JP3991039B2 - 2-stroke turbocharged internal combustion engine with 14 cylinders in a single row - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、単一列に14シリンダー、少なくとも1つの排気ガス受け容器、少なくとも2つのターボチャージャー、及び、少なくとも1つの細長い排出空気受け容器を備えた排出空気システムを有する、2ストロークの定圧ターボチャージャー付き内燃エンジンに関する。各々のシリンダーは、排出空気受け取り容器に接続された排出空気入口と、少なくとも1つの排気ガス受け容器へと導く排気通路と、を有し、前記ターボチャージャーは、そのタービン側で排気ガス受け容器と接続され、そのコンプレッサ側で排出空気システムに接続され、前記エンジンは、エンジンシリンダーC1〜C14の点火シーケンス(n1〜n14)を有する。 The present invention includes a two-stroke constant pressure turbocharger having a discharge air system with 14 cylinders in a single row, at least one exhaust gas receiver, at least two turbochargers, and at least one elongated exhaust air receiver. The present invention relates to an internal combustion engine. Each cylinder has an exhaust air inlet connected to the exhaust air receiving vessel and an exhaust passage leading to at least one exhaust gas receiving vessel, the turbocharger being connected to the exhaust gas receiving vessel on its turbine side Connected and connected to the exhaust air system on its compressor side, the engine has an ignition sequence (n1 to n14) of engine cylinders C1 to C14.
排出空気受け容器を備えたエンジンは、所謂、定圧ターボチャージャーを使用する。この定圧ターボチャージャーは、シリンダーからの排出ガスを、連係された排出通路を通過させて共通の排出受け容器に至らせることにより、均等化されるという原理に基づいている。この共通の排出受け容器は、個々のシリンダーからの排気ガス流れパルスが、シリンダーからの多数の高い強度のガス流れパルスを等しい圧力の共通のガス流れへと膨張させることを可能にするのに十分に大きい体積の細長い圧力容器である。 An engine having an exhaust air receiving container uses a so-called constant pressure turbocharger. This constant pressure turbocharger is based on the principle that the exhaust gas from the cylinder is equalized by passing through a linked discharge passage to a common discharge receptacle. This common exhaust receptacle is sufficient to allow exhaust gas flow pulses from individual cylinders to expand a number of high intensity gas flow pulses from the cylinders into a common gas flow of equal pressure. It is an elongated pressure vessel with a large volume.
ターボチャージャーのタービン部は、エンジンの負荷が一定であるとき、一定圧力で排気ガスを受け取る。これは、ターボチャージャーの効率を増大させ、ターボチャージャーのコンプレッサ部からエンジンシリンダーの入口の排出空気システムへの入口空気の一定供給を生じさせる。排気ガス受け容器の圧力揺らぎは、ターボチャージャーのパワーの揺らぎを引き起こし、かくして、チャージ空気システムにチャージされる空気の分配量を不均一にし且つ変動させる。 The turbine section of the turbocharger receives exhaust gas at a constant pressure when the engine load is constant. This increases the efficiency of the turbocharger and results in a constant supply of inlet air from the compressor portion of the turbocharger to the exhaust air system at the inlet of the engine cylinder. Exhaust gas pressure fluctuations cause turbocharger power fluctuations, thus making the distribution of air charged to the charge air system uneven and variable.
エンジンの入口側への排出空気の供給は、チャージ空気でシリンダーを充填する工程に影響を及ぼし、よって、シリンダーの燃料プロセス及び燃焼で展開されたパワーに影響を及ぼす。14シリンダーを備える直列エンジンは、細長い長さを持ち、かくして、細長い排出空気受け容器を有することになる。ターボチャージャーから供給されたチャージ空気における圧力変動は、ある程度まで、排出空気受け容器において圧力変動を引き起こし得る。しかし、排出空気受け容器におけるより大きな圧力変動は、シリンダーが、排出空気受け容器からの清掃及びチャージ空気を消費するパターンにより形成される。 The supply of exhaust air to the inlet side of the engine affects the process of filling the cylinder with charge air, thus affecting the power developed in the cylinder fuel process and combustion. An in-line engine with 14 cylinders has an elongate length and thus has an elongate exhaust air receptacle. To some extent, pressure fluctuations in the charge air supplied from the turbocharger can cause pressure fluctuations in the exhaust air receptacle. However, the greater pressure fluctuations in the exhaust air receptacle are formed by a pattern in which the cylinder consumes cleaning and charge air from the exhaust air receptacle.
14シリンダーの2ストローク直列エンジンにおける問題点は、少なくとも1つの排出空気受け容器内のガス圧力揺らぎが、空気をチャージすることに関してシリンダーの負荷の相違を引き起こすということである。これらの相違は、互いから一定距離に配置されたシリンダーの間で発生し、シリンダー内の燃焼で展開されたパワーで望ましくない変動を引き起こし、これは、特に燃料の適用量の観点で、シリンダーの制御に影響を及ぼす。 The problem with a 14-cylinder two-stroke in-line engine is that gas pressure fluctuations in at least one exhaust air receiver can cause cylinder load differences with respect to charging air. These differences occur between cylinders located at a distance from each other and cause undesirable fluctuations in the power developed by combustion in the cylinders, especially in terms of fuel dosage. Affects control.
本発明の目的は、エンジンが一定負荷で駆動しているとき、チャージ空気でシリンダーを充填する際の変動により引き起こされるエンジンシリンダーへの燃料適用量における揺らぎを最小にし又は回避するということである。 The object of the present invention is to minimize or avoid fluctuations in the fuel application to the engine cylinder caused by fluctuations in filling the cylinder with charge air when the engine is running at a constant load.
上記事実に鑑みて、本発明に係る、2ストローク定圧ターボチャージャー付きの内燃エンジンは、14個のシリンダーが、少なくとも次の4つの要求(a)乃至(d)、即ち、
ガス圧振動の第4次高調波成分に対して、
In view of the above facts, in the internal combustion engine with a two-stroke constant pressure turbocharger according to the present invention, 14 cylinders have at least the following four requirements (a) to (d):
For the 4th harmonic component of gas pressure oscillation ,
14個のシリンダーの直列エンジンの点火シーケンスが、上記要求に従うとき、排出空気受け容器における圧力揺らぎの形成のための主要源は、シリンダーへの燃料供給が排出空気圧力揺らぎによっては主要には影響を及ぼされないような低いレベルにまで最小化された。上記要求を満足する点火シーケンスは、排出空気受け容器においてあまり大きくない空気の圧力揺らぎを形成するシーケンスで、シリンダーに排出空気受け容器からの排出及びチャージ空気を消費させる。 When the 14-cylinder in-line engine ignition sequence complies with the above requirements, the main source for the formation of pressure fluctuations in the exhaust receiver is that the fuel supply to the cylinders is largely affected by the exhaust air pressure fluctuations. Minimized to a low level that would not be affected. The ignition sequence that satisfies the above requirements is a sequence that forms a pressure fluctuation of air that is not so large in the exhaust air receiving container, and causes the cylinder to consume exhaust air and charge air from the exhaust air receiving container.
好ましい実施例では、上記14個のシリンダーは、次の要求(e)、即ち、 In a preferred embodiment, the 14 cylinders have the following requirement (e):
14シリンダーの2ストロークエンジンとしての長い直列エンジンは、典型的には、船内の推進エンジンとして使用される。要求(a)乃至(d)に従って点火シーケンスを設計することにより得られる利点は、要求(e)を満足させることによって更に向上する。要求(e)は、所謂ニックモーメントが減少される利点を更に提供する。ニックモーメントは、タイロッド及び主要ベアリングで作用する垂直力の、シリンダーに亘って重み付けられた総和である。このニックモーメントは、垂直平面内で、エンジン及び船体の望ましくない振動を惹起する傾向を持つ。 Long in-line engines as 14-cylinder two-stroke engines are typically used as inboard propulsion engines. The benefits obtained by designing the ignition sequence according to requirements (a) to (d) are further improved by satisfying requirement (e). Requirement (e) further provides the advantage that the so-called nick moment is reduced. The nick moment is the weighted sum of the normal forces acting on the tie rod and the main bearing across the cylinder. This nick moment tends to cause undesirable vibrations of the engine and the hull in the vertical plane.
更なる実施例では、上記14個のシリンダーは、次の要求(f)、即ち、 In a further embodiment, the 14 cylinders have the following requirement (f):
最も好ましい実施例では、14個のシリンダーは、次が成立するような点火シーケンス(n1〜n14)を有する。
(a) ガス圧振動の第4次高調波成分に対して、Vgas(4)<1、
(b) ガス圧振動の第5次高調波成分に対して、Vgas(5)<2、
(c) ガス圧振動の第6次高調波成分に対して、Vgas(6)<2、
(d) ガス圧振動の第7次高調波成分に対して、Vgas(7)<2.2、
(e) 第1次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(1)<1.5、
(f) 第2次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(2)<1.5
これらの基準を充足する点火シーケンスは、例外的に木目の細かい駆動状態をエンジンに提供し、エンジンの長さ全体に沿って排出空気受け容器内に均等な圧力を得る。加えて、振動レベルは、従来考えられていた振動レベルが受容可能以内に収まるという意味で非常に細かくなる。14シリンダーエンジンに対して、可能となる6,227,020,800の点火シーケンスから、600より少ない点火シーケンスがこれらの基準を満たす。
In the most preferred embodiment, the 14 cylinders have an ignition sequence (n1-n14) such that:
(A) For the fourth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (4) <1,
(B) For the fifth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (5) <2,
(C) For the sixth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (6) <2,
(D) For the seventh harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (7) <2.2,
(E) Vnick (1) <1.5 with respect to the nick moment of the first harmonic component ,
(F) Vnick (2) <1.5 with respect to the nick moment of the second harmonic component
An ignition sequence that meets these criteria exceptionally provides the engine with a fine grain drive and obtains equal pressure in the exhaust air receptacle along the entire length of the engine. In addition, the vibration level becomes very fine in the sense that the vibration level conventionally considered is within an acceptable range. Out of 6,227,020,800 possible ignition sequences for a 14 cylinder engine, fewer than 600 ignition sequences meet these criteria.
上記点火シーケンスは、2つの連続するシリンダーの点火の間のクランクシャフトの回転角度が360°/14という意味で均等になることができる。この固定サイズ角度は、エンジンの全てのシリンダーに対して使用される。特定のエンジン設置において特別の問題が存在する場合、少なくとも2対の連続的に点火するシリンダーの点火工程の間のクランクシャフトの回転角度が360°/14とは異なるという意味で不均等である、点火シーケンスを使用することにより、振動パターンを微調整することも可能となる。 The ignition sequence can be even in the sense that the rotation angle of the crankshaft between the ignition of two successive cylinders is 360 ° / 14. This fixed size angle is used for all cylinders of the engine. If there are special problems in a particular engine installation, the crankshaft rotation angle during the ignition process of at least two pairs of consecutively igniting cylinders is unequal in the sense that it is different from 360 ° / 14. By using the ignition sequence, the vibration pattern can be finely adjusted.
本発明の実施例における例は、概略的に示された図面を参照する次の説明において、より詳細に記載されている。 Examples in the embodiments of the present invention are described in more detail in the following description with reference to the schematically illustrated drawings.
図1には、14シリンダーを有する大型2ストローク定圧ターボチャージャー付きのクロスヘッド式内燃エンジンを通した断面図が示されている。当該エンジンは、例えば、マンB&Wディーゼル製及びMC又はME式であるか、又は、サルズァーRT−フレックス又はサルツァーRTA式のヴェルトシレ製のいずれかであり得る。これらのシリンダーは、例えば、60cm乃至120cm、好ましくは80cm乃至120cmの範囲、更に好ましくは95cmから120cmの範囲にあるボアを持つことができる。当該エンジンは、例えば、シリンダー当たり3000kW乃至8000kWの範囲のパワー、好ましくは、シリンダー当たり4000kW乃至7000kWの範囲のパワー、例えば、シリンダー当たり少なくとも5000kWのパワーを持つことができる。各々のシリンダーC1〜C14は、典型的には、その下側端部に一列の排出空気ポート2を備えたシリンダーライナー1と、シリンダーの頂部に配置された排気バルブ4を備えるシリンダーカバー3と、を有する。
FIG. 1 shows a cross section through a crosshead internal combustion engine with a large two-stroke constant pressure turbocharger having 14 cylinders. The engine can be, for example, either Mann B & W Diesel and MC or ME, or Salzer RT-Flex or Salzer RTA Vertsille. These cylinders can have bores in the range of, for example, 60 cm to 120 cm, preferably 80 cm to 120 cm, more preferably 95 cm to 120 cm. The engine can have a power in the range of, for example, 3000 kW to 8000 kW per cylinder, preferably in the range of 4000 kW to 7000 kW per cylinder, for example a power of at least 5000 kW per cylinder. Each cylinder C1-C14 typically has a cylinder liner 1 with a row of exhaust air ports 2 at its lower end, a
ピストン5は、ピストンロッド6上に取り付けられ、該ピストンロッドは、クロスヘッド7及び接続ロッド8を介して、クランクシャフト10上のクランクピン9と接続される。クランクシャフトジャーナル11は、ベッドプレート12内に取り付けられた主要ベアリング内に配置されている。
The piston 5 is mounted on a piston rod 6, and the piston rod is connected to a crankpin 9 on a
クロスヘッドは、垂直延在案内平面上を摺動する、案内シュー13により横断方向に支持されている。案内平面は、エンジンの静止Aフレーム14に固定されている。シリンダー区分15は、Aフレームの頂部上に取り付けられている。
The crosshead is supported in the transverse direction by a
シリンダーカバー3は、カバースタッド16によりシリンダー区分に固定されている。タイロッド17は、シリンダー区分から下方にベッドプレートへと延在し、それらは、シリンダー区分15をベッドプレート12に固定する。各シリンダー区分上で作用する典型的には4つのタイロッド17が存在し、該タイロッドからの下方への力の総和は、シリンダー内の燃焼チャンバー内での燃焼により展開された最大圧力により引き起こされるシリンダーカバー上で上方に向いて作用する力を超える。
The
排気ガスダクト18が、排気バルブの領域で個々のシリンダーから延在し、一定数のシリンダーに共通する排気ガス受け容器19へと開口する。エンジンは、全てのシリンダーに共通した単一の排気ガス受け容器のみを持ち得る。又は、当該エンジンは、互いの延長上で端部同士を接続して配置され、典型的にはガス流れ通路を通して相互接続された、複数の、例えば2又は3個の排気ガス受け容器を持つこともできる。
排気ガス受け容器は、円柱断面を備えた圧力容器である。排気ガスダクト18は、排気受け容器19内に延在し、排気バルブが開放されたとき、連係する燃焼チャンバーから排気ガスを分配する。排気ガス受け容器では、排気ガスダクトから放出された排気ガス圧振動により引き起こされた排気ガス受け容器の圧力変動は、より均等な圧力へと均一化される。
The exhaust gas receiving container is a pressure container having a cylindrical cross section. The
排気ガスが、ターボチャージャーのタービン部22を通って、排気通路21を介して流れることができる態様で、4つのターボチャージャー20が、排気ガス受け容器19に接続されている。該タービン部では、該排気ガスが、ターボチャージャーのコンプレッサ部24に配置されたコンプレッサ車輪のための駆動シャフトに取り付けられているタービン車輪のための駆動媒体として作用する。コンプレッサ部23は、空気流れ通路24を介して矢印Aの方向に、及び、可能な場合には、入口空気クーラー25を介して排出空気システム26へと圧縮空気を分配することができる。
Four
排出空気システムは、幾つかの又は全てのシリンダーに共通した、少なくとも1つの排出空気受け容器27と、シリンダーにより消費されるべき空気で入口空気チャンバーを充填するため入口空気が矢印Bの方向に流れることができるように、排出空気受け容器を入口空気チャンバー29に接続する、個々のシリンダーに対して設けられた流れ通路28と、を備える。排出空気受け容器は、断面が円形である円柱形状を備えた圧力容器である。チェックバルブ31は、排出空気受け容器27の下側部分の空気入口のところに設けられている。
The exhaust air system is common to some or all cylinders, at least one
入口空気は、排出空気及びチャージ空気の両方に言及されている。入口空気は、同一のものである。しかし、2ストロークエンジンに対しては、排気バルブが開放されている間に、燃焼生産物のため燃焼チャンバーを排出する(クリーンにする)ためには入口空気が必要とされ、排気バルブの閉鎖後には、次の燃焼プロセスのためシリンダーを充填するため当該入口空気が必要とされる。入口空気チャンバー29は、排出空気ポート2を備えたシリンダーライナー1の下側部分を、取り巻いている。
Inlet air is referred to as both exhaust air and charge air. The inlet air is the same. However, for a two-stroke engine, inlet air is required to exhaust (clean) the combustion chamber for combustion products while the exhaust valve is open, and after the exhaust valve is closed This inlet air is required to fill the cylinder for the next combustion process. The
2ストロークサイクルの燃焼サイクルの間、ピストン5は、該ピストンが下死点位置でシリンダーライナーの最下側部に配置されるまで下方向に移動される。該下死点位置では、該ピストンの上側表面が排出空気ポート2の下方に配置されている。この下方向への移動の間ピストンが排出空気ポートを通過する瞬間には、入口空気チャンバー29からの空気は、シリンダーへと流れ込み、前記チャンバー内で圧力低下を引き起こし、シリンダー内へと導く流れ通路28の近傍の局所領域における排出空気受け容器内にも圧力低下を引き起こす。
During the two-stroke cycle combustion cycle, the piston 5 is moved downward until the piston is located at the bottom dead center position on the lowest side of the cylinder liner. At the bottom dead center position, the upper surface of the piston is disposed below the exhaust air port 2. At the moment the piston passes through the exhaust air port during this downward movement, the air from the
排出空気受け容器内の、空気消費及びこれに関連した局所圧力低下は、排出空気受け容器の長さに沿って分布された流れ通路28で発生する。シリンダーは、エンジンの点火シーケンスに依存した時刻で連続的な態様で空気を消費する。入口空気のシリンダーへの分配は、時間及び場所の両方に関して変動するので、排出空気受け容器内部の空気は、揺らぎを生じ得る。排出空気受け容器内部の長さ方向のガス圧力波の自然の周波数は、とりわけ、受け容器の長さに依存している。 Air consumption and associated local pressure drop within the exhaust air receptacle occurs in the flow passages 28 distributed along the length of the exhaust air receptacle. The cylinder consumes air in a continuous manner at times that depend on the ignition sequence of the engine. Since the distribution of the inlet air to the cylinders varies with respect to both time and location, the air inside the exhaust air receiving vessel can fluctuate. The natural frequency of the longitudinal gas pressure wave inside the exhaust air receptacle depends, inter alia, on the length of the receptacle.
図5に示された排出空気受け容器は、エンジンの全てのシリンダーに共通しており、その結果、エンジンの完全な長さに沿って延在する。排出空気受け容器内の空気揺らぎの最低の自然周波数は、所謂、第1のモードのガス圧振動に対応し、該パルスでは、受け容器端部の圧力が逆移送であり、最大速度変化は、受け容器の中央部で発生する。第1のモードのガス圧振動は、図5の曲線aにより図示されている。第2のモードのガス圧振動は、図5の曲線bにより図示されている。第1のモードのガス圧振動は、単一ノード32を有し、第2のモードのガス圧振動は、2つのノード32を有し、即ち、モード数のあらゆる増分に対して一つのノードが追加されていく。
The exhaust air receptacle shown in FIG. 5 is common to all cylinders of the engine, and as a result, extends along the full length of the engine. The lowest natural frequency of air fluctuation in the exhaust air receiving container corresponds to the so-called first mode gas pressure oscillation , and in this pulse, the pressure at the end of the receiving container is reversely transferred, and the maximum speed change is Occurs in the center of the receiving container. The gas pressure oscillation in the first mode is illustrated by the curve a in FIG. The gas pressure oscillation in the second mode is illustrated by the curve b in FIG. The first mode gas pressure oscillation has a
排出空気受け容器内でガスの動的振動を励起するため空気の連続的な消費の能力は、エンジンの点火シーケンス及び現在のエンジン速度に依存する。圧力波の周波数がガス圧振動の特定のモードに対する自然周波数と一致する場合には、かなり大きい圧力波の揺らぎが発生し得る。これらの望ましくない圧力揺らぎは、シリンダー、特に、関連する振動の次数においてノード32から最大の距離に配置されたシリンダーの充填に影響を及ぼし得る。
The ability to continuously consume air to excite the dynamic vibrations of the gas in the exhaust air receptacle depends on the engine ignition sequence and the current engine speed. If the pressure wave frequency matches the natural frequency for a particular mode of gas pressure oscillation, significant pressure wave fluctuations can occur. These undesired pressure fluctuations can affect the filling of the cylinder, particularly the cylinder located at the maximum distance from the
端部間同士の関係に一方を他方の後に配置された幾つかの受け容器区分へと、排出空気受け容器を分割することは、勿論、可能である。これが個々の排出空気受け容器の長さを変化させるが、それは、圧力揺らぎの問題を解決しない。第1に当該揺らぎがなおも発生するからであり、第2には、それと同時に、分割は、全てのシリンダーに共通した単一の排出空気受け容器と同様に変動を均一にすることができないので、個々のターボチャージャーから分配された空気の量において可能となる変動を、より優勢にするからである。 It is of course possible to divide the exhaust air receiving container into several receiving container sections arranged one after the other in the relationship between the ends. While this changes the length of the individual exhaust air receptacles, it does not solve the pressure fluctuation problem. First, because the fluctuation still occurs, and secondly, at the same time, the split cannot be made uniform in the same way as a single exhaust receiver common to all cylinders. This is because it makes the variation that is possible in the amount of air distributed from the individual turbochargers more prevalent.
上述した要求(a)乃至(c)に従って点火シーケンスを選択することにより、シリンダーが排出空気受け容器からの空気を消費するシーケンスは、排出空気パルスに起因したシリンダーの充填における変動が非常に小さいので該変動がシリンダーのための燃料セッティングの調整をかき乱さないようになる。 By selecting the ignition sequence according to the above requirements (a) to (c), the sequence in which the cylinder consumes the air from the exhaust air receiving vessel has very little variation in the filling of the cylinder due to the exhaust air pulse. The fluctuations do not disturb the adjustment of the fuel settings for the cylinder.
当該要求を満たす点火シーケンスの例は、次の通りに与えることができる。 An example of an ignition sequence that satisfies the requirement can be given as follows.
次の点火シーケンスは、請求項5に記載の要求(a)<1、(b)<2、(c)<2、(d)<2.2、(e)<1.5、(f)<1.5を充足する。 The following ignition sequence includes the requirements (a) <1, (b) <2, (c) <2, (d) <2.2, (e) <1.5, (f) according to claim 5. <1.5 is satisfied.
各々のクランクスロー33は、2つのクランクアーム34と、クランクピン9と、を備え、クランクシャフトジャーナル11は、クランクスローを完全なクランクシャフトへと連結する。クランクシャフトジャーナルは、該クランクシャフトの中心ライン35に沿って整列され、それらは、ベッドプレート12の主要ベアリング内に支持されている。
Each crank throw 33 comprises two crank
シリンダー間の距離1は、距離12であるシリンダーC7及びC8の間を除いて、図3に示されたクランクシャフトを通して一定である。この距離は、シリンダー間の通常の距離に追加の長さ11を加えた距離12=1+11となり、この追加の距離は、2つの主要ベアリングと中間のクランクシャフトジョイントとの存在、例えば2つのクランクシャフト区分がボルト止めにより連結されているフランジ接続部等によりもたらされる。クランクシャフトを2つの区分へと適切に分割することができ、これにより個々の区分の重量を減少することができる。これは、関連するサイズの14シリンダーエンジンの完全なクランクシャフトが250tを超える重量を持ち得るとき、エンジンの組み立ての間のベッドルーム上へのクランクシャフトの持ち上げを容易にすると共に、クランクシャフトの製造を容易にする。ジョイントに配置されたシリンダー間の距離12は、他のシリンダー間の距離1より大きい。シリンダーC8及びC9の間のクランクシャフトジョイントを位置決めすることも可能となる。
The distance 1 between the cylinders is constant through the crankshaft shown in FIG. 3, except between the cylinders C7 and C8, which is the
エンジンは、燃料ポンプ及び排気バルブを作動するためのカムシャフトを設けていない電子制御式エンジン、例えばME型式のエンジンであってもよい。エンジンがカムシャフトを備えた従来形式である場合、カムシャフトは、を介してクランクシャフトから駆動することができる。該チェーン伝導機構又はギア装置は、より長い距離12により分離されたシリンダー間に適切に配置することができる。
The engine may be an electronically controlled engine that is not provided with a camshaft for operating the fuel pump and the exhaust valve, for example, an ME type engine. If the engine is of the conventional type with a camshaft, the camshaft can be driven from the crankshaft via. The chain transmission mechanism or gearing can be suitably placed between cylinders separated by a
図3のクランクシャフトのクランクスロー33の間の夫々の角度は、図4にも示されている。不規則な点火シーケンス、即ち、連続する点火シリンダーの、少なくとも2つの対、可能性として複数の対の点火の間の角度インターバルが、360°/14から逸脱するという意味で不均等である点火シーケンスを使用することも可能である。ほんの数度の逸脱が、エンジンの異なる振動パターンで発生し得る。そのような不規則な点火シーケンスは、エンジンの結果として生じた振動特性のきめ細かいチューニングのために有用となり得る。排出空気受け容器内のガス圧振動に関して、それは、ガス圧振動の有利に低いレベルを得るため重要性を持つようなものであり、点火シーケンスが規則的であるか、不規則であるかは、重要ではない。 The respective angles between the crank throws 33 of the crankshaft of FIG. 3 are also shown in FIG. Irregular ignition sequence, i.e. an ignition sequence in which the angular interval between at least two pairs, possibly multiple pairs of ignitions of successive ignition cylinders deviates from 360 ° / 14 Can also be used. Only a few degrees of deviation can occur with different engine vibration patterns. Such an irregular ignition sequence can be useful for fine tuning of the vibration characteristics resulting from the engine. Reference to the gas pressure oscillation of the exhaust air receiving container, it is like having importance for obtaining the advantageously low level of gas pressure oscillation, or firing sequence is regular, is either irregular, It does not matter.
特定の点火シーケンスが、個々の要求(a)乃至(d)及び更なる要求(e)乃至(f)を満たすか否かの計算方法は、典型的には、マンB&Wディーゼルにより発展された、PROFIR等のコンピュータプログラムにより、又は、例えばニューヨーク、ウィーンのスプリンガー−ヴェルラッグにより公表された、H.マース/H.クリアー及びK.E.ハフナー/H.マースの「ベルブレヌングクラフトマシーン(Verbrennungskraftmaschine)」に開示されたようなテキストブックプログラムによって、電子的に実行される。 The calculation method of whether a particular ignition sequence meets individual requirements (a) to (d) and further requirements (e) to (f) was typically developed by Man B & W Diesel, H. published by a computer program such as PROFIR or by Springer-Verlag, for example, Vienna, New York. Mars / H. Clear and K.K. E. Haffner / H. It is implemented electronically by a text book program such as that disclosed in Mars's “Verbrunnungcraft machine”.
これらの計算は、図2に示された14シリンダーエンジンに関して次に例示されたものにある。当該エンジンは、MAN B&W製ディーゼルでMC型式を持ち、より詳しくは、0.98mのシリンダーボアと、1.75mの公称シリンダー距離とを有する、14K98MC型式である。シリンダーC1及びC14の垂直中心線の間の全体長さは、23.99mであり、チェーン伝導機構は、シリンダーC7及びC8の間に配置されている。 These calculations are in the following example for the 14 cylinder engine shown in FIG. The engine is a MAN B & W diesel, MC model, and more specifically a 14K98MC model with a cylinder bore of 0.98 m and a nominal cylinder distance of 1.75 m. The overall length between the vertical centerlines of cylinders C1 and C14 is 23.99 m and the chain transmission mechanism is arranged between cylinders C7 and C8.
C7及びC8の間の追加の距離11は、1.24mであり、それにより、シリンダーC7及びC8の間に生じた距離は、12=2.99mである。上述した点火シーケンスNo.1、 1 4 9 14 7 2 6 11 12 5 3 8 10 13に関しては、次の値が計算される。 The additional distance 11 between C7 and C8 is 1.24 m, so that the distance produced between cylinders C7 and C8 is 12 = 2.99 m. The above ignition sequence No. For 1, 1 4 9 14 7 2 6 11 12 5 3 8 10 13, the following values are calculated:
シリンダーC1乃至C14のための点火角度は、0°、128.6°、257.1°、25.7°、231.4°、154.3°、102.9°、282.9°、51.4°、308.9°、180.0°、205.7°、334.2°、及び、77.1°である。 The ignition angles for cylinders C1 to C14 are 0 °, 128.6 °, 257.1 °, 25.7 °, 231.4 °, 154.3 °, 102.9 °, 282.9 °, 51 .4 °, 308.9 °, 180.0 °, 205.7 °, 334.2 °, and 77.1 °.
ガス圧振動の計算のために、F(n)の次の値が、シリンダーC1におけるF(1)=1及びシリンダーC14におけるF(14)=−1の間のシリンダー位置に関して線形補間されることにより見出される。即ち、F(1)=1、F(2)=0.85411、F(3)=0.70821、F(4)=0.56232、F(5)=0.41642、F(6)=0.27053、F(7)=0.12464、F(8)=−0.1246、F(9)=−0.2705、F(10)=−0.4164、F(11)=−0.5623、F(12)=−0.7082、F(13)=−0.8541、及び、F(14)=−1である。シリンダーの位置は、シリンダーC1及びC14の中心線の間の全距離により割られた、エンジンの長さ方向におけるシリンダーC1からシリンダーCnの距離として計算されている。その結果、F(n)は、1−2xに等しい(シリンダーC1からシリンダーCnの距離/シリンダーC1からシリンダーC14までの全距離)。 For calculation of gas pressure oscillation , the next value of F (n) is linearly interpolated with respect to the cylinder position between F (1) = 1 in cylinder C1 and F (14) = − 1 in cylinder C14 Is found by That is, F (1) = 1, F (2) = 0.85411, F (3) = 0.708211, F (4) = 0.56232, F (5) = 0.164642, F (6) = 0.27053, F (7) = 0.12464, F (8) = − 0.1246, F (9) = − 0.2705, F (10) = − 0.4164, F (11) = − 0 .5623, F (12) = − 0.7082, F (13) = − 0.8541, and F (14) = − 1. The cylinder position is calculated as the distance from cylinder C1 to cylinder Cn in the length direction of the engine divided by the total distance between the centerlines of cylinders C1 and C14. As a result, F (n) is equal to 1-2x (distance from cylinder C1 to cylinder Cn / total distance from cylinder C1 to cylinder C14).
式(a)乃至(f)のベクトル和におけるωtの値に関して、生じたベクトルの長さが時間に関して独立しているので、ベクトルの長さを、値t=0の場合で計算することができる。 For the value of ωt in the vector sum of equations (a) to (f), the length of the resulting vector is independent with respect to time, so that the length of the vector can be calculated for the value t = 0 .
要求(a)で規定された第4次高調波成分のガス力のための値に関して、夫々のシリンダーのためにF(n)で乗算された正弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=0、C2=0.37058、C3=−0.5537、C4=0.54822、C5=−0.1807、C6=−0.2637、C7=0.09744、C8=−0.0974、C9=0.11738、C10=−0.1807、C11=0.0000、C12=−0.6905、C13=0.83269及びC14=0.78138となり、正弦成分の総和は、0.7814となる。 With respect to the value for the gas power of the fourth harmonic component specified in requirement (a), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = 0.37058, C3 = −0.5537, C4 = 0.54822, C5 = −0.1807, C6 = −0.2637, C7 = 0.09744, C8 = −0. 0974, C9 = 0.11738, C10 = −0.1807, C11 = 0.0000, C12 = −0.6905, C13 = 0.83269, and C14 = 0.78138, and the sum of the sine components is 0.7814 It becomes.
夫々のシリンダーのために式(a)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=1、C2=−0.7695、C3=0.44156、C4=−0.1251、C5=−0.3752、C6=−0.0602、C7=0.07771、C8=−0.0777、C9=0.24374、C10=0.37518、C11=−0.56232、C12=0.15759、C13=0.19006、及び、C14=−0.6235であり、余弦成分の総和は、−0.108である。その結果、生じたベクトルの長さは、(0.7814×0.7814プラス−0.108×−0.108)の平方根=0.789であり、これは、2.5の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) in equation (a) for each cylinder is: That is, C1 = 1, C2 = −0.7695, C3 = 0.44156, C4 = −0.1251, C5 = −0.3752, C6 = −0.0602, C7 = 0.07771, C8 = −0 0777, C9 = 0.24374, C10 = 0.37518, C11 = −0.56322, C12 = 0.15759, C13 = 0.90006, and C14 = −0.6235, and the sum of the cosine components is , -0.108. The resulting vector length is (0.7814 × 0.7814 plus −0.108 × −0.108) square root = 0.789, which is well above the 2.5 value. Low.
要求(b)で規定された第5次高調波成分のガス力のための値に関して、夫々のシリンダーのためのF(n)で乗算された正弦成分は次の通りである。即ち、C1=0、C2=−0.8327、C3=−0.3073、C4=0.43964、C5=0.40598、C6=0.21151、C7=0.05408、C8=0.0541、C9=0.26375、C10=−0.406、C11=0.000、C12=0.5537、C13=0.6678、及び、C14=−0.4339であり、正弦成分の総和は、0.6707である。 With respect to the value for the gas power of the fifth harmonic component specified in requirement (b), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = −0.8327, C3 = −0.3073, C4 = 0.43964, C5 = 0.40598, C6 = 0.21151, C7 = 0.05408, C8 = 0.0541, C9 = 0.26375, C10 = −0.406, C11 = 0.000, C12 = 0.5537, C13 = 0.6678, and C14 = −0.4339, and the sum of the sine components is 0. 6707.
夫々のシリンダーのために式(b)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=1、C2=0.19006、C3=−0.6381、C4=−0.3506、C5=0.09266、C6=0.16867、C7=−0.1123、C8=−0.1123、C9=0.0602、C10=0.09266、C11=0.56232、C12=−0.4416、C13=0.53253、及び、C14=−0.901であり、余弦成分の総和は、0.1433である。その結果、生じたベクトルの長さは、0.6858であり、これは、2.0の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) in equation (b) for each cylinder is: That is, C1 = 1, C2 = 0.90006, C3 = −0.6381, C4 = −0.3506, C5 = 0.09266, C6 = 0.16867, C7 = −0.1123, C8 = −0. 1123, C9 = 0.0602, C10 = 0.09266, C11 = 0.56232, C12 = -0.4416, C13 = 0.53253, and C14 = -0.901, and the sum of the cosine components is 0.1433. The resulting vector length is 0.6858, which is well below the value of 2.0.
要求(c)で規定された第6次高調波成分のガス力のための値に関して、夫々のシリンダーのためのF(n)で乗算された正弦成分は次の通りである。即ち、C1=0、C2=0.66777、C3=0.69046、C4=0.24398、C5=−0.3256、C6=−0.1174、C7=−0.1215、C8=0.12151、C9=0.21151、C10=−0.3256、C11=0.0000、C12=−0.3073、C13=0.37058、及び、C14=−0.9749であり、正弦成分の総和は、0.1336である。 With respect to the value for the sixth harmonic component gas force specified in requirement (c), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = 0.66777, C3 = 0.60946, C4 = 0.24398, C5 = −0.3256, C6 = −0.1174, C7 = −0.1215, C8 = 0.215151 C9 = 0.21151, C10 = −0.3256, C11 = 0.0000, C12 = −0.3073, C13 = 0.37058, and C14 = −0.9749, and the sum of the sine components is 0.1336.
夫々のシリンダーのために式(c)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=1、C2=0.53253、C3=−0.1576、C4=−0.5066、C5=0.25964、C6=−0.2437、C7=−0.0227、C8=0.02773、C9=−0.1687、C10=−0.2596、C11=−0.5623、C12=0.63808、C13=0.76952、及び、C14=0.22252であり、余弦成分の総和は、1.5237である。その結果、生じたベクトルの長さは、1.5295であり、これは、2.1の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) in equation (c) for each cylinder is: That is, C1 = 1, C2 = 0.53253, C3 = −0.1576, C4 = −0.5066, C5 = 0.25596, C6 = −0.2437, C7 = −0.0227, C8 = 0. 02773, C9 = −0.1687, C10 = −0.2596, C11 = −0.5623, C12 = 0.63808, C13 = 0.69552, and C14 = 0.2522, and the sum of the cosine components is 1.5237. The resulting vector length is 1.5295, which is well below the 2.1 value.
要求(d)で規定された第7次高調波成分のガス力のための値に関して、夫々のシリンダーのためのF(n)で乗算された正弦成分は次の通りである。即ち、C1=0、C2=0.0000、C3=0.0000、C4=0.0000、C5=0.0000、C6=0.0000、C7=0.0000、C8=0.0000、C9=0.0000、C10=0.0000、C11=0.0000、C12=0.0000、C13=0.0000、及び、C14=0.0000であり、正弦成分の総和は、0.00である。 With respect to the value for the gas power of the seventh harmonic component specified in requirement (d), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = 0.0000, C3 = 0.0000, C4 = 0.0000, C5 = 0.0000, C6 = 0.0000, C7 = 0.0000, C8 = 0.0000, C9 = 0.0000, C10 = 0.0000, C11 = 0.0000, C12 = 0.0000, C13 = 0.0000, and C14 = 0.0000, and the sum of the sine components is 0.00.
夫々のシリンダーのために式(d)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=1、C2=−0.8541、C3=0.7082、C4=−0.5623、C5=−0.4164、C6=0.2705、C7=0.1246、C8=0.12464、C9=−0.2705、C10=−0.4164、C11=0.5623、C12=−0.7082、C13=0.85411、及び、C14=1.0であり、余弦成分の総和は、1.4164である。その結果、生じたベクトルの長さは、1.4164であり、これは、2.2の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) in equation (d) for each cylinder is: That is, C1 = 1, C2 = −0.8541, C3 = 0.7082, C4 = −0.5623, C5 = −0.4164, C6 = 0.2705, C7 = 0.1246, C8 = 0.12464 C9 = −0.2705, C10 = −0.4164, C11 = 0.5623, C12 = −0.7082, C13 = 0.85411 and C14 = 1.0, and the sum of the cosine components is 1.4164. The resulting vector length is 1.4164, which is well below the value of 2.2.
要求(e)及び(f)に関連したニックモーメントの計算のために、F(n)の値は次の態様で計算された。即ち、F(n)=F(n−1)+(シリンダーCn−1の中心線のシリンダーCnの中心線までの距離/シリンダー間の公称距離)である。シリンダー間の公称距離は、シリンダー間にチェーン伝導機構を有していない、2つの隣接するシリンダーの垂直中心線の間の水平距離である。エンジンに、カムシャフトのためのチェーン伝導機構が備え付けられているとき、このチェーン伝導機構は、典型的には、エンジンの中央部に配置されている。その結果、通常の場合には、シリンダー間の公称距離を、シリンダーC1及びC2の間の距離等の、エンジンの端部領域におけるシリンダーの間の距離として、同定することができる。上述したエンジンのために、次の値が乱される。即ち、F(1)=0、F(2)=1、F(3)=2、F(4)=3、F(5)=4、F(6)=5、F(7)=6、F(8)=7.70857、F(9)=8.70857、F(10)=9.70857、F(11)=10.70857、F(12)=11.70857、F(13)=12.70857、及び、F(14)=13.70857である。 For the calculation of the nick moment associated with requirements (e) and (f), the value of F (n) was calculated in the following manner. That is, F (n) = F (n -1) + ( nominal distance between the distance / cylinder to the center line of the cylinder C n of the center line of the cylinder C n-1). The nominal distance between the cylinders is the horizontal distance between the vertical centerlines of two adjacent cylinders that do not have a chain conduction mechanism between the cylinders. When the engine is equipped with a chain transmission mechanism for the camshaft, this chain transmission mechanism is typically located in the center of the engine. As a result, in the normal case, the nominal distance between the cylinders can be identified as the distance between the cylinders in the end region of the engine, such as the distance between the cylinders C1 and C2. Due to the engine described above, the following values are disturbed: That is, F (1) = 0, F (2) = 1, F (3) = 2, F (4) = 3, F (5) = 4, F (6) = 5, F (7) = 6 , F (8) = 7.70857, F (9) = 8.70857, F (10) = 9.70857, F (11) = 10.70857, F (12) = 11.770857, F (13) = 12.70857 and F (14) = 13.70857.
要求(e)における第1次高調波成分のニックモーメントに対する値に関して、夫々のシリンダーのためのF(n)で乗算された正弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=0、C2=0.78183、C3=−1.94499、C4=1.30165、C5=−3.1273、C6=2.1694、C7=5.84957、C8=−7.5153、C9=6.8086、C10=−7.5905、C11=0.0000、C12=−5.0802、C13=−5.514、及び、C14=13.3649であり、余弦成分の総和は、−0.501となる。 With respect to the value for the first harmonic component nick moment in requirement (e), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = 0.78183, C3 = 1.944499, C4 = 1.30165, C5 = −3.1273, C6 = 2.1694, C7 = 5.84957, C8 = −7.5153 C9 = 6.8086, C10 = −7.5905, C11 = 0.0000, C12 = −5.0802, C13 = −5.514, and C14 = 13.3649, and the sum of the cosine components is -0.501.
夫々のシリンダーのために式(e)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=0、C2=−0.6235、C3=−0.445、C4=2.70291、C5=−2.49396、C6=−4.50484、C7=−1.3351、C8=1.71532、C9=5.42971、C10=6.0532、C11=−10.7086、C12=−10.549、C13=11.45、及び、C14=3.0504であり、余弦成分の総和は、0.5639であり、これは2.5の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) in equation (e) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = −0.6235, C3 = −0.445, C4 = 2.70291, C5 = −2.49496, C6 = −4.50484, C7 = −1.3351, C8 = 1 71532, C9 = 5.42971, C10 = 6.0532, C11 = -10.7086, C12 = -10.549, C13 = 11.145, and C14 = 3.0504, and the sum of the cosine components is 0.5639, which is well below the value of 2.5.
要求(f)における第2次高調波成分のニックモーメントに対する値に関して、夫々のシリンダーのためのF(n)で乗算された正弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=0、C2=−0.9749、C3=0.86777、C4=2.34549、C5=3.8997、C6=−3.90916、C7=−2.6033、C8=−3.3446、C9=8.4902、C10=−9.4652、C11=0.000、C12=9.15413、C13=−9.936、及び、C14=5.9479となり、正弦成分の総和は、0.4721となる。 With respect to the value for the second harmonic component nick moment in requirement (f), the sine component multiplied by F (n) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = -0.9749, C3 = 0.86777, C4 = 2.34549, C5 = 3.8997, C6 = -3.90916, C7 = -2.6033, C8 = -3. 3446, C9 = 8.4902, C10 = −9.44652, C11 = 0.000, C12 = 9.15.413, C13 = −9.936, and C14 = 5.9479, and the sum of the sine components is 0 4721.
夫々のシリンダーのために式(f)のF(n)で乗算された余弦成分は、次の通りとなる。即ち、C1=0、C2=−0.2225、C3=−1.8019、C4=1.87047、C5=−0.89008、C6=3.1174、C7=−5.4058、C8=−6.9452、C9=−1.9378、C10=−2.1604、C11=10.70857、C12=7.30017、C13=7.92366、及び、C14=−12.351であり、余弦成分の総和は、−0.794である。その結果、生じたベクトルの長さは、0.9241であり、これは、6.0の値より十分に低い。 The cosine component multiplied by F (n) of equation (f) for each cylinder is: That is, C1 = 0, C2 = −0.2225, C3 = −1.8019, C4 = 1.87047, C5 = −0.89008, C6 = 3.1174, C7 = −5.4058, C8 = −6 .9452, C9 = −1.9378, C10 = −2.1604, C11 = 10.70857, C12 = 7.30017, C13 = 7.992366, and C14 = −12.351, and the sum of the cosine components Is -0.794. The resulting vector length is 0.9241, which is well below the value of 6.0.
ニックモーメントを生成する力は、図6に示されている。シリンダー14が燃焼シーケンスを実行するとき、シリンダー上で上方向に作用する力は、シリンダー部をベッドプレートに接続する4つのタイロッド内で上方向に向いた力36を生じさせる。それと同時に、シリンダー14と連係された主要ベアリングは、下方向に向き付けられた押し付け力37を受ける。類似の力が、他のシリンダーが点火されるとき、当該他のシリンダーで発生する。これらの垂直に作用する力は、垂直振動を導入することができる態様で、エンジン及びエンジン支持構造部上に作用する、所謂ニックモーメントを生成する。これらの垂直振動は、特にエンジンがコンテナ船の主要推進エンジンであるとき、負の影響を持ちかねない。当該ニックモーメントは、非常に望ましくない特徴を持つ船体振動を惹起し得るからである。本発明に係るエンジンは、ニックモーメントの大きさを制限する点火シーケンスを持ち、その結果、当該エンジンは、典型的に、長い船体を持ち、且つ、その主要エンジンが、高い値の積荷を輸送するとき要求される高速度で船を推進するため非常に大きなパワーを生成することを要求する、コンテナ船で使用する上で特に適したものとなる。エンジンシリンダーの様々に異なる充填工程の問題、高いパワーを持つエンジンに特に関連する問題を解決することに加えて、本発明に係るエンジンは、これと同時にコンテナ船の推進に属する主要な振動問題の一つを解決する。
The forces that generate the nick moment are shown in FIG. When the
このようにして、本発明に係るエンジンは、コンテナ船、特に10.200から14.000TEU等の少なくとも10.000TEUの容積を有するコンテナ船において、主要推進エンジンとして使用するため特に適したものとなる。ここで、1TEUは、単一の20’コンテナに等価である。TEUは、コンテナ船の容積に関する標準的な測度である。 In this way, the engine according to the invention is particularly suitable for use as a main propulsion engine in a container ship, in particular a container ship having a volume of at least 10.000 TEU, such as 10.200 to 14.000 TEU. . Here, 1 TEU is equivalent to a single 20 'container. TEU is a standard measure of container ship volume.
以下の表4は、他の上述した点火シーケンスの幾つかの関連する振動値を与えている。当該点火シーケンスは、上述したシーケンスの附番に従って、FS 1等と附番されている。当該表は、要求(a)乃至要求(f)の各々に従ったベクトル長さを表している。 Table 4 below gives some relevant vibration values for the other aforementioned ignition sequences. The ignition sequence is numbered as FS 1 or the like according to the numbering of the sequence described above. The table represents the vector length according to each of the requests (a) to (f).
上記要求に対して上述した基準より厳しい基準を設定することも可能である。一例としてガス圧振動に関して、要求(a)は、Vgas(4)<1.2又はVgas(4)<0.9とすることができる。ガス圧振動に関して、要求(b)は、Vgas(5)<1.2又はVgas(5)<1.0に限定することができ、要求(c)は、Vgas(6)<1.2又はVgas(6)<1.0に限定することができる。要求(d)は、Vnick(1)<1.3又はVnick(1)<1.0に限定することができ、要求(e)は、Vnick(2)<1.3又はVnick(2)<1.0に限定することができる。これらのより厳しい要求は、所望の態様に従って、個別に又は組み合わせて適用することができる。より厳しい要求は、要求を満足させる点火シーケンスの数を減少させるが、これと同時に、それらは、より好ましい振動特性さえ有する14シリンダーエンジンをもたらす。 It is also possible to set a stricter standard than the above-mentioned standard for the above request. As an example, with respect to gas pressure oscillation , the requirement (a) can be Vgas (4) <1.2 or Vgas (4) <0.9. With respect to gas pressure oscillations , requirement (b) can be limited to Vgas (5) <1.2 or Vgas (5) <1.0, and requirement (c) is Vgas (6) <1.2 or It can be limited to Vgas (6) <1.0. The request (d) can be limited to Vnick (1) <1.3 or Vnick (1) <1.0, and the request (e) can be Vnick (2) <1.3 or Vnick (2) <1.0. It can be limited to 1.0. These more stringent requirements can be applied individually or in combination according to the desired aspects. The more stringent requirements reduce the number of ignition sequences that satisfy the requirements, but at the same time they result in a 14-cylinder engine with even more favorable vibration characteristics.
Claims (9)
少なくとも1つの排気ガス受け容器と、少なくとも2つのターボチャージャーと、少なくとも1つの細長い排出空気受け容器を備える排出空気システムと、を更に有し、
各々のシリンダーは、前記排出空気受け容器に接続された排出空気入口と、前記少なくとも1つの排気ガス受け容器へと導く排気通路と、を有し、前記ターボチャージャーは、そのタービン側で前記排気ガス受け容器と接続され、そのコンプレッサ側で前記排出空気システムと接続されており、前記エンジンは、前記エンジンシリンダーC1〜C14の点火シーケンス(n1〜n14)を有する、該エンジンにおいて、
前記14個のシリンダーは、少なくとも次の4つの要求(a)乃至(d)、即ち、
ガス圧振動の第4次高調波成分に対して、
An exhaust air system comprising at least one exhaust gas receiver, at least two turbochargers, and at least one elongated exhaust air receiver;
Each cylinder has an exhaust air inlet connected to the exhaust air receptacle and an exhaust passage leading to the at least one exhaust gas receptacle, wherein the turbocharger has the exhaust gas on its turbine side. Connected to a receiving vessel and connected to the exhaust air system on its compressor side, the engine having an ignition sequence (n1 to n14) of the engine cylinders C1 to C14,
The 14 cylinders have at least the following four requirements (a) to (d):
For the 4th harmonic component of gas pressure oscillation ,
(a) ガス圧振動の第4次高調波成分に対して、Vgas(4)<2、
(b) ガス圧振動の第5次高調波成分に対して、Vgas(5)<2、
(c) ガス圧振動の第6次高調波成分に対して、Vgas(6)<2、
(d) ガス圧振動の第7次高調波成分に対して、Vgas(7)<2.2、
(e) 第1次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(1)<2、
(f) 第2次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(2)<3
が成立するような点火シーケンス(n1〜n14)を有することを特徴とする、請求項1乃至3のいずれか1項に記載の2ストロークターボチャージャー付きの内燃エンジン。 The 14 cylinders are
(A) For the fourth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (4) <2,
(B) For the fifth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (5) <2,
(C) For the sixth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (6) <2,
(D) For the seventh harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (7) <2.2,
(E) With respect to the nick moment of the first harmonic component , Vnick (1) <2,
(F) Vnick (2) <3 with respect to the nick moment of the second harmonic component
The internal combustion engine with a two-stroke turbocharger according to any one of claims 1 to 3, characterized by having an ignition sequence (n1 to n14) that satisfies:
(a) ガス圧振動の第4次高調波成分に対して、Vgas(4)<1、
(b) ガス圧振動の第5次高調波成分に対して、Vgas(5)<2、
(c) ガス圧振動の第6次高調波成分に対して、Vgas(6)<2、
(d) ガス圧振動の第7次高調波成分に対して、Vgas(7)<2.2、
(e) 第1次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(1)<1.5、
(f) 第2次高調波成分のニックモーメントに対して、Vnick(2)<1.5
が成立するような点火シーケンス(n1〜n14)を有することを特徴とする、請求項4に記載の2ストロークターボチャージャー付きの内燃エンジン。 The 14 cylinders are
(A) For the fourth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (4) <1,
(B) For the fifth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (5) <2,
(C) For the sixth harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (6) <2,
(D) For the seventh harmonic component of the gas pressure oscillation , Vgas (7) <2.2,
(E) Vnick (1) <1.5 with respect to the nick moment of the first harmonic component ,
(F) Vnick (2) <1.5 with respect to the nick moment of the second harmonic component
The internal combustion engine with a two-stroke turbocharger according to claim 4, characterized in that it has an ignition sequence (n1 to n14) such that
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