関の燃焼ガスにより回転駆動されて給気を予備圧縮して等温圧縮シリンダへ供給する過給手段と、過給手段と等温圧縮シリンダとの間に介在して過給手段により予備圧縮された給気を冷却する給気冷却手段とを備えた等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関において、内燃機関は、ガス燃料を主燃料とするガスエンジンからなり、このガスエンジンは、圧縮行程において吸気弁を遅く閉じる遅閉じを行なうから、等温圧縮シリンダを現実の往復動内燃機関において実現させ、これにより超高過給に伴う高出力化及び飛躍的な高効率化の双方を図ることができ、併せて、ノッキングというガスエンジン特有の問題を解決することができる、という優れた効果を奏する。。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
本発明に係る等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関を実施するための最良の形態を、図１ないし図３を参照して詳細に説明する。図１は、本発明の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関を実施するための最良の形態を示すシステム図、図２は、図１のガスエンジンのＰＶサイクル線図、図３は、図１のガスエンジンの模式的なＰＶサイクル線図である。
【００１９】
図１に示すように、内燃機関１は、天然ガス、都市ガス等のガス燃料を主燃料とする４サイクル中速ガスエンジンであり、６つの燃焼シリンダ２を有し、それぞれに吸気弁３と排気弁４が配設される。各燃焼シリンダ２内のピストン５は、連接棒６を介してクランク軸７に連結されている。クランク軸７は発電機８に連結されて、発電を行なうことができる。
【００２０】
ガスエンジン１には、給気管（蓄圧手段）１０と排気管１２とが配設される。給気管１０は、各給気枝管１１を介して燃焼シリンダ２の吸気弁３に接続される。排気管１２は、各排気枝管１３を介して排気弁４に接続される。各給気枝管１１には、燃料供給装置１５から供給される燃料を噴射するための燃料噴射ノズル１６が、それぞれ配設される。
【００２１】
等温圧縮シリンダ２１は２つの圧縮シリンダ２２を有し、それぞれに吸入弁２３と排出弁２４が配設される。各圧縮シリンダ２２内のピストン２５は、連接棒２６を介してクランク軸２７に連結されている。等温圧縮シリンダ２１のクランク軸２７は、ガスエンジン１のクランク軸７に直結されている。したがって、等温圧縮シリンダ２１の各圧縮シリンダ２２は、４サイクル機関であるガスエンジン１の１燃焼サイクルにつき、２回の圧縮行程を行なうことになる。
【００２２】
各圧縮シリンダ２２には、水供給装置（水噴射手段）３０から供給される水を圧縮シリンダ２２内へ噴射するための水噴射ノズル（水噴射手段）３１が、それぞれ配設される。各圧縮シリンダ２２の排出弁２４は、気水分離器３２を介して上述の給気管１０へ接続される。
【００２３】
ガスエンジン１の排気ガスにより回転駆動される過給機（過給手段）３５が配設される。過給機３５のタービン３７は上述の排気管１２に接続されて、ガスエンジン１の排気ガ
スの供給を受ける。過給機３５の圧縮機３６はインタークーラ（給気冷却手段）３８を介して、各圧縮シリンダ２２の吸入弁２３に接続される。
【００２４】
過給機３５の圧縮機３６は大気を吸込み、給気の予備圧縮を行なう。この低圧の給気は、インタークーラ３８で冷却された後、等温圧縮シリンダ２１の吸入弁２３から各圧縮シリンダ２２内ヘ吸入される。過給機３５を配設することにより、等温圧縮シリンダ２１の圧力比を低下させることができ、圧縮動力を減少させることができる。
【００２５】
等温圧縮シリンダ２１では、その圧縮行程で多量の清水を噴射し、等温圧縮を行わせる。これにより、従来のガスエンジンで行われている断熱圧縮に比べて、圧縮動力を約３０％削減することができる。
【００２６】
等温圧縮シリンダ２１で等温圧縮された高圧給気は、気水分離器３２で水分を除去された後、給気管１０から各吸気枝管１１及び吸気弁３を介して、ガスエンジン１の各燃焼シリンダ２内へ吸入される。給気枝管１１に設けた燃料噴射ノズル１６を介して燃料ガスを噴射し、予混合させる。給気管１０によって、各燃焼シリンダ２へ供給される超高過給の給気圧力の平滑化を図られる。
【００２７】
各燃焼シリンダ２では吸気の後、圧縮、燃焼、膨張がこの順に行われて、ピストン５、連接棒６を介してクランク軸７に動力を伝える。クランク軸７の出力の一部は、等温圧縮シリンダ２１のクランク軸２７の駆動動力として消費される。また、クランク軸７の出力の残部ないし他の一部は、発電機８を回転駆動させて必要な発電を行なう。
【００２８】
燃焼シリンダ２内の燃焼ガスは、排気ガスとして排気弁４及び排気枝管１３を介して、排気管１２へ排出される。この排気ガスは、過給機３５のタービン３７ヘ供給される。タービン３７で断熱膨張した排気ガスは、図示しない煙突から大気へ排出される。
【００２９】
ガスエンジン１においては、図２に示すようなサイクルＰＶ線図が形成される。すなわち、ＩＣ（吸気弁閉) は圧縮始めで、このときの圧力は等温圧縮シリンダ２１の吐出圧力に等しい。続いてＣＰまで断熱圧縮された後、等容的に燃焼し、ＴＤで最高圧力に達する。
【００３０】
その後、ＣＥまで等圧的に燃焼する。燃焼ガスは排気始めＥＯ（排気弁開) まで断熱膨張する。ＥＢまでが排気吹出し期間、ＩＯ（吸気弁開) までが排気押出し期間である。ＩＯから吸入が開始され、ＥＣ（排気弁閉) まで吸気の押込みが行われる。このオーバーラップ期間に、一部の給気が素通りして排気管１２へ排出される。ＥＣからＢＤＣが、給気の吸入期間である。ＢＣで等温圧縮シリンダ２１の吐出圧力まで吸気押込みされた後、ＩＣ（吸入弁閉) に至る。
【００３１】
このように、このガスエンジン１の燃焼サイクルでは、圧縮行程において、吸気弁３を従来のガスエンジンよりも遅く閉じる遅閉じが行われる。例えば、従来の従来のガスエンジンにおいて、吸気弁が閉じる時期は下死点後７０〜８０度であるのに対し、この等温圧縮シリンダ２１を用いたガスエンジン１においては、下死点後１１０〜１４０度である。
【００３２】
図３の実線は、上述のガスエンジン１のＰＶ線図を模式的に表したものであり、破線は、従来のガスエンジンの圧縮行程を示す。図３の斜線部Ａは、等温圧縮シリンダ２１を配設することによってガスエンジン１が行うことができる仕事量の増加分を示している。このように、等温圧縮シリンダ２１を用いることにより、従来のガスエンジンとは比較にならない程の高出力化を図ることができる。
【００３３】
また、等温圧縮シリンダ２１からガスエンジン１へ供給される給気は、圧縮シリンダ２２によって高圧圧縮されていると共に、その温度が低く抑えられる。したがって、ガスエンジン１へ供給される給気を、いわば超高過給の領域に到達させることができ、これにより、ガスエンジンの高出力化と飛躍的な高効率化の双方を図ることができる。また、低温の給気によって、ノッキングというガスエンジン特有の問題を同時に解決することができる。
【００３４】
特に、給気は等温圧縮シリンダ２１によってすでに高圧圧縮されていると共に、圧縮行程において吸気弁３が遅く閉じる遅閉じが行なわれるから、ガスエンジン１の燃焼シリンダ２が行なう断熱圧縮仕事は、従来のガスエンジンの場合よりも大幅に少ない。したがって、燃焼シリンダ２内における予混合気温度の上昇が抑制され、ノッキングを一段と効果的に防止することができる。
【００３５】
また、このガスエンジン１は、等温圧縮シリンダ２１、水供給装置３０等の等温圧縮のために必要な機構の他には、従来のガスエンジンに装備されている過給機３５、インタークーラ３８等を配設するだけで構成することができる。したがって、この単純な構成によって、コスト的にも十分に実現可能なものとなった。
【００３６】
なお、本発明は上述の一実施の形態に制約されるものではなく、種々の変形が可能であり、本発明の範囲から除外されるものではないことは勿論である。例えば、上記ガスエンジン１は、２つの等温圧縮シリンダと４つの燃焼シリンダとを有するものであったが、等温圧縮シリンダ数と燃焼シリンダ数は、必ずしもこれらに限定されるものではない。
【実施例】
【００３７】
上述の等温圧縮シリンダ２１を過給機系に組み込んだ４サイクル中速ガスエンジン１を簡易モデル化して、サイクルシミュレーションを行い、高出力化および熱効率向上の可能性を検証した。
【００３８】
ガスエンジンの諸元及びサイクルシミュレーションの条件は次の通りである。
（ガスエンジン諸元）
エンジン回転数：  ７２０ｒｐｍ
燃焼シリンダ：    シリンダ数  ６
シリンダ径  ３００ｍｍ
ストローク  ４８０ｍｍ
トップボリューム  可変
等温圧縮シリンダ：シリンダ数  ２
シリンダ径  可変
ストローク  ４００ｍｍ
燃料ガス：        ＣＨ4 
（サイクルシミュレーション条件）
大気条件：        圧力  ０．１０１ＭＰａ
温度  ２５°Ｃ
過給機：          圧縮機圧力比  ３．１５
タービン圧力比  ２．８８
過給機効率：６７．５％
インタークーラ：  出口空気温度  ４０°Ｃ
冷却水入口温度  ２５°Ｃ
等温圧縮シリンダ：入口空気圧力  ０．３１ＭＰａ
入口空気温度  ４０°Ｃ
出口空気圧力  可変
出口空気温度  １００°Ｃ
清水入口温度  ２５°Ｃ
気水分離器：      水分捕捉効率  １００％
シミュレーション結果は次の通りである。なお、比較例とは従来のガスエンジンの場合を示す。
（シミュレーション結果）
（実施例１）（実施例２）（実施例３）（比較例）
燃焼シリンダ最高圧力（ＭＰａ）  １４．７１  １９．６１  ２４．５２  １４．７１
燃焼シリンダ出力（ｋＷ）        ２，８０３  ３，７７７  ４，５６９  ２，４３７
（ＭＰａ）    （２．２９）（３．０９）（３．７４）（２．００）
等温圧縮シリンダ動力（ｋＷ）    ８５３      １，０６５  １，２４１    −
（ＭＰａ）（０．７０）（０．８７）（１．０２）    −
正味出力（ｋＷ）                １，９５０  ２，７１２  ３，３２８  ２，４３７
（ＭＰａ）            （１．５９）（２．２２）（２．７２）（２，００）
正味熱効率（％）                ４８．３    ５２．７    ５５．８    ４６．５
（結論）
燃焼シリンダの最高圧力を比較例（従来例）と同一値に設定した実施例１においては、等温圧縮シリンダ２１に使用される動力のため、正味出力については比較例よりも不利な結果が出たが、実施例２及び３については、大幅な出力向上が見られた。また、正味熱効率については、実施例１ないし３とも、比較例に比べて大幅な改善が見られた。
【００３９】
このように、等温圧縮シリンダ２１を用いたガスエンジン１について、空気過剰率のノッキング限界の制限下でも、既存ガスエンジンよりも大幅な高出力化と高効率化とを図ることができることが判明した。
【図面の簡単な説明】
【００４０】
【図１】本発明の等温圧縮シリンダを用いた往復動内燃機関を実施するための最良の形態を示すシステム図である。
【図２】図１のガスエンジンのＰＶサイクル線図である。
【図３】図１のガスエンジンの模式的なＰＶサイクル線図である。
【符号の説明】
【００４１】
１  ガスエンジン（内燃機関）
２  燃焼シリンダ
３  吸気弁
４  排気弁
５  ピストン
６  連接棒
７  クランク軸
８  発電機
１０  給気管（蓄圧手段）
１１  給気枝管
１２  排気管
１３  排気枝管
１５  燃料供給装置
１６  燃料噴射ノズル
２１  等温圧縮シリンダ
２２  圧縮シリンダ
２３  吸入弁
２４  排出弁
２５  ピストン
２６  連接棒
２７  クランク軸
３０  水供給装置（水噴射手段）
３１  水噴射ノズル（水噴射手段）
３２  気水分離器
３５  過給機（過給手段）
３６  圧縮機
３７  タービン
３８  インタークーラ（給気冷却手段）
Ａ  仕事量増加分
【図１】
2009115024.tif 000003
【図２】
2009115024.tif 000004
【図３】
2009115024.tif 000005