[go: up one dir, main page]
More Web Proxy on the site http://driver.im/

JP5185910B2 - ミラーサイクルエンジン - Google Patents

ミラーサイクルエンジン Download PDF

Info

Publication number
JP5185910B2
JP5185910B2 JP2009239461A JP2009239461A JP5185910B2 JP 5185910 B2 JP5185910 B2 JP 5185910B2 JP 2009239461 A JP2009239461 A JP 2009239461A JP 2009239461 A JP2009239461 A JP 2009239461A JP 5185910 B2 JP5185910 B2 JP 5185910B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
supply
air
valve
supercharger
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
JP2009239461A
Other languages
English (en)
Other versions
JP2011085089A (ja
Inventor
道靖 石田
健次郎 小田
昇司 長面川
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Heavy Industries Ltd filed Critical Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority to JP2009239461A priority Critical patent/JP5185910B2/ja
Priority to CN201080046272.5A priority patent/CN102575589B/zh
Priority to EP10823309.9A priority patent/EP2489861B1/en
Priority to US13/501,888 priority patent/US20120279218A1/en
Priority to PCT/JP2010/067423 priority patent/WO2011046041A1/ja
Priority to KR1020127009377A priority patent/KR101312157B1/ko
Publication of JP2011085089A publication Critical patent/JP2011085089A/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP5185910B2 publication Critical patent/JP5185910B2/ja
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0269—Controlling the valves to perform a Miller-Atkinson cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/065—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle the combustion taking place in an internal combustion piston engine, e.g. a diesel engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy
    • F01N5/02—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy the devices using heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/013—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/04—Engines with exhaust drive and other drive of pumps, e.g. with exhaust-driven pump and mechanically-driven second pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0203—Variable control of intake and exhaust valves
    • F02D13/0215—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
    • F02B2275/32—Miller cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0406—Layout of the intake air cooling or coolant circuit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F02B33/40—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of non-positive-displacement type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
    • F02B41/02—Engines with prolonged expansion
    • F02B41/04—Engines with prolonged expansion in main cylinders
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)

Description

本発明は、給気弁を下死点よりも早くもしくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンに関し、特に、給気圧力を高めてミラーサイクルの熱効率を改善する技術に関する。
ミラーサイクルエンジンは、給気弁を下死点よりも早くもしくは遅く閉じてエンジンの圧縮比を膨張比よりも小さく維持することによりノッキングの発生を回避するとともに高い熱効率を実現するために有効である。また、大きな膨張比を実現し、燃焼ガスを十分に膨張させて燃焼エネルギーをより効率的にトルクとして活用できることで知られている。
図７の実線で示したＰ−Ｖ線図は、過給機付き内燃機関のＰ−Ｖ線図であり、オットーサイクルをベースとした給気早閉じのミラーサイクルを示している。
圧縮行程（Ｍ１）、燃焼・膨張行程（Ｍ２）、排気行程（Ｍ３）、給気行程（Ｍ４）からなっていて、給気行程のＰ点で給気弁を下死点よりも早い時期に閉じることによって、Ｐ点からラインｍ１に沿って膨張し、再びラインｍ１に沿って戻って圧縮して、その後Ｐ点から圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って変化する。
その結果、図７下部に示すように、圧縮比の計算に用いられる燃焼室容積のピストンストロークはＡ1となり、膨張比の計算に用いられる燃焼室容積のピストンストロークはＡ２となり、圧縮比を膨張比よりも小さくできることが示される。
ここで、図７の実線で示す現状の給気早閉じのミラーサイクルに対して、熱効率の向上を考えた場合、過給機による給気加圧によって給気行程（Ｍ４）と排気行程（Ｍ３）とによって形成されるＭ３〜Ｍ４の時計方向の袋状の閉ループ（図７の斜線領域）がエンジンに対して正の仕事量を示すポンピング仕事が形成されるため、このポンピング仕事を向上（図７の斜線領域を拡大）することが熱効率向上に有効である。
しかし、このポンピング仕事の向上のために過給圧力を高めて給気行程（Ｍ４）を上昇しようとすると、過給機の駆動源の排気圧力の上昇が必要になるため、結果的に得られるポンピング仕事は、過給圧力を高める前に比べて大幅に改善されるものではない（図７の斜線領域が上方にシフト（ｈ）するだけである。）
また、過給圧力を上昇しただけでは、排気圧も同様に上昇して図７に示されるようにＰ−Ｖ線図の全体が上昇し（図７の点線）、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）も上昇する。その結果、許容最高圧力を超えるおそれがあり、エンジン本体の機械的強度や熱負荷において悪影響を与える。
一方、ミラーサイクルエンジンに関する発明として、特許文献１（特開平７−３０５６０６号公報）、特許文献２（特開２０００−２２０４８０号公報）が知られている。
この特許文献１に示される構成は、図８に示すように、ミラーサイクルガスエンジン０１からの排ガス供給管０３を蒸気発生装置０５に接続し、その蒸気発生装置０５に接続した作動流体の循環配管０７に蒸気タービン０９を設け、その蒸気タービン０９の出力軸０１１に、前記ミラーサイクルガスエンジン０１に圧縮空気を供給する過給機０１３を設け、ミラーサイクルガスエンジン０１からの燃焼排ガスを熱源として過給機０１３を駆動し、エンジン出力を高くするものである。
また、特許文献２には、直列に２段過給機を備えたミラーサイクルエンジンが示されており、さらに、このミラーサイクルエンジンに排気再循環（ＥＧＲ）を採用してノッキングを抑えつつ高燃費を実現する発明が示されている。
特開平７−３０５６０６号公報 特開２０００−２２０４８０号公報
しかしながら、前記の特許文献１、２には、ミラーサイクルエンジンにおいて排気行程と給気行程とによって形成されるポンピング仕事を増大して熱効率を改善する技術は示されていない。
さらに、図７を参照して既に説明したように、単に過給機の過給圧力を高めるだけでは、ポンピング仕事による熱効率の向上が得られないばかりでなく、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）の上昇によって、エンジン本体の機械的強度や熱負荷において悪影響が生じる問題も有する。
そこで、本発明は前記問題点に鑑みなされたもので、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるとともに、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持して、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する信頼性を向上するミラーサイクルエンジンを提供することを課題とする。
上記の課題を解決するために、本発明は、給気圧力を高める過給機が設けられるとともに、給気弁を下死点よりも早く若しくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンにおいて、前記給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、前記過給機によって加圧される給気に対してさらに付加的に、排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力だけを上昇せしめる、または排気圧力の上昇を伴うとともに給気圧力の上昇を排気圧力の上昇より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を、前記給気圧力付加装置の付加前における給気弁の閉弁時期が下死点に対して早閉じの場合にはより早く、遅閉じの場合にはより遅く閉じて、前記給気圧力付加装置によって付加される給気圧力における燃焼サイクルでの筒内最高圧力を、前記給気圧力付加装置の付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段と、該閉弁時期制御手段に設けられ、前記過給機による給気圧力と前記給気圧力付加装置による付加給気圧力との合計給気圧力を検出する給気圧センサによる検出値と、前記筒内最高圧力を略同一に維持する給気弁の閉弁時期との関係があらかじめ設定された閉弁時期制御マップと、を備え、前記閉弁時期制御マップには、前記給気圧力付加装置による付加給気圧力が作用する前の過給機付き４サイクル内燃機関におけるＰ−Ｖ線図（圧力容積線図）上の圧縮行程ラインに沿って、付加給気圧力が作用した後の圧縮行程が進むように前記合計給気圧力に対する前記給気弁の閉弁時期が設定され、該閉弁時期制御マップを用いて前記閉弁時期制御手段が前記給気弁の閉弁時期を制御することを特徴とする。
かかる発明によれば、給気圧力付加装置によって付加的に給気圧力だけを上昇または排気圧力の上昇を伴う場合には給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるので（図４に示す斜線領域を拡大することによるポンピング仕事の向上）、ミラーサイクルエンジンの熱効率を向上することができる。
また、閉弁時期制御手段が給気圧力付加装置によって付加される給気圧力に応じて給気弁の閉弁時期を変更し、付加する給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて、付加前の筒内最高圧力と略同一に維持するので（図４に示す筒内最高圧力（Ｐｍａｘ））、筒内最高圧力の上昇によるエンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する弊害を回避して信頼性を向上できる。
本発明によれば、該閉弁時期制御手段に設けられ、前記過給機による給気圧力と前記給気圧力付加装置による付加給気圧力との合計給気圧力を検出する給気圧センサによる検出値と、前記筒内最高圧力を略同一に維持する給気弁の閉弁時期との関係があらかじめ設定された閉弁時期制御マップを備え、前記閉弁時期制御マップには、前記給気圧力付加装置による付加給気圧力が作用する前の過給機付き４サイクル内燃機関におけるＰ−Ｖ線図（圧力容積線図）上の圧縮行程ラインに沿って、付加給気圧力が作用した後の圧縮行程が進むように前記合計給気圧力に対する前記給気弁の閉弁時期が設定され、該閉弁時期制御マップを用いて前記閉弁時期制御手段が前記給気弁の閉弁時期を制御することを特徴とするので、
エンジンに流入する給気の給気圧力を直接検出して該検出値によって給気弁の閉弁時期を制御するので、すなわち、大気温度、大気圧、湿度等の外気条件の変化が反映された給気圧力の検出値に基づいて給気弁の閉弁時期を制御するので、外気条件の変化に対して正確に給気弁の閉弁時期制御が可能になる。例えば、外気温度が高くなると、空気密度の低下によって給気圧力は低下して、該低下した圧力値に基づいて給気弁の閉弁時期が制御されるので、付加給気圧力が作用し、しかも外気条件が大きく変動しても筒内最高圧力は、付加給気圧力が作用する前の筒内最高圧力を精度よく維持できる。
また、閉弁時期制御マップによって、給気弁の閉弁時期は図４の圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って圧縮行程が行われるようになる。
また、本発明において、好ましくは、前記給気圧力付加装置がエンジンの回生エネルギーを用いて構成されるとよい、回生エネルギーを用いることによってエンジンの排気圧力の上昇を抑えて給気圧力だけまたは排気圧力の上昇以上に給気圧力を上昇することが可能になる。
具体的には、回生エネルギーがエンジンの排気ガス熱を利用して発生される蒸気であり、該蒸気によって駆動される蒸気タービンのコンプレッサ部によって、前記過給機の上流側に付加給気圧を生成する。
このように排気ガス熱を利用して蒸気を発生させ、蒸気タービンを駆動して蒸気タービンのコンプレッサ部で給気をあらかじめ加圧して過給機に供給することで排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力を高めることができ、ミラーサイクルにおける排気行程および給気行程によって形成されるポンピング仕事の増大を図ることができる。
また、他の例として、前記過給機が発電機を内蔵したハイブリッド過給機からなり、回生エネルギーが排気ガスを利用して発電された電力であり、該電力によって給気通路に設けられた給気ブロアを駆動することで付加給気圧を生成するとよい。
このように発電機を内蔵したハイブリッド過給機で構成することで、排気ガスの流れを利用して電力を生成し、給気通路に設けた給気ブロアを駆動することで排気圧力の上昇を伴わずにまたは排気圧力の上昇を伴っても給気圧力を排気圧力より大きく高めることができ、ミラーサイクルにおける排気行程および給気行程によって形成されるポンピング仕事の増大を図ることができる。
さらに、他の例として、エンジンの排気流を回生エネルギーとして利用して駆動される前段過給機を前記過給機の上流側に設け、該前段過給機によって前記過給機の上流側に付加給気圧を生成するとよい。この場合には、排気圧力の上昇を伴うが、前段過給機の過給特性を、給気圧力の上昇分が前記前段過給機を駆動するために上昇する排気圧力より大きくなるように設定することで、給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめてミラーサイクルにおける給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめることができる。
本発明は、給気圧力を高める過給機が設けられたミラーサイクルエンジンにおいて、給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、前記過給機による過給に対して付加的に給気圧力だけを上昇または排気圧力の上昇を伴う場合には給気圧力の上昇を排気圧力の上昇より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段とを備えることで、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめて熱効率を向上できる。
しかも、閉弁時期制御マップによって、給気弁の閉弁時期は図４の圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って圧縮行程が行われるようになり、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持するため、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する問題を回避して信頼性を向上したミラーサイクルエンジンを提供できる。
本発明のミラーサイクルエンジンに係る第１実施形態の全体構成図である。 第２実施形態の全体構成図である。 第３実施形態の全体構成図である。 本発明のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。 本発明のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。 給気圧力、排気圧力、および燃費の関係を示す説明図であり、（ａ）が給気圧力と排気圧力との関係を示し、（ｂ）が（ａ）に示した給気圧力と排気圧力との関係における燃費の関係を示したものである。 従来のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。 従来技術の説明図である。
（第１実施形態）
図１は本発明の第１実施形態に係るミラーサイクルエンジン（以下エンジンという）２の全体構成図である。
図１において、エンジン２は、一例として４サイクルガスエンジンとして説明するがガスエンジンには限らない。
エンジン本体のシリンダ４内には、往復摺動自在に嵌合されたピストン６、該ピストン６の往復動を、図示しないコネクチングロッドを介して回転に変換するクランク軸を備え、また、ピストン６の上面とシリンダヘッド８の内面との間に区画形成される燃焼室１０、該燃焼室１０に接続される給気ポート１２、該給気ポート１２を開閉する給気弁１４を備え、さらに前記燃焼室１０に接続される排気ポート１６、該排気ポート１６を開閉する排気弁１８を備えている。
また、燃料ガスの供給装置および着火装置については図示しないが、燃料ガスは過給機（排気過給機）２０のコンプレッサ部２０ａから供給された圧縮空気と混合して予混合ガスの状態で給気ポート１２及び給気弁１４を通して燃焼室１０に供給し、着火装置によって着火するようになっている。
給気ポート１２には給気通路Ｋ２を介して過給機２０のコンプレッサ部２０ａから圧縮空気が供給され、この給気通路Ｋ２には空気冷却器２２が設けられている。また、排気ポート１６は排気通路Ｌ１を介して過給機２０のタービン部２０ｂに接続される。
タービン部２０ｂを通過した排気ガスは、排気通路Ｌ２を通って第１熱交換器２４（蒸気発生器）に導かれて、該第１熱交換器（蒸気発生器）２４で外部から供給された給水を加熱して蒸気を発生させる。また、冷却水管Ｃ１によって供給されたエンジン冷却水は冷却水管Ｃ２を通って第２熱交換器（蒸気発生器）２６に導かれ、外部から供給された給水を加熱して蒸気を発生させる。
第１熱交換器２４及び第２熱交換器２６で発生させた蒸気は蒸気管Ｓを通って蒸気タービン（給気圧力付加装置）２８のタービン部２８ｂに供給され、タービン部２８ｂと同軸状に設けられたコンプレッサ部２８ａを駆動して給気を加圧する。この加圧された給気は過給機２０のコンプレッサ部２０ａに供給されてさらに加圧されるように、蒸気タービン２８のコンプレッサ部２８ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとの２段階過給によって構成される。
このように排気ガス熱を利用して蒸気を発生させ、蒸気タービン２８を駆動して蒸気タービン２８のコンプレッサ部２８ａで給気をあらかじ加圧して過給機２０に供給することで排気圧力を上昇させることなく給気圧力を高めることができる。
また、蒸気タービン２８のタービン部２８ｂを通過した蒸気は復水器３０によって冷却凝縮されて再び給水として第１熱交換器２４及び第２熱交換器２６に供給されるようになっている。
給気通路Ｋ２の給気ポート１２近傍には給気圧センサ３２が設置され、燃焼室１０内に流入する給気圧力が測定される。すなわち、給気行程開始時の給気通路Ｋ２内の圧力が検出信号として閉弁時期制御手段３４に入力される。該閉弁時期制御手段３４は、圧力検出値に基づいて最適な給気弁１４の閉弁時期を算出して、給気バルブ可変手段３６へ制御信号を出力するようになっている。
この閉弁時期制御手段３４には、給気圧センサ３２で検出した給気圧力に応じた給気弁１４の閉弁時期が設定された閉弁時期制御マップ３８を有している。
図４に示すように、過給機２０によって形成される排気行程（Ｍ３）時の排気圧力Ｐｈと給気行程（Ｍ４）時の給気圧力Ｐｋに対して、給気圧力付加装置としての蒸気タービン２８によって付加的に加圧される給気圧力の上昇分がΔＰとして付加されて給気行程（Ｍ５）時の圧力となる。
従って、過給機２０による給気圧力Ｐｋと蒸気タービン２８による付加給気圧力ΔＰとの合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）を給気圧センサ３２によって検出し、この検出値に基づいて給気弁１４の閉弁時期が制御されることになる。
閉弁時期制御マップ３８には、合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）と給気弁の閉弁時期との関係があらかじ設定されている。給気弁１４の閉弁時期は図４の圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って圧縮行程が行われるようにするため、すなわち、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）を蒸気タービン２８による付加給気圧力が作用する前と略同等に維持するため、合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）の大きさに応じて、圧縮行程（Ｍ１）のライン上の圧縮行程のスタート位置を変える。そしてそのスタート位置に対応するように、給気弁１４の閉弁時期を進め、または遅らせる。
すなわち、閉弁時期制御マップ３８には、付加給気圧力が作用する前の圧縮行程（Ｍ１）のライン上に沿って圧縮行程が開始するように合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）と給気弁１４の閉弁時期との関係があらかじめ設定されている。
また、燃焼室１０に流入する給気の給気圧力を給気圧センサ３２で直接検出して該検出値によって給気弁１４の閉弁時期を制御するので、すなわち、大気温度、大気圧、湿度等の外気条件の変化の影響が給気圧力に反映されるので、外気条件の変化に対して正確に給気弁の開弁時期の補正が可能になり、外気条件の変化に対しても筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）を一定に維持できる。
例えば、図５に示すように、外気温度が高くなり、空気密度の低下によって給気圧力が低下して合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）=Ｐｂによる給気行程（Ｍ６）の場合には、給気弁閉時期をＴｂに設定し、また外気温度が低くなり、空気密度が高まり合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）＝Ｐａによる給気行程（Ｍ７）の場合には給気弁閉時期をＴａのように設定される。なお、Ｐｃ、Ｔｃは、蒸気タービン２８による付加的な加圧をしない場合を示す。
以上のように、予め設定された合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）に基づいて給気弁１４の最適な閉弁時期制御がなされるので、付加給気圧力が作用した場合でも、外気条件が変化した場合でも、付加給気圧力が作用する前の圧縮行程（Ｍ１）ライン上を進むため、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）が一定に精度よく維持される。
ここで、排気圧力を上昇せずに給気圧力だけを上げた場合や、給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめた場合の、ポンピング仕事について図６（ａ）、（ｂ）を参照して説明する。
この図６はシミュレーション計算結果を表すものであり、図６（ａ）は一定の過給圧状態において、給気圧力と排気圧力との変化状況を横軸にクランク角度をとって示したものであり、図６（ｂ）は燃費を示したものである。
図６（ａ）の特性曲線のボトムの位置が略下死点を示し、その下死点位置から左側に向かう方向が、給気弁１４の閉弁時期を進める方向である。
この図６（ａ）に示すように、計算結果では、過給機の絞りを一定とし、閉弁時期を進めるに従い、過給機効率が向上して給気圧力と排気圧力との差圧が大きくなることが分かり、図４に示す排気行程（Ｍ３）と給気行程（Ｍ５）との差圧が広がりポンピング仕事量を増大することができる。なお、実際には、過給機効率向上に限界があるため、必ずしも図６（ａ）のような差圧の増大が得られるわけではないが、計算においては前記のような傾向が確認できた。
燃費特性を示す図６（ｂ）は、図６（ａ）と同様に横軸をクランク角度にとり、下死点位置から左側に向かって給気弁１４の閉弁時期が進む方向を示す。閉弁時期が進むに従って燃料消費率が低下することが分かる。
しかも、計算上において、排気圧力の上昇が全く生じないと仮定した場合には、図（ａ）、（ｂ）のＱ点に位置し、燃費においても、大きな低下が確認できた。
以上の第１実施形態によれば、エンジン本体からの回生エネルギーとして排気熱及び加熱されたエンジン冷却水熱を利用して発生した蒸気を用いることによって、排気圧力の上昇を抑えて給気圧力だけを上昇することが可能になる。
このように排気熱及び加熱されたエンジン冷却水熱を利用した蒸気タービン２８によって付加的に給気圧力だけを上昇せしめることができるため、給気行程（Ｍ５）と排気行程（Ｍ３）とによって形成されるポンピング仕事（図４の斜線領域）を向上でき、ミラーサイクルエンジンの熱効率を向上することができる。
なお、第１実施形態では、第１熱交換器（蒸気発生器）２４と第２熱交換器（蒸気発生器）２６の両方によって蒸気を発生したが、いずれか一方のみを利用して、すなわち排気熱または加熱されたエンジン冷却水熱の一方を利用して発生させてもよい。
また、閉弁時期制御手段３４が蒸気タービン２８によって付加される給気圧力に応じて給気弁１４の閉弁時期を変更し、付加する給気圧力が高いほど給気弁１４の閉弁時期を進めて、付加前の筒内最高圧力と略同一に維持するので（図４の筒内最高圧力（Ｐｍａｘ））、筒内最高圧力の上昇によるエンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する弊害を回避して信頼性を向上できる。
（第２実施形態）
図２を参照して第２実施形態について説明する。
第２実施形態は、エンジンの回生エネルギーとして排気を利用して生成された電力を用いるものである。
図２のように、過給機が発電電動機５０を内蔵したハイブリッド過給機５２からなり、排気ガスを利用して発電された電力によって、ハイブリッド過給機５２の上流側の給気通路Ｋ１に設けられた給気ブロア５４を駆動することで付加給気圧を生成する。
ハイブリッド過給機５２はコンプレッサ部５２ａとタービン部５２ｂとからなり、コンプレッサ部５２ａに発電電動機５０が内蔵されている。コンプレッサ部５２ａの回転に伴って発電し、発電電力が電力供給ラインＭによって、給気ブロア５４を駆動するブロアモータ５６に供給される。ブロアモータ５６の回転数制御は図示しないインバータや増減速ギヤを用いて行われる。
また、外部から電力Ｗを発電電動機５０に供給してハイブリッド過給機５２のコンプレッサ部５２ａ自体の回転を増速して付加給気圧を発生させるようにしてもよい。
第２実施形態によれば、ハイブリッド過給機５２と給気ブロア５４とによって給気圧力付加装置を構成するため、第１実施形態のように蒸気を発生させる蒸気発生器を用いることなく簡単に、かつ大型化することなく給気圧力付加装置を得ることができる。
また、発電電動機５０を内蔵したハイブリッド過給機５２で構成することで、排気ガスの流れを利用して電力を生成し、給気通路Ｋ１に設けた給気ブロア５４を駆動するため、排気圧力の上昇を伴わずにまたは排気圧力の上昇を伴っても給気圧力を排気圧力より大きく高めることができ、第１実施形態と同様の作用効果がいえる。
（第３実施形態）
次に、図３を参照して第３実施形態を説明する。この第３実施形態は、エンジンの回生エネルギーとして排気を利用して前段過給機６０を駆動するものである。すなわち、第１実施形態で説明した、蒸気タービン２８に代えて前段過給機６０を設置する。
図３に示すように、過給機２０のタービン部２０ｂを通過した排気ガスは、前段過給機６０のタービン部６０ｂに流入して、該タービン部６０ｂと同軸状に設けられた前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａを駆動して給気を加圧する。この加圧された給気は過給機２０のコンプレッサ部２０ａに供給されてさらに加圧されるように、前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとの２段階過給によって構成される。
また、前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとを繋ぐ給気通路Ｋ１には、空気冷却器６２が設けられている。
第３実施形態によれば、前段過給機６０によって給気圧力付加装置を構成するため、第１実施形態のように蒸気を発生させる蒸気発生器を用いることなく簡単に、かつ大型化することなく給気圧力付加装置を得ることができる。
第３実施形態においては、図４に示す排気行程（Ｍ３）時の排気圧力Ｐｈが、過給機２０と前段過給機６０とによって形成されるため、排気圧力は、Ｐｈ＋ΔＰｈと上昇するが、給気行程（Ｍ４）時の給気圧力Ｐｋに対して、給気圧力付加装置としての前段過給機６０による上昇分のΔＰが付加されて給気行程（Ｍ５）時の圧力となるため、この給気圧力の上昇分のΔＰが前記前段過給機６０を駆動するために上昇する排気圧力ΔＰｈより大きければ（大きくなるように前段過給機６０の過給特性を設定すれば）、トータルとして、排気行程（Ｍ３）と給気行程（Ｍ５）との差圧が広がりポンピング仕事量を増大させることができる。
すなわち、排気圧力を上昇せずに給気圧力だけを上げるのではなく、給気圧力の上昇分ΔＰを排気圧力の上昇分ΔＰｈより大きく上昇せしめることで、ポンピング仕事量を増大させることができる。その他の作用効果については第１実施形態と同様のことがいえる。
本発明は、過給機を備えたミラーサイクルエンジンにおいて、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて、給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるとともに、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持して、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する信頼性を向上できるので、ミラーサイクルエンジンへの利用に適している。
２ ミラーサイクルエンジン
１４ 給気弁
１６ 排気弁
２０ 過給機
２２ 空気冷却器
２４ 第１熱交換器
２６ 第２熱交換器
３６ 給気バルブ可変手段、
２８ 蒸気タービン（給気圧力付加装置）
３２ 給気圧センサ
３４ 閉弁時期制御手段
５０ 発電電動機
５２ ハイブリッド過給機
５４ 給気ブロア（給気圧力付加装置）
６０ 前段過給機（給気圧力付加装置）

Claims (5)

  1. 給気圧力を高める過給機が設けられるとともに、給気弁を下死点よりも早く若しくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンにおいて、
    前記給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、
    前記過給機によって加圧される給気に対してさらに付加的に、排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力だけを上昇せしめる、または排気圧力の上昇を伴うとともに給気圧力の上昇を排気圧力の上昇より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、
    該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を、前記給気圧力付加装置の付加前における給気弁の閉弁時期が下死点に対して早閉じの場合にはより早く、遅閉じの場合にはより遅く閉じて、前記給気圧力付加装置によって付加される給気圧力における燃焼サイクルでの筒内最高圧力を、前記給気圧力付加装置の付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段と、
    該閉弁時期制御手段に設けられ、前記過給機による給気圧力と前記給気圧力付加装置による付加給気圧力との合計給気圧力を検出する給気圧センサによる検出値と、前記筒内最高圧力を略同一に維持する給気弁の閉弁時期との関係があらかじめ設定された閉弁時期制御マップと、を備え、
    前記閉弁時期制御マップには、前記給気圧力付加装置による付加給気圧力が作用する前の過給機付き４サイクル内燃機関におけるＰ−Ｖ線図（圧力容積線図）上の圧縮行程ラインに沿って、付加給気圧力が作用した後の圧縮行程が進むように前記合計給気圧力に対する前記給気弁の閉弁時期が設定され、該閉弁時期制御マップを用いて前記閉弁時期制御手段が前記給気弁の閉弁時期を制御することを特徴とするミラーサイクルエンジン。
  2. 前記給気圧力付加装置がエンジンの回生エネルギーを用いて構成されることを特徴とする請求項１記載のミラーサイクルエンジン。
  3. 回生エネルギーがエンジンの排気ガス熱を利用して発生される蒸気であり、該蒸気によって駆動される蒸気タービンのコンプレッサ部によって、前記過給機の上流側に付加給気圧を生成することを特徴とする請求項２記載のミラーサイクルエンジン。
  4. 前記過給機が発電機を内蔵したハイブリッド過給機からなり、回生エネルギーが排気ガスを利用して発電された電力であり、該電力によって給気通路に設けられた給気ブロアを駆動することで付加給気圧を生成することを特徴とする請求項２記載のミラーサイクルエンジン。
  5. エンジンの排気流を回生エネルギーとして利用して駆動される前段過給機を前記過給機の上流側に設け、該前段過給機によって前記過給機の上流側に付加給気圧を生成することを特徴とする請求項２記載のミラーサイクルエンジン。
JP2009239461A 2009-10-16 2009-10-16 ミラーサイクルエンジン Active JP5185910B2 (ja)

Priority Applications (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009239461A JP5185910B2 (ja) 2009-10-16 2009-10-16 ミラーサイクルエンジン
CN201080046272.5A CN102575589B (zh) 2009-10-16 2010-10-05 米勒循环发动机
EP10823309.9A EP2489861B1 (en) 2009-10-16 2010-10-05 Miller cycle engine
US13/501,888 US20120279218A1 (en) 2009-10-16 2010-10-05 Miller cycle engine
PCT/JP2010/067423 WO2011046041A1 (ja) 2009-10-16 2010-10-05 ミラーサイクルエンジン
KR1020127009377A KR101312157B1 (ko) 2009-10-16 2010-10-05 미러 사이클 엔진

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009239461A JP5185910B2 (ja) 2009-10-16 2009-10-16 ミラーサイクルエンジン

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2011085089A JP2011085089A (ja) 2011-04-28
JP5185910B2 true JP5185910B2 (ja) 2013-04-17

Family

ID=43876092

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2009239461A Active JP5185910B2 (ja) 2009-10-16 2009-10-16 ミラーサイクルエンジン

Country Status (6)

Country Link
US (1) US20120279218A1 (ja)
EP (1) EP2489861B1 (ja)
JP (1) JP5185910B2 (ja)
KR (1) KR101312157B1 (ja)
CN (1) CN102575589B (ja)
WO (1) WO2011046041A1 (ja)

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101326972B1 (ko) * 2011-12-07 2013-11-13 현대자동차주식회사 밀러 사이클엔진 시스템 및 제어방법
KR101449141B1 (ko) * 2012-11-07 2014-10-08 현대자동차주식회사 차량의 폐열 회수 시스템을 이용한 터보장치
DE102012024318A1 (de) * 2012-12-13 2014-06-18 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
JP6016682B2 (ja) 2013-03-19 2016-10-26 三菱重工業株式会社 ガス内燃機関の副室燃料供給装置
CN103557068A (zh) * 2013-10-24 2014-02-05 朱譞晟 超高增压的涡轮增压米勒循环发动机
CN104314648A (zh) * 2014-10-18 2015-01-28 沈杰 双子星尾气热发电汽车空调
CN107002516B (zh) * 2014-12-08 2019-06-11 瓦锡兰芬兰有限公司 一种控制进气阀系统的操作的方法和一种进气阀控制系统
CN106150627B (zh) * 2015-03-27 2020-01-31 长城汽车股份有限公司 发动机组件及具有其的车辆
US10018108B2 (en) 2015-06-03 2018-07-10 Ford Global Technologies, Llc Methods for engine air-path reversion management
CN107690521B (zh) 2015-06-16 2020-12-01 瓦锡兰芬兰有限公司 内燃发动机和用于控制内燃发动机的方法
AT517669A1 (de) * 2015-09-04 2017-03-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Og Brennkraftmaschine
EP3431740A4 (en) * 2016-03-14 2019-10-09 Niigata Power Systems Co., Ltd. MOTOR SYSTEM AND CONTROL METHOD THEREFOR
CN106285869B (zh) * 2016-08-30 2019-01-15 潍柴动力股份有限公司 排气后处理方法
US10077041B1 (en) * 2017-03-20 2018-09-18 Ford Global Technologies, Llc Variable compression ratio engine
US10760519B2 (en) * 2018-05-22 2020-09-01 Mazda Motor Corporation Control device of compression-ignition engine
DE102018211206A1 (de) * 2018-07-06 2020-01-09 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Verfahren und Vorrichtung zum Steuern des Einspritzens eines nicht brennbaren Fluids
US11428155B2 (en) * 2018-07-24 2022-08-30 Cummins Inc. Two point fuel system for gas power generation
CN113202639A (zh) * 2021-05-19 2021-08-03 胡勤伟 一种电动增压米勒循环发动机动力系统

Family Cites Families (46)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB712613A (en) * 1950-11-28 1954-07-28 Miller Ralph Improvements in or relating to internal combustion engines
CH632559A5 (en) * 1978-08-15 1982-10-15 Sulzer Ag Method for the operation of a ship's propulsion system and device for performing the method
JPS60122533U (ja) * 1984-01-25 1985-08-19 マツダ株式会社 過給機付デイ−ゼルエンジンの吸気弁制御装置
JPS60212621A (ja) * 1984-04-09 1985-10-24 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 内燃機関の過給装置
EP0203590B1 (en) * 1985-05-29 1990-10-10 Mazda Motor Corporation Engine turbo-supercharger control
JPH0233413A (ja) * 1988-07-21 1990-02-02 Isuzu Motors Ltd 回転電機付ターボチャージャの駆動装置
JPH0758050B2 (ja) * 1989-06-20 1995-06-21 マツダ株式会社 排気ターボ式過給機付エンジンの吸気制御装置
FI89969C (fi) * 1989-12-21 1993-12-10 Waertsilae Diesel Int Foerfarande och arrangemang foer effektivering av tillvaratagande av avgasernas vaermeenergi vid stora dieselmotorer
EP0474007A3 (en) * 1990-09-06 1993-04-14 Krupp Mak Maschinenbau Gmbh Running up device for diesel engine turbo charges
FI94895C (fi) * 1993-05-31 1995-11-10 Kurki Suonio Eero Juhani Ilmar Järjestely kombivoimalaitoksessa
JP3640411B2 (ja) 1994-05-10 2005-04-20 大阪瓦斯株式会社 排熱回収システム
US6029452A (en) * 1995-11-15 2000-02-29 Turbodyne Systems, Inc. Charge air systems for four-cycle internal combustion engines
US7281527B1 (en) * 1996-07-17 2007-10-16 Bryant Clyde C Internal combustion engine and working cycle
JPH10148120A (ja) * 1996-11-18 1998-06-02 Isuzu Ceramics Kenkyusho:Kk 給電用エンジンの熱回収装置
JPH10238354A (ja) * 1996-12-27 1998-09-08 Kanesaka Gijutsu Kenkyusho:Kk ハイブリッド過給エンジン
DE19830575A1 (de) * 1998-07-08 2000-01-13 Nonox B V Ladungssteuervorrichtung für eine sowie Verfahren zum Steuern des Betriebs einer Hubkolbenbrennkraftmaschine
JP2996971B1 (ja) 1999-01-28 2000-01-11 大阪瓦斯株式会社 ミラ―サイクルエンジン
DE10159801A1 (de) * 2001-12-05 2003-04-10 Audi Ag Verbrennungsmotor und Verfahren zum Betreiben eines Verbrennungsmotors
JP4135394B2 (ja) * 2002-04-26 2008-08-20 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US20050229900A1 (en) * 2002-05-14 2005-10-20 Caterpillar Inc. Combustion engine including exhaust purification with on-board ammonia production
DE10225305A1 (de) * 2002-06-07 2003-12-18 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Brennkraftmaschine
JP4089407B2 (ja) * 2002-11-29 2008-05-28 三菱自動車工業株式会社 高膨張比サイクルエンジン
FR2852356B1 (fr) * 2003-03-13 2005-04-29 Moteur suralimente a turbocompresseur electriquement assiste
US20070119168A1 (en) * 2004-01-14 2007-05-31 Turner James W G Turbocharged internal combustion engine
US7210467B2 (en) * 2004-06-22 2007-05-01 Gas Technology Institute Advanced high efficiency, ultra-low emission, thermochemically recuperated reciprocating internal combustion engine
US20080121218A1 (en) * 2004-12-13 2008-05-29 Caterpillar Inc. Electric turbocompound control system
US20070144175A1 (en) * 2005-03-31 2007-06-28 Sopko Thomas M Jr Turbocharger system
US7454911B2 (en) * 2005-11-04 2008-11-25 Tafas Triantafyllos P Energy recovery system in an engine
JP2007239566A (ja) * 2006-03-08 2007-09-20 Hino Motors Ltd Ｅｇｒガスの排熱エネルギを利用した過給機の補助装置
US7886522B2 (en) * 2006-06-05 2011-02-15 Kammel Refaat Diesel gas turbine system and related methods
DE102006032719A1 (de) * 2006-07-14 2008-01-17 Daimler Ag Verfahren zum Betrieb eines Otto-Motors
JP2008025551A (ja) * 2006-07-25 2008-02-07 Yanmar Co Ltd ディーゼルエンジンのバルブタイミング制御方法
DE102007012667A1 (de) * 2007-03-16 2008-09-18 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Aufladevorrichtung für eine Brennkraftmaschine
JP4512617B2 (ja) * 2007-06-26 2010-07-28 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置および方法
CN101092893A (zh) * 2007-07-12 2007-12-26 奇瑞汽车有限公司 高增压米勒循环发动机及其控制方法
GB2457326B (en) * 2008-10-17 2010-01-06 Univ Loughborough An exhaust arrangement for an internal combustion engine
JP5249866B2 (ja) * 2009-06-25 2013-07-31 三菱重工業株式会社 エンジン排気エネルギー回収装置
DE102009028467A1 (de) * 2009-08-12 2011-02-17 Robert Bosch Gmbh Vorrichtung zur Nutzung von Abwärme
DE102009044913A1 (de) * 2009-09-23 2011-04-07 Robert Bosch Gmbh Brennkraftmaschine
DE102009045380A1 (de) * 2009-10-06 2011-04-07 Robert Bosch Gmbh Antriebseinrichtung
JP5155980B2 (ja) * 2009-10-23 2013-03-06 三菱重工業株式会社 ターボコンパウンドシステムおよびその運転方法
US20110209473A1 (en) * 2010-02-26 2011-09-01 Jassin Fritz System and method for waste heat recovery in exhaust gas recirculation
US20120006020A1 (en) * 2010-04-10 2012-01-12 Karim Wahdan Methods and systems for powering a compressor turbine
JP5496006B2 (ja) * 2010-08-02 2014-05-21 三菱重工業株式会社 発電プラント設備およびその運転方法
JP5374465B2 (ja) * 2010-09-06 2013-12-25 三菱重工業株式会社 発電プラント設備およびこれを備えた船舶ならびに発電プラント設備の運転方法
KR101449141B1 (ko) * 2012-11-07 2014-10-08 현대자동차주식회사 차량의 폐열 회수 시스템을 이용한 터보장치

Also Published As

Publication number Publication date
EP2489861B1 (en) 2017-04-05
US20120279218A1 (en) 2012-11-08
EP2489861A1 (en) 2012-08-22
KR101312157B1 (ko) 2013-09-26
WO2011046041A1 (ja) 2011-04-21
KR20120068027A (ko) 2012-06-26
CN102575589B (zh) 2016-06-01
CN102575589A (zh) 2012-07-11
EP2489861A4 (en) 2014-04-09
JP2011085089A (ja) 2011-04-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5185910B2 (ja) ミラーサイクルエンジン
JP5271961B2 (ja) 内燃機関の過給装置
US20120137676A1 (en) Engine-exhaust-gas energy recovery apparatus, ship equipped with the same, and power plant equipped with the same
KR101522476B1 (ko) 엔진 배기 에너지 회수 장치
JP5143170B2 (ja) 内燃機関の制御方法
JP5243637B1 (ja) 内燃機関システム
EP1816326A1 (en) Control of supercharged engine with variable geometry turbocharger and electric supercharger
TWI695930B (zh) 內燃機系統及用於內燃機的控制方法
CN112664282B (zh) 用于可变涡轮增压器的控制方法
CN104712419A (zh) 发动机系统
US11035305B2 (en) 2-cycle engine with valve system and method for controlling the engine
BR102018013068B1 (pt) Motor de combustão interna e veículo a motor
JP6852180B2 (ja) 内燃機関の冷却制御装置
JP4959753B2 (ja) 電動過給機の制御装置
US10309299B2 (en) Systems and methods for use with internal combustion engines and vehicles comprising the same
JP2020204292A (ja) エンジンの冷却装置
US9926836B2 (en) System and method for oxidant temperature control
JP5678580B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP6784325B2 (ja) 内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置
JP2013199904A (ja) 内燃機関の過給装置
JP3820109B2 (ja) ターボクーリングシステム
RU93123U1 (ru) Поршневой двигатель внутреннего сгорания с наддувом
JP2006328969A (ja) 内燃機関の制御方法
JP2010261313A (ja) 電動過給機
JP2017089390A (ja) 内燃機関の吸気装置

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20110608

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20120710

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20120910

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20121002

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20121203

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20121225

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20130118

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 5185910

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20160125

Year of fee payment: 3

S111 Request for change of ownership or part of ownership

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313111

R350 Written notification of registration of transfer

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350