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WO2011089989A1 - エンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラント - Google Patents

エンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラント Download PDF

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Publication number
WO2011089989A1
WO2011089989A1 PCT/JP2011/050623 JP2011050623W WO2011089989A1 WO 2011089989 A1 WO2011089989 A1 WO 2011089989A1 JP 2011050623 W JP2011050623 W JP 2011050623W WO 2011089989 A1 WO2011089989 A1 WO 2011089989A1
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WO
WIPO (PCT)
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engine
exhaust gas
pressure
exhaust
target
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/050623
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
村田　聡
純 樋口
Original Assignee
三菱重工業株式会社
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 三菱重工業株式会社 filed Critical 三菱重工業株式会社
Priority to US13/389,687 priority Critical patent/US20120137676A1/en
Priority to CN201180003074.5A priority patent/CN102472161B/zh
Priority to EP11734595.9A priority patent/EP2527615A4/en
Priority to KR1020127001426A priority patent/KR101383503B1/ko
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
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Definitions

  • the present invention relates to an engine exhaust energy recovery device that recovers exhaust energy of exhaust gas discharged from an engine as power, a ship including the same, and a power plant including the same.
  • a turbocharger and a power turbine are known as an exhaust energy recovery device that recovers exhaust energy contained in exhaust gas discharged from an engine as power (for example, Patent Document 1).
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and it is possible to reduce the fuel consumption rate of the engine to a predetermined value or less with respect to various loads and rotational speeds of the engine.
  • An object of the present invention is to provide an engine exhaust energy recovery device that can be effectively used, a ship including the same, and a power plant including the same.
  • an engine exhaust energy recovery device a ship including the same, and a power plant including the same employ the following means. That is, according to the engine exhaust energy recovery apparatus according to the first aspect of the present invention, the turbine section driven by the exhaust gas discharged from the engine, and the turbine section is driven to pump outside air to the engine.
  • a hybrid turbocharger having a compressor unit and a generator / motor unit that drives the turbine unit with the supplied electric power while generating electric power by driving the turbine unit, and is supplied to the hybrid turbocharger
  • a bypass passage that bypasses the exhaust gas, an exhaust gas bypass control valve that is provided in the bypass passage and controls a flow rate of the exhaust gas that is guided to the hybrid turbocharger, and an engine that detects a load of the engine Load detection means; engine speed detection means for detecting the engine speed; and scavenging pressure of the engine
  • a database for calculating a target scavenging pressure at which the fuel consumption rate of the engine is not more than a predetermined value from the load and the rotational speed detected by the engine load detecting means and the engine speed detecting means.
  • the control device controls the exhaust gas bypass control valve so as to achieve the target scavenging pressure.
  • ⁇ An exhaust gas bypass control valve is provided in the bypass flow path that bypasses the exhaust gas guided to the hybrid supercharger.
  • the opening degree of the exhaust gas bypass control valve is reduced, the flow rate of the exhaust gas led to the hybrid supercharger increases. Therefore, the flow rate of the exhaust gas led to the turbine part of the hybrid supercharger increases. Since the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine part increases, the rotational driving force of the turbine part increases. When the rotational driving force of the turbine section increases, the rotation speed of the compressor section increases and the pressure of the compressed air increases. In this way, the scavenging air that is compressed by the compressor unit is guided to the engine.
  • the scavenging pressure of the engine is determined by the scavenging pressure supplied to the engine from the compressor unit of the hybrid supercharger.
  • the fuel consumption rate of the engine is affected by the scavenging pressure, the exhaust valve closing timing, the cylinder pressure, the engine speed, the engine load, the fuel injection timing, and the like.
  • the exhaust gas bypass control valve is controlled by the control device.
  • the control device calculates the target scavenging pressure using a database from the load detected by the engine load detecting means and the rotational speed detected by the engine rotational speed detecting means.
  • the scavenging pressure introduced from the compressor unit of the hybrid turbocharger to the engine that is, the scavenging pressure can be controlled to the target scavenging pressure. Therefore, the exhaust gas bypass control valve can be controlled so that the fuel consumption rate of the engine can be suppressed to a predetermined value or less, and the operating cost of the engine can be reduced.
  • the fuel consumption rate of the engine is affected by the combustion state of the fuel.
  • the fuel combustion state varies depending on the engine speed, scavenging pressure, fuel properties, fuel ignition timing, fuel injection state, and the like.
  • the scavenging pressure is controlled by controlling the exhaust gas bypass control valve. Therefore, the combustion state of the fuel in the engine can be improved.
  • a hybrid supercharger that generates power using exhaust gas. Therefore, at the start of engine operation, the hybrid turbocharger can be driven by the electric power supplied to the generator / motor unit to supply air to the engine. Further, during engine operation, the flow rate of the exhaust gas guided to the hybrid supercharger can be changed by controlling the exhaust gas bypass control valve. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve, the power generation amount in the hybrid supercharger can be controlled according to the required power amount.
  • the exhaust gas whose flow rate is controlled by the exhaust gas bypass control valve is guided to the hybrid turbocharger. Further, the exhaust gas that has passed through the bypass flow path and the hybrid supercharger is guided to the heat exchanger. Therefore, when the exhaust gas bypass control valve is opened so as to reduce the power generation amount in the hybrid turbocharger, a large amount of exhaust gas having a high temperature led from the bypass flow path is supplied to the heat exchanger. It will be. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve, it is possible to effectively recover the heat energy of the exhaust gas while controlling the power generation amount in the hybrid supercharger.
  • the control device determines the fuel consumption rate of the engine from the load and the rotation speed detected by the engine load detection means and the engine rotation speed detection means.
  • a map or an arithmetic expression for calculating a target fuel injection timing that is equal to or less than the value is provided, and the fuel injection timing is controlled using the map or the arithmetic expression.
  • the control device calculates the target fuel injection timing from the load and the rotational speed using a map or an arithmetic expression, and controls the fuel injection timing. Therefore, the scavenging pressure can be controlled and the combustion state of the fuel in the cylinder can be improved to improve the thermal efficiency. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve and the fuel injection timing, the fuel consumption rate of the engine can be made closer to a predetermined value or less.
  • the control device determines the fuel consumption rate of the engine from the load and the rotation speed detected by the engine load detection means and the engine rotation speed detection means.
  • a map or an arithmetic expression for calculating a target exhaust valve closing timing that is less than or equal to a value is provided, and the exhaust valve closing timing is controlled using the map or the arithmetic expression.
  • the cylinder pressure is determined by the scavenging pressure and the exhaust valve closing timing. Therefore, the control device of the first aspect controls the exhaust valve closing timing by calculating the target exhaust valve closing timing using a map or an arithmetic expression from the load and the rotational speed. Therefore, the pressure in the cylinder can be controlled, the combustion state of the fuel in the cylinder can be improved, and the thermal efficiency can be improved. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve and the exhaust valve closing timing, the fuel consumption rate of the engine can be made closer to a predetermined value or less.
  • the engine is a fuel that stores the hydraulic oil that is stored in the hydraulic oil pressure accumulator or the common rail fuel injection valve that stores the hydraulic oil that drives the fuel pump.
  • a pressure accumulator, and the control device includes a target hydraulic oil pressure accumulation pressure at which a fuel consumption rate of the engine becomes a predetermined value or less from a load and a rotation speed detected by the engine load detection means and the engine rotation speed detection means, or A map or an arithmetic expression for calculating a target fuel accumulated pressure is provided, and the hydraulic oil accumulated pressure or the fuel accumulated pressure is controlled using the map or the arithmetic expression.
  • the hydraulic oil pressure that drives the fuel pump or the fuel pressure that is supplied to the common rail fuel injection valve affects the fuel injection timing and fuel injection pressure. Therefore, the control device according to the first aspect calculates the target hydraulic oil pressure or the target fuel pressure using a map or an arithmetic expression from the load and the rotational speed. Further, the control device controls the hydraulic oil pressure or the fuel pressure. Thereby, the fuel injection timing and the fuel injection pressure can be controlled by controlling the hydraulic oil pressure or the fuel pressure. Therefore, it is possible to improve the thermal efficiency by improving the combustion state of the fuel in the cylinder together with the control of the exhaust gas bypass control valve. Therefore, the fuel consumption rate of the engine can be made closer to a predetermined value or less.
  • the control device is based on a signal from an exhaust gas bypass control valve opening degree detecting unit that detects an opening degree of the exhaust gas bypass control valve.
  • a target opening degree of the exhaust gas bypass control valve at which the fuel consumption rate of the engine becomes a predetermined value or less is calculated, and feedback control is performed so that the exhaust gas bypass control valve becomes the target opening degree.
  • the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means sequentially detects the opening degree of the exhaust gas bypass control valve and performs feedback control. Therefore, it is possible to correct a deviation that occurs between the actual opening and the target opening detected by the exhaust gas bypass control valve opening detecting means due to deterioration over time. Therefore, the fuel consumption rate of the engine can be maintained below a predetermined value.
  • the control device calculates the in-cylinder compression pressure Pcomp and the in-cylinder maximum pressure Pmax from the in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure detecting means,
  • the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO at which the fuel consumption rate of the engine becomes a predetermined value or less with respect to the detected load and rotation speed are calculated from a map or an arithmetic expression, and the cylinder maximum pressure Pmax is calculated.
  • the fuel injection timing and the exhaust valve closing timing are controlled so that the target cylinder maximum pressure PmaxO becomes the target cylinder maximum pressure PmaxO and the cylinder compression pressure Pcomp becomes the target cylinder compression pressure PcompO.
  • One of the conditions for reducing the fuel consumption rate of the engine to a predetermined value or less is influenced by the state of fuel combustion.
  • the fuel combustion status varies depending on the engine speed, scavenging pressure, fuel properties (cetane number, viscosity, mixing of impurities, etc.), etc.
  • the combustion state of the fuel can be known from the in-cylinder compression pressure Pcomp and the maximum in-cylinder pressure Pmax obtained from the detected in-cylinder pressure. Therefore, the control device of the first aspect obtains the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO from a map or an arithmetic expression using the cylinder pressure detected by the cylinder pressure detection means. .
  • control device controls the exhaust gas bypass control valve, the fuel injection timing, and the exhaust valve closing timing. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve, the fuel injection timing and the exhaust valve closing timing, the in-cylinder compression pressure Pcomp and the in-cylinder maximum pressure Pmax can be set to the target in-cylinder compression pressure PcompO and the target in-cylinder maximum pressure PmaxO.
  • the combustion state of the fuel in the cylinder can be improved and the thermal efficiency can be improved. Therefore, the fuel consumption rate of the engine can be reduced to a predetermined value or less even if the fuel properties change.
  • the turbine section driven by the exhaust gas discharged from the engine, and the turbine section is driven to pump outside air to the engine.
  • a hybrid turbocharger having a compressor unit and a generator / motor that drives the turbine unit with the supplied electric power while generating electric power by driving the turbine unit, and is supplied to the hybrid turbocharger
  • Scavenging pressure detecting means cylinder pressure detecting means for detecting the cylinder pressure of the engine, fuel load of the engine from the load and speed detected from the engine load detecting means and the engine speed detecting means
  • a control device having a database for calculating a target cylinder compression pressure PcompO and a target cylinder maximum pressure PmaxO at which the rate is equal to or less than a predetermined value, and the control device adjusts the target cylinder compression pressure PcompO to the target cylinder compression pressure PcompO.
  • the exhaust valve closing timing control is controlled to control the fuel injection timing so that the target cylinder maximum pressure PmaxO is obtained.
  • the engine scavenging pressure may decrease due to a deviation between the target opening and the actual opening of the exhaust gas bypass control valve due to deterioration over time. Further, when the exhaust valve seat portion of the engine is worn, the in-cylinder compression pressure Pcomp is lowered, so that the engine performance is lowered. Therefore, in the second aspect, the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO are calculated from the load and the rotational speed. Further, the cylinder pressure is detected to control the exhaust valve closing timing control and the fuel injection timing. Therefore, by controlling the exhaust valve closing timing and the fuel injection timing, the in-cylinder compression pressure Pcomp and the maximum in-cylinder pressure Pmax can be set to the target in-cylinder compression pressure PcompO and the target in-cylinder maximum pressure PmaxO. It is possible to improve the thermal efficiency by improving the combustion state of the fuel. Therefore, the fuel consumption rate of the engine can be reduced to a predetermined value or less even if the fuel properties change.
  • the exhaust valve closing timing can be controlled to control the target cylinder compression pressure PcompO. Therefore, even if the exhaust gas bypass control valve becomes a control failure or the like, the fuel consumption rate of the engine can be made to be a predetermined value or less.
  • a ship according to the third aspect of the present invention includes the engine exhaust energy recovery device according to any one of the above.
  • An engine exhaust energy recovery device mounted on a ship can reduce the operating cost of the engine. Therefore, it is possible to reduce the operating cost of the ship. Moreover, it can be set as the ship which considered the environment.
  • the power plant according to the fourth aspect of the present invention includes the engine exhaust energy recovery device according to any one of the above.
  • the engine exhaust energy recovery device installed in the power plant can reduce the operating cost of the engine. Therefore, the operation cost of the power plant can be reduced. Moreover, it can be set as the power plant considered in the environment.
  • the exhaust gas bypass control valve is controlled by the control device.
  • the control device calculates the target scavenging pressure using a database from the load detected by the engine load detecting means and the rotational speed detected by the engine rotational speed detecting means.
  • the scavenging pressure introduced from the compressor unit of the hybrid turbocharger to the engine that is, the scavenging pressure can be controlled to the target scavenging pressure. Therefore, the exhaust gas bypass control valve can be controlled so that the fuel consumption rate of the engine can be suppressed to a predetermined value or less, and the operating cost of the engine can be reduced.
  • the fuel consumption rate of the engine is affected by the combustion state of the fuel.
  • the fuel combustion state varies depending on the rotational speed, scavenging pressure, fuel properties, fuel ignition timing, fuel injection state, and the like.
  • the scavenging pressure is controlled by controlling the exhaust gas bypass control valve. Therefore, the combustion state of the fuel in the engine can be improved. Therefore, the fuel consumption rate of the engine is improved by controlling the exhaust gas bypass control valve.
  • a hybrid supercharger that generates power using exhaust gas. Therefore, at the start of engine operation, the hybrid turbocharger can be driven by the electric power supplied to the generator / motor unit to supply air to the engine. Further, during engine operation, the flow rate of the exhaust gas guided to the hybrid supercharger can be changed by controlling the exhaust gas bypass control valve. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve, the power generation amount in the hybrid supercharger can be controlled according to the required power amount.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration diagram of a ship equipped with an engine exhaust energy recovery device of the present invention.
  • An engine exhaust energy recovery device 1 and a propulsion diesel engine (engine) 2 are provided in an engine room (not shown) of a ship (not shown).
  • the engine exhaust energy recovery device 1 includes a hybrid supercharger 3, an exhaust gas economizer (heat exchanger) 9, and an air cooler 18.
  • a propulsion diesel engine (hereinafter referred to as “engine”) 2 includes a diesel engine main body (hereinafter referred to as “engine main body”) 4, an exhaust manifold 7 in which exhaust gas is accumulated, and an air supply manifold 8 in which scavenging gas is accumulated. And.
  • the propulsion diesel engine 2 is a low-speed large-sized marine two-cycle diesel engine.
  • the engine 2 includes a cylinder 6 provided in the engine body 4, a fuel injection device (not shown) for injecting fuel into the cylinder 6, and combustion gas generated by the combustion of fuel in the cylinder 6 ( And an exhaust valve (not shown) for exhausting the exhaust gas from the cylinder 6.
  • the engine 2 is described as a six-cylinder diesel engine in which the number of cylinders 6 is six.
  • the present invention is not limited to this.
  • it is good also as a diesel engine for electric power generation instead of a diesel engine for propulsion.
  • the hybrid supercharger 3 is coupled to the turbine unit 3a driven by the exhaust gas discharged from the exhaust manifold 7 provided in the engine body 4, and the turbine unit 3a and the turbine shaft 3c so as to be rotationally driven to remove outside air.
  • a compressor unit 3b that compresses and supplies scavenging gas to the engine body 4 and a generator / motor 3d that generates electric power when the turbine shaft 3c is rotationally driven are provided.
  • compressed air that is compressed by the compressor unit 3b and supplied to the engine body 4 is referred to as scavenging.
  • the generator / motor 3d generates electricity when the turbine shaft 3c is rotationally driven.
  • the electric power generated by the generator / motor 3d is converted into direct current through the converter 11 and then converted into alternating current by the inverter 12.
  • the electric power converted into an alternating current by the inverter 12 is electrically connected to the switchboard 14 installed in the engine room via the control resistor 13. By being electrically connected to the switchboard 14, the power generated by the generator / motor 3 d is used as an onboard power source.
  • the generator / motor 3d is driven as an electric motor when supplied with electric power.
  • the generator / motor 3d is driven as a motor to rotationally drive the turbine shaft 3c. Since the turbine shaft 3c is rotationally driven, the compressor unit 3b provided on the turbine shaft 3c is also rotationally driven. Thereby, the compressor part 3b can compress external air and supply scavenging to the engine main body 4.
  • the exhaust gas economizer 9 exchanges heat between the heat of exhaust gas guided from an exhaust pipe L3 described later and water supplied from a water supply pipe L5 described later.
  • the exhaust gas economizer 9 passes the supplied water through a water pipe (not shown) provided in the exhaust gas economizer 9 and converts it into steam by the heat of the exhaust gas.
  • the air cooler 18 is for cooling the scavenged air compressed by the compressor unit 3b of the hybrid supercharger 3 to increase the air density.
  • the scavenged air cooled by the air cooler 18 is supplied to the engine body 4 through an air supply pipe K2 described later.
  • the exhaust pipe L1 connects the exhaust manifold 7 of the engine 2 and the turbine portion 3a of the hybrid supercharger 3.
  • the bypass pipe (bypass flow path) L2 is connected to the middle of the exhaust pipe L1 or directly to the exhaust manifold 7, and connects the exhaust pipe L1 or the exhaust manifold 7 to an exhaust pipe L3 described later.
  • the bypass pipe L2 bypasses the exhaust gas discharged from the exhaust manifold 7 from the hybrid supercharger 3.
  • the exhaust pipe L3 connects the turbine section 3a of the hybrid supercharger 3 and the exhaust gas economizer 9.
  • the exhaust pipe L3 passes the exhaust gas discharged from the turbine part 3a to the exhaust gas economizer 9.
  • the exhaust pipe L4 connects between the exhaust gas economizer 9 and the chimney (not shown). The exhaust pipe L4 can discharge the exhaust gas after heat exchange in the exhaust gas economizer 9 to the outside of the ship.
  • the air supply pipe K1 connects the compressor section 3b of the hybrid supercharger 3 and the air cooler 18.
  • the air supply pipe K2 connects the air cooler 18 and the air supply manifold 8 of the engine 2.
  • the air supply pipe K ⁇ b> 2 sends the scavenged air cooled by the air cooler 18 to the air supply manifold 8 of the engine body 4.
  • the water supply pipe L5 supplies water to the exhaust gas economizer 9 from a main water supply pipe (not shown) in the ship.
  • the steam generated by heat exchange with the exhaust gas in the exhaust gas economizer 9 is guided to a miscellaneous steam pipe (not shown) provided in the ship.
  • the exhaust gas bypass control valve V1 is interposed in the middle of the bypass pipe L2.
  • the exhaust gas bypass control valve V ⁇ b> 1 controls the flow rate of the exhaust gas guided to the hybrid supercharger 3. That is, when the exhaust gas bypass control valve V1 is in a fully closed state, the total flow rate of the exhaust gas guided from the exhaust pipe L1 is supplied to the hybrid supercharger 3. As the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1 increases, the flow rate of the exhaust gas guided from the exhaust pipe L1 or the exhaust manifold 7 to the bypass pipe L2 increases. Therefore, the flow rate of the exhaust gas led to the hybrid supercharger 3 is controlled.
  • the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1 is controlled by a control device (not shown).
  • the orifice 19 is interposed on a bypass pipe L2 on the downstream side of the exhaust gas bypass control valve V1.
  • the orifice 19 prevents a large amount of exhaust gas from being led to the bypass pipe L2 when the engine body 4 is in a high load operation and the exhaust gas bypass control valve V1 is fully open, thereby preventing the hybrid overload.
  • the exhaust gas is supplied to the feeder 3.
  • the orifice 19 has been described. However, the orifice 19 may not be provided.
  • Exhaust gas is generated when the fuel supplied into the cylinder 6 provided in the engine body 4 burns.
  • the exhaust gas generated in the cylinder 6 is discharged from the engine body 4 when the exhaust valve is open.
  • the exhaust gas discharged from the engine body 4 is stored in the exhaust manifold 7.
  • the exhaust gas stored in the exhaust manifold 7 is led out to the exhaust pipe L1.
  • the exhaust gas led out to the exhaust pipe L1 is guided to the hybrid supercharger 3.
  • the turbine section 3a is rotationally driven by the exhaust gas guided to the hybrid supercharger 3. Since the turbine part 3a is rotationally driven, the turbine shaft 3c is rotationally driven. When the turbine shaft 3c is rotationally driven, the compressor unit 3b compresses the outside air, and the generator / motor 3d generates power. The exhaust gas that rotationally drives the turbine section 3a in the hybrid supercharger 3 is led out to the exhaust pipe L3.
  • the exhaust gas derived from the hybrid supercharger 3 and the exhaust gas guided from the bypass pipe L2 are guided to the exhaust gas economizer 9 via the exhaust pipe L3.
  • the exhaust gas guided to the exhaust gas economizer 9 is led into the exhaust gas economizer 9.
  • the exhaust gas supplied into the exhaust gas economizer 9 is heat-exchanged with the water passing through the water pipe provided in the exhaust gas economizer 9.
  • the exhaust gas heat-exchanged in the exhaust gas economizer 9 is discharged from the chimney to the outside through the exhaust pipe L4.
  • the scavenging air compressed by the compressor unit 3b of the hybrid supercharger 3 that is rotationally driven by the exhaust gas is led out to the air supply pipe K1.
  • the scavenged gas led to the supply pipe K1 is guided to the air cooler 18.
  • the scavenged gas guided to the air cooler 18 is cooled to increase the density and guided to the supply pipe K2.
  • the scavenged gas guided to the air supply pipe K ⁇ b> 2 is supplied to the air supply manifold 8.
  • the scavenging air in the supply manifold 8 is guided into the cylinder 6 in the engine body 4.
  • the map of FIG. 2 shows the relationship among the fuel consumption rate with respect to the rotation speed and load of a certain engine body 4, the fuel injection timing, the cylinder compression pressure Pcomp, and the cylinder maximum pressure Pmax.
  • the database in the control device has a plurality of maps having the same relationship with respect to the rotation speed and load of the engine body 4.
  • the horizontal axis in FIG. 2 indicates the in-cylinder compression pressure Pcomp, and the rightward direction in FIG.
  • the vertical axis indicates the fuel injection timing, with the upward direction being a retarded angle and the downward direction being an advanced angle.
  • the in-cylinder compression pressure Pcomp becomes large when the scavenging pressure is high. It is also known that the in-cylinder compression pressure Pcomp is increased by quickly closing the exhaust valve closing timing of the exhaust valve provided in the engine body 4. Therefore, the horizontal axis in FIG. 2 can obtain the same relationship even if the control factor is changed as the scavenging pressure or the exhaust valve closing timing instead of the in-cylinder compression pressure Pcomp.
  • a plurality of curves having intervals in the figure are contour lines indicating the fuel consumption rate of the engine body 4.
  • the fuel consumption rate differs in the position of the curve and the shape of the curve depending on the rotational speed and load of the engine body 4.
  • the contour lines in the figure indicate that the fuel consumption rate is good as it moves in the lower right direction (center direction of the curve) of the curve.
  • a thick straight line in the figure indicates an upper limit value in the cylinder maximum pressure Pmax.
  • the area on the right side of the cylinder maximum pressure Pmax upper limit is a range that cannot be used because it exceeds the allowable pressure of the engine body 4.
  • the predetermined value P of the fuel consumption rate is an area on the left side of the maximum cylinder pressure Pmax upper limit value indicated by a thick straight line in the figure, and the maximum cylinder pressure Pmax upper limit value on the contour line (curve in the figure) of the fuel consumption rate It becomes a part close to a thick straight line indicating.
  • the fuel consumption rate of the engine body 4 is controlled to be equal to or less than the predetermined value P by controlling the scavenging pressure, the exhaust valve closing timing, or the fuel injection timing.
  • the scavenging pressure decreases. Along with this, the in-cylinder compression pressure Pcomp decreases. Therefore, the fuel injection timing can be advanced. Therefore, as the load on the engine body 4 is lower, the predetermined value P of the fuel consumption rate moves in the lower left direction along the upper limit value of the cylinder maximum pressure Pmax which is a thick straight line in the map of FIG. At that time, the center of the curve of the fuel consumption rate contour line also moves in the lower left direction along the upper limit value of the maximum cylinder pressure Pmax.
  • the database is described as having a map, but an arithmetic expression may be used instead of the map.
  • FIG. 3 is a control configuration diagram according to the present embodiment
  • FIG. 4 is a control flowchart according to the present embodiment.
  • the load signal of the engine body 4 detected by the engine load detection means 20, the rotation speed signal of the engine body 4 detected by the engine rotation speed detection means 21, and the scavenging pressure detection means 22
  • the scavenging pressure signal detected by the above is input to the controller (control device) 23.
  • the controller 23 outputs an exhaust gas bypass control valve control command signal A to the exhaust gas bypass control valve V1 according to each input signal.
  • step S ⁇ b> 1 signals of the engine load L, the engine speed Ne, and the scavenging pressure Ps detected by the detection means 20, 21, 22 are input to the controller 23.
  • step S2 the detected engine load L and engine speed Ne are collated with a database prepared in the controller 23.
  • the controller 23 calculates an optimum scavenging pressure PsO (hereinafter referred to as “target optimum pressure”) based on a map in which the horizontal axis represents the scavenging pressure.
  • step S3 a difference ⁇ Ps between the scavenging pressure Ps detected by the scavenging pressure detection means 22 and the target scavenging pressure PsO calculated in step S2 is obtained.
  • the controller 23 determines an opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 based on the difference ⁇ Ps.
  • step S4 a new exhaust gas of the exhaust gas bypass control valve V1 is determined from the opening degree change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 determined in step S3 and the current opening command value A ′ of the exhaust gas bypass control valve V1.
  • a gas bypass control valve control command signal A is determined.
  • step S ⁇ b> 5 the controller 23 outputs a command to the exhaust gas bypass control valve V ⁇ b> 1 to be controlled by a new exhaust gas bypass control valve control command signal A.
  • step S1 the scavenging pressure Ps detected by the scavenging pressure detection means 22 deviates from the target scavenging pressure PsO, the scavenging pressure Ps is corrected. Thereby, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made equal to or less than the predetermined value P.
  • the exhaust gas bypass control valve V1 is controlled by the controller (control device) 23. Thereby, the flow volume of the exhaust gas led to the hybrid supercharger 3 can be controlled.
  • the controller 23 uses a map of a database provided in the controller 23 from the engine load L detected by the engine load detecting means 20 and the engine speed Ne detected by the engine speed detecting means 21. Thus, the target scavenging pressure PsO is calculated.
  • the scavenging pressure introduced from the compressor section 3b of the hybrid supercharger 3 to the engine body 4, that is, the scavenging pressure Ps can be controlled to the target scavenging pressure PsO. Therefore, the exhaust gas bypass control valve V1 can be controlled so that the fuel consumption rate of the engine body 4 can be suppressed to a predetermined value P or less, and the operating cost of the engine 2 can be reduced.
  • the scavenging pressure Ps is controlled by controlling the exhaust gas bypass control valve V1. Therefore, the fuel combustion state in the engine body 4 can be improved. Therefore, the fuel consumption rate of the engine body 4 is improved by controlling the exhaust gas bypass control valve V1.
  • a hybrid supercharger 3 that generates electric power using exhaust gas is provided. Therefore, at the start of engine 2 engine 2 operation, the hybrid supercharger 3 can be driven by the electric power supplied to the generator / motor unit 3 d to supply air to the engine body 4. Further, during the operation of the engine 2, the flow rate of the exhaust gas guided to the hybrid supercharger 3 can be changed by controlling the exhaust gas bypass control valve V1. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve V1, the power generation amount in the hybrid supercharger 3 can be controlled according to the required power amount.
  • the exhaust gas whose flow rate is controlled by the exhaust gas bypass control valve V1 is guided to the hybrid supercharger 3.
  • the exhaust gas that has passed through the bypass pipe (bypass flow path) L2 and the hybrid supercharger 3 is guided to the exhaust gas economizer (heat exchanger) 9. Therefore, when the exhaust gas bypass control valve V1 is opened so as to reduce the power generation amount in the hybrid turbocharger 3, a large amount of exhaust gas having a high temperature led from the bypass pipe L2 is supplied to the exhaust gas economizer 9. Will be. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve V1, it is possible to effectively recover the heat energy of the exhaust gas while controlling the power generation amount in the hybrid supercharger 3.
  • the engine exhaust energy recovery device 1 mounted on the ship can reduce the operating cost of the engine 2. Therefore, it is possible to reduce the operating cost of the ship.
  • FIG. 5 is a control configuration diagram according to the present embodiment
  • FIG. 6 is a control flowchart according to the present embodiment.
  • an exhaust gas bypass control valve opening degree signal (hereinafter referred to as “opening signal”) B is input from the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means 26 to the controller 24.
  • the controller 24 outputs the fuel injection timing signal ⁇ inj, the exhaust valve closing timing signal ⁇ evc, the hydraulic oil pressure signal, or the fuel pressure pressure signal.
  • the hydraulic oil pressure signal is a fuel pump in an electronically controlled diesel engine (not shown) that controls a drive oil that operates a fuel pump (not shown) connected to the fuel injection device by an electric signal.
  • the accumulated pressure of the drive oil for operating refers to the pressure accumulated in the fuel oil accumulated in the common rail in an electronically controlled diesel engine using a common rail fuel injection valve (not shown) connected to the fuel injection device.
  • step S11 of the flowchart shown in FIG. 6 the controller (control device) 24 sends an opening degree signal B from the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means 26 and the engine detected by the detection means 20, 21, 22 respectively.
  • the load L, engine speed Ne, and scavenging pressure Ps signals are input.
  • step S12 the engine load L, the scavenging pressure Ps with respect to the engine speed Ne, the fuel injection timing, the exhaust valve closing timing, the hydraulic oil pressure or the fuel oil pressure are collated with a map showing the relationship. .
  • the controller 24 calculates the target scavenging pressure PsO, the target fuel injection timing ⁇ inj, the target exhaust valve closing timing ⁇ evc, the target hydraulic oil accumulation pressure or the target fuel oil accumulation pressure (each parameter optimum value) from the collated map.
  • the map prepared in the controller 24 is a coordinate formed by the in-cylinder compression pressure Pcomp and the fuel injection timing for each of the engine load L and the engine speed Ne as shown in FIG.
  • the fuel consumption rate contour line and the cylinder maximum pressure Pmax upper limit value are shown, and the fuel consumption rate can be set to a predetermined value P or less.
  • the horizontal axis in FIG. 2 may be one of the scavenging pressure, the exhaust valve closing timing, the hydraulic oil pressure, and the fuel pressure pressure instead of the in-cylinder compression pressure Pcomp.
  • the target scavenging pressure PsO, the target fuel injection timing ⁇ inj, the target exhaust valve closing timing ⁇ evc, the target hydraulic oil pressure or the target fuel pressure can be calculated based on the map.
  • step S13 a difference ⁇ Ps between the scavenging pressure Ps detected by the scavenging pressure detection means 22 and the target scavenging pressure PsO calculated in step S12 is obtained.
  • the controller 24 determines the opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 based on the difference ⁇ Ps.
  • step S14 a new exhaust gas of the exhaust gas bypass control valve V1 is determined from the opening degree change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 determined in step S13 and the current opening command value A ′ of the exhaust gas bypass control valve V1.
  • a gas bypass control valve control command signal A is determined.
  • step S15 the controller 24 outputs a new exhaust gas bypass control valve control command signal A to the exhaust gas bypass control valve V1.
  • step S16 an error between the newly detected opening signal B of the exhaust gas bypass control valve V1 and the new exhaust gas bypass control valve control command signal A is calculated.
  • step S17 If there is an error between the opening degree signal B and the new exhaust gas bypass control valve control command signal A, a correction amount is calculated based on the error in step S17, and the process returns to step S14 to control exhaust gas bypass control. The correction of the opening degree of the valve V1 is repeated.
  • the process returns to step S11 and the control is repeated so that the scavenging pressure Ps maintains the target scavenging pressure PsO.
  • step S18 signals of the target fuel injection timing ⁇ inj, the target exhaust valve closing timing ⁇ evc, the target hydraulic oil accumulated pressure or the target fuel oil accumulated pressure obtained from the map are transmitted to the engine controller 25.
  • the engine controller 25 controls the engine body 4 (see FIG. 1).
  • the controller (control device) 24 calculates the target fuel injection timing ⁇ inj using the map from the engine load L and the engine speed Ne, and controls the fuel injection timing. Therefore, the scavenging pressure Ps can be controlled to the target scavenging pressure PsO, and the combustion state of the fuel in the cylinder 6 can be improved to improve the thermal efficiency. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve V1 and the fuel injection timing, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made closer to the predetermined value P or less.
  • the controller 24 controls the exhaust valve closing timing by calculating the target exhaust valve closing timing ⁇ evc using the map from the engine load L and the engine speed Ne. Therefore, the pressure in the cylinder can be controlled, the combustion state of the fuel in the cylinder 6 can be improved, and the thermal efficiency can be improved. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve V1 and the exhaust valve closing timing, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made closer to the predetermined value P or less.
  • the controller 24 calculates the target hydraulic oil pressure or the target fuel pressure using the map from the engine load L and the engine speed Ne. Further, the controller 24 controls the hydraulic oil pressure or the fuel pressure. Therefore, the fuel injection timing and the fuel injection pressure are controlled by controlling the hydraulic oil pressure or the fuel pressure, thereby improving the combustion state of the fuel in the cylinder 6 together with the control of the exhaust gas bypass control valve V1, thereby improving the thermal efficiency. Can be improved. Therefore, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made closer to the predetermined value P or less.
  • the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means 26 sequentially detects the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1 and performs feedback control. For this reason, an error due to deterioration over time between the opening signal (actual opening) B detected by the exhaust gas bypass control valve opening detection means 26 and the exhaust gas bypass control valve control command signal (command opening) A ( Deviation) can be corrected. Therefore, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be maintained at a predetermined value P or less.
  • FIG. 7 is a control configuration diagram according to the present embodiment
  • FIGS. 8A and 8B are control flowcharts according to the present embodiment.
  • FIG. 7, FIG. 8A and FIG. 8B the same configuration, exhaust gas flow, air flow, and control method as in the second embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • a control method different from the second embodiment is that a cylinder pressure signal from the cylinder pressure detection means 27 is input to the controller 28.
  • the controller 28 includes an exhaust gas bypass control valve opening degree signal B detected by the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means 26 and the respective detection means 20, 21.
  • the engine load L the engine speed Ne, and the scavenging pressure Ps detected by.
  • the in-cylinder compression pressure Pcomp and the maximum in-cylinder pressure Pmax which are pressures before the fuel is ignited, are calculated from the crank angle history with respect to the detected in-cylinder pressure Pcyl.
  • step S23 the controller 28 collates the detected engine load L and engine speed Ne with a database prepared in the controller 28.
  • the controller 28 calculates the target scavenging pressure PsO, the target cylinder compression pressure PcompO, and the target cylinder maximum pressure PmaxO based on the map.
  • step S24 a difference ⁇ Ps between the scavenging pressure Ps detected by the scavenging pressure detection means 22 and the target scavenging pressure PsO calculated in step S23 is obtained.
  • the controller 28 determines an opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 based on the difference ⁇ Ps.
  • step S25 the controller 28 calculates a new exhaust gas of the exhaust gas bypass control valve V1 from the opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 determined in step S24 and the current opening command value A ′.
  • Bypass control valve control command A is determined.
  • step S26 the controller 28 outputs a new exhaust gas bypass control valve control command A to the exhaust gas bypass control valve V1.
  • step S27 an error between the detected exhaust gas bypass control valve opening signal B of the exhaust gas bypass control valve V1 and a new exhaust gas bypass control valve control command A is calculated.
  • step S28 it is determined whether there is an error between the detected exhaust gas bypass control valve opening signal B of the exhaust gas bypass control valve V1 and a new exhaust gas bypass control valve control command A. If there is an error, a correction amount is calculated based on the error in step S30, and the process returns to step S25 to repeat the correction of the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1.
  • step S28 when the detected opening signal B of the exhaust gas bypass control valve V1 becomes the same as the new exhaust gas bypass control valve control command A, the process returns to step S21 via step S29, and the scavenging pressure Ps. The control is repeated so that becomes the target scavenging pressure PsO.
  • step S31 the controller 28 changes the exhaust valve closing timing change amount based on the difference ⁇ Pcomp between the in-cylinder compression pressure Pcomp calculated in step S22 and the target in-cylinder compression pressure PcompO calculated in step S23. ⁇ evc is determined.
  • step S32 in parallel with step S31, the fuel injection timing change amount ⁇ inj based on the difference ⁇ Pmax between the target maximum cylinder pressure PmaxO calculated in step S23 and the maximum cylinder pressure Pmax calculated in step S22. Decide.
  • step S33 the controller 28 determines the exhaust valve closing timing ⁇ evc based on the change amount ⁇ evc of the exhaust valve closing timing determined in step S31.
  • step S34 the controller 28 determines the fuel injection timing ⁇ inj based on the fuel injection timing change amount ⁇ inj determined in step S32.
  • step S35 the controller 28 issues a command for the exhaust valve closing timing ⁇ evc determined in step S33 and the fuel injection timing ⁇ inj determined in step S34 to the engine controller 25.
  • step S36 an error between the target cylinder maximum pressure PmaxO and the detected maximum cylinder pressure Pmax and an error between the target cylinder compression pressure PcompO and the detected cylinder compression pressure Pcomp are calculated.
  • step S37 if there is an error between the target cylinder maximum pressure PmaxO and the detected cylinder maximum pressure Pmax, or between the target cylinder compression pressure PcompO and the detected cylinder compression pressure Pcomp, the error is based on the error. To calculate the correction amount. The controller 28 repeats the control by feeding back the calculated correction amount to step S33 and step S34.
  • the controller (control device) 28 determines the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO from the map using the cylinder pressure Pcyl detected by the cylinder pressure detector 27. Further, the controller 28 controls the exhaust gas bypass control valve V1, the fuel injection timing, and the exhaust valve closing timing. Therefore, by controlling the exhaust gas bypass control valve, the exhaust valve closing timing, and the fuel injection timing, the cylinder compression pressure Pcomp and the cylinder maximum pressure Pmax are set to the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO. Thus, the combustion state of the fuel in the cylinder 6 can be improved and the thermal efficiency can be improved. Therefore, even if the fuel properties change, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be reduced to a predetermined value P or less.
  • FIG. 7 is a control configuration diagram of the present embodiment, which is the same as that of the third embodiment.
  • 9A and 9B show control flowcharts of the present embodiment.
  • step S41 of the flowchart shown in FIG. 9A and FIG. 9B the controller 29 receives the exhaust gas bypass control valve opening degree signal B detected by the exhaust gas bypass control valve opening degree detection means 26 and the respective detection means 20, 21. , 22 and 27, the engine load L, the engine speed Ne, the scavenging pressure Ps, and the cylinder internal pressure Pcyl are input.
  • step S42 the controller 29 calculates the in-cylinder compression pressure Pcomp and the maximum in-cylinder pressure Pmax from the detected crank angle history of the in-cylinder pressure Pcyl.
  • step S43 the detected engine load L and engine speed Ne are collated with a database prepared in the controller 29.
  • the controller 29 calculates the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO based on the map in the database.
  • step S44 the controller 29 calculates a difference ⁇ Pcomp between the cylinder compression pressure Pcomp and the target cylinder compression pressure PcompO.
  • the controller 29 determines the opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 based on the difference ⁇ Pcomp.
  • step S45 a new exhaust gas bypass control valve control command A for the exhaust gas bypass control valve V1 is determined from the opening change amount ⁇ A of the exhaust gas bypass control valve V1 determined in step S44 and the current opening command value A ′. To decide.
  • step S46 the new exhaust gas bypass control valve control command A determined in step S45 is output to the exhaust gas bypass control valve V1.
  • step S47 an error between the target cylinder compression pressure PcompO and the detected cylinder compression pressure Pcomp is calculated.
  • step S48 it is determined whether the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1 is zero. If the opening degree of the exhaust gas bypass control valve V1 is A ⁇ 0, that is, if it is open, the process proceeds to step S49.
  • step S49 the opening correction amount of the exhaust gas bypass control valve V1 is calculated based on the error between the target cylinder compression pressure PcompO and the detected cylinder compression pressure Pcomp. Thereafter, the opening degree control of the exhaust gas bypass control valve V1 is performed by reflecting the result in step S45.
  • step S50 the exhaust valve closing timing correction amount ⁇ evc is calculated based on the error between the target cylinder compression pressure PcompO calculated in step S47 and the detected cylinder compression pressure Pcomp. Then, it progresses to step S51 and the exhaust valve closing timing is determined.
  • step S52 a difference ⁇ Pmax between the maximum in-cylinder pressure Pmax calculated in step S42 and the target maximum in-cylinder pressure PmaxO calculated in step S43 is calculated. Further, in step S52, the change amount ⁇ inj of the fuel injection timing is determined based on the calculated difference ⁇ Pmax. In step S53, the controller 29 determines the fuel injection timing based on the fuel injection timing change amount ⁇ inj determined in step S52.
  • step S54 control commands for the exhaust valve closing timing ⁇ evc determined in step S51 and the fuel injection timing ⁇ inj determined in step S53 are issued to the engine controller 25.
  • step S55 an error between the target cylinder maximum pressure PmaxO and the cylinder maximum pressure Pmax and an error between the target cylinder compression pressure PcompO and the cylinder maximum pressure Pmax are calculated. If there is an error between the maximum cylinder pressure Pmax and the target maximum cylinder pressure PmaxO, the process proceeds to step S56.
  • step S56 a fuel injection timing correction amount is calculated based on the error between the target cylinder compression pressure PcompO calculated in step S55 and the cylinder maximum pressure Pmax. Thereafter, the process proceeds to step S53, where a new fuel injection timing ⁇ inj is determined based on the fuel injection timing correction amount calculated in step S56, and a control command for the new fuel injection timing ⁇ inj is output to the engine controller 25.
  • step S50 the exhaust valve closing timing correction amount ⁇ evc is calculated based on the error between the cylinder compression pressure Pcomp and the target cylinder compression pressure PcompO. Thereafter, the process proceeds to step S51, where a new exhaust valve closing timing ⁇ evc based on the exhaust valve closing timing correction amount ⁇ evc calculated in step S50 is determined, and a control command for the new exhaust valve closing timing ⁇ evc is output to the engine controller 25.
  • the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO are calculated from the engine load L and the engine speed Ne.
  • the cylinder pressure Pcyl is detected to control the exhaust valve closing timing and the fuel injection timing. Therefore, the exhaust gas bypass control valve V1, the exhaust valve closing timing, and the fuel injection timing are controlled so that the cylinder compression pressure Pcomp and the cylinder maximum pressure Pmax become the target cylinder compression pressure PcompO and the target cylinder maximum pressure PmaxO.
  • the combustion state of the fuel in the cylinder 6 can be improved and the thermal efficiency can be improved. Therefore, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made to be equal to or less than the predetermined value P even if the fuel properties change.
  • the exhaust valve closing timing is controlled by detecting the cylinder pressure Pcyl. Therefore, even when the exhaust gas bypass control valve V1 is in the fully closed state, the target valve compression pressure PcompO can be controlled by controlling the exhaust valve closing timing. Therefore, even when the exhaust gas bypass control valve V1 is in a control failure or the like, the fuel consumption rate of the engine body 4 can be made equal to or less than the predetermined value P.
  • the engine exhaust energy recovery apparatus 1 concerning this embodiment was demonstrated as what is equipped with a ship, this invention is not limited to this, For example, as what is provided in the power plant installed on land Also good. In this case, the following effects are obtained.
  • the engine exhaust energy recovery device 1 provided in the power plant can reduce the operating cost of the engine 2. Therefore, the operation cost of the power plant can be reduced. Moreover, it can be set as the power plant considered in the environment.
  • the operation of the hybrid supercharger 3 is adjusted steplessly to increase the adjustment range of the power generation amount of the generator / motor 3d. be able to. Therefore, even if the power consumption in the ship changes greatly, the capacity of the control resistor 13 can be made small and downsized, which is advantageous in terms of cost.

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Abstract

エンジンの様々な負荷や回転数に対してエンジンの燃料消費率を所定値以下にすることができ、エンジンから排出される排気ガスの有効利用が可能とされるエンジン排気エネルギー回収装置を提供することを目的とする。エンジン（２）から排出される排気ガスが供給されるタービン部（３ａ）とエンジン（２）に掃気圧力を圧送するコンプレッサ部（３ｂ）とタービン（３ａ）が駆動されることによって発電する発電・電動機部（３ｄ）とを有するハイブリッド過給機（３）と、ハイブリッド過給機（３）に供給される排気ガスを迂回させるバイパス流路（Ｌ２）と、エンジン負荷検出手段と、エンジン回転数検出手段と、掃気圧力検出手段と、夫々の検出手段の検出値からエンジン（２）の燃料消費率が所定値以下になる掃気圧力を算出するデータベースを有する制御装置と、を有し、制御装置は、排気ガスバイパス制御弁（Ｖ１）を制御してエンジン（２）の掃気圧力を制御する。

Description

エンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラント
　本発明は、エンジンから排出される排気ガスの排気エネルギーを動力として回収するエンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラントに関する。
　エンジンから排出される排気ガスに含まれる排気エネルギーを動力として回収する排気エネルギー回収装置としては、過給機およびパワータービンが知られている（例えば特許文献１）。
特開昭６３－１８６９１６号公報
　しかし、特許文献１に記載の発明は、エンジンの高負荷運転時にパワータービンの出力を減少させた場合には、パワータービンを駆動させるために利用されていた排気ガスが過給機の排気タービンに供給される。そのため、過給機の排気タービンの駆動力および回転数が上昇し、排気タービンによって駆動される圧縮機の回転数が上昇する。その結果、過給機からエンジンに供給される圧縮空気の圧力、すなわち掃気圧力が許容圧力を超えてしまう。一方、エンジンには、エンジンの運転を安全に行うために掃気圧力が許容圧力以上にならないように制限が課せられている。そのため、高圧の掃気をエンジンに供給しても熱効率の改善にはつながらないという問題があった。
　本発明は上記の事情に鑑みてなされたもので、エンジンの様々な負荷や回転数に対してエンジンの燃料消費率を所定値以下にすることが可能とされ、エンジンから排出される排気ガスの有効利用が可能とされるエンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラントを提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明に係るエンジン排気エネルギー回収装置、これを備える船舶およびこれを備える発電プラントは、以下の手段を採用する。
　すなわち、本発明の第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、エンジンから排出される排気ガスによって駆動されるタービン部と、該タービン部が駆動されることによって外気をエンジンに圧送するコンプレッサ部と、前記タービン部が駆動されることによって発電する一方で供給された電力によって前記タービン部を駆動する発電・電動機部と、を有するハイブリッド過給機と、該ハイブリッド過給機に供給される排気ガスを迂回させるバイパス流路と、該バイパス流路に設けられて、前記ハイブリッド過給機へ導かれる排気ガスの流量を制御する排気ガスバイパス制御弁と、前記エンジンの負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、前記エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、前記エンジンの掃気圧力を検出する掃気圧力検出手段と、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標掃気圧力を算出するデータベースを有する制御装置と、を備え、前記制御装置は、前記目標掃気圧力になるように前記排気ガスバイパス制御弁を制御する。
　ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスを迂回するバイパス流路には、排気ガスバイパス制御弁が設けられている。この排気ガスバイパス制御弁の開度を絞った場合には、ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量が増加する。そのため、ハイブリッド過給機のタービン部に導かれる排気ガスの流量が増加する。タービン部に導かれる排気ガスの流量が増加するので、タービン部の回転駆動力が増加する。タービン部の回転駆動力が増加すると、コンプレッサ部の回転数が上昇し、圧縮される空気の圧力が上昇する。このようにコンプレッサ部によって圧縮された空気である掃気は、エンジンに導かれる。エンジンの掃気圧力は、ハイブリッド過給機のコンプレッサ部からエンジンに供給される掃気の圧力によって決定される。また、エンジンの燃料消費率は、掃気圧力、排気弁閉タイミング、シリンダ内圧力、エンジン回転数、エンジン負荷、燃料噴射タイミング等に影響される。
　そこで、上記第１の態様では、制御装置によって排気ガスバイパス制御弁を制御することとした。これにより、ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を制御することができる。また、制御装置は、エンジン負荷検出手段によって検出される負荷と、エンジン回転数検出手段によって検出される回転数とから、データベースを用いて目標掃気圧力を算出することとした。これらにより、ハイブリッド過給機のコンプレッサ部からエンジンに導かれる掃気の圧力、すなわち、掃気圧力を目標掃気圧力に制御することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御してエンジンの燃料消費率を所定値以下に抑えることができ、エンジンの運転コストを低減することができる。
　また、エンジンの燃料消費率は、燃料の燃焼状態に影響される。燃料の燃焼状態は、エンジンの回転数、掃気圧力、燃料の性状、燃料の着火時期、燃料の噴射状態等によって変化する。上記第１の態様では、排気ガスバイパス制御弁を制御して掃気圧力を制御することとした。そのため、エンジンにおける燃料の燃焼状態を改善することができる。
　また、排気ガスによって発電するハイブリッド過給機を設けることとした。そのため、エンジン運転開始時には、発電・電動機部に供給される電力によってハイブリッド過給機を駆動して空気をエンジンに供給することができる。
　また、エンジン運転中には、排気ガスバイパス制御弁を制御することによってハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を変えることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御することによって必要な電力量に応じてハイブリッド過給機における発電量を制御することができる。
　上記第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、前記ハイブリッド過給機から導出される排気ガスと、前記バイパス流路から導出される排気ガスとが導かれて熱交換する熱交換器を備える。
　ハイブリッド過給機には、排気ガスバイパス制御弁によって流量が制御された排気ガスが導かれる。また、バイパス流路およびハイブリッド過給機を通過した排気ガスを熱交換器へと導くこととした。そのため、ハイブリッド過給機における発電量を減少させるように排気ガスバイパス制御弁を開状態にした場合には、バイパス流路から導かれた温度の高い排気ガスが多量に熱交換器に供給されることになる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御することによって、ハイブリッド過給機における発電量を制御しつつ、排気ガスの熱エネルギーを有効に回収することができる。
　上記第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、前記制御装置は、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標燃料噴射タイミングを算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記燃料噴射タイミングを制御する。
　制御装置は、負荷および回転数からマップまたは演算式を用いて、目標燃料噴射タイミングを算出して、燃料噴射タイミングを制御することとした。そのため、掃気圧力を制御すると共に、シリンダ内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁および燃料噴射タイミングを制御することによって、エンジンの燃料消費率を更に所定値以下に近づけることができる。
　上記第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、前記制御装置は、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標排気弁閉タイミングを算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記排気弁閉タイミングを制御する。
　シリンダ内圧力は、掃気圧力と排気弁閉タイミングとによって決まる。そこで、上記第１の態様の制御装置は、負荷および回転数からマップまたは演算式を用いて、目標排気弁閉タイミングを算出して排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、シリンダ内圧力を制御することができ、シリンダ内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁と排気弁閉タイミングとを制御することによって、エンジンの燃料消費率を更に所定値以下に近づけることができる。
　また、排気弁閉タイミングを遅らせた場合には、ピストン上昇時の圧縮仕事が低減される。そのため、圧縮上死点におけるシリンダ内の燃焼ガスの温度が低下する。したがって、排気弁閉タイミングを制御することによって、ＮＯｘの生成を抑制することができ、環境負荷の低減が可能となる。
　上記第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、前記エンジンは、燃料ポンプを駆動する作動油が蓄えられる作動油蓄圧器またはコモンレール式燃料噴射弁に供給される燃料油が蓄えられる燃料蓄圧器を備え、前記制御装置には、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標作動油蓄圧圧力または目標燃料蓄圧圧力を算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記作動油蓄圧圧力または前記燃料蓄圧圧力を制御する。
　燃料ポンプを駆動する作動油蓄圧圧力またはコモンレール式燃料噴射弁内に供給される燃料蓄圧圧力は、燃料噴射タイミングや燃料噴射圧に影響する。そこで、上記第１の態様の制御装置は、負荷および回転数からマップまたは演算式を用いて目標作動油蓄圧圧力または目標燃料蓄圧圧力を算出することとした。また、制御装置は、作動油蓄圧圧力または燃料蓄圧圧力を制御することとした。これにより、作動油蓄圧圧力または燃料蓄圧圧力を制御することによって燃料噴射タイミングや燃料噴射圧を制御することができる。そのため、排気ガスバイパス制御弁の制御とともにシリンダ内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、エンジンの燃料消費率を更に所定値以下に近づけることができる。
　上記第１の態様に係るエンジン排気エネルギー回収装置によれば、前記制御装置は、前記排気ガスバイパス制御弁の開度を検出する排気ガスバイパス制御弁開度検出手段からの信号に基づいて、前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる前記排気ガスバイパス制御弁の目標開度を算出し、前記排気ガスバイパス制御弁を前記目標開度になるようにフィードバック制御する。
　排気ガスバイパス制御弁開度検出手段によって排気ガスバイパス制御弁の開度を逐次検出して、フィードバック制御することとした。そのため、経年劣化などによって排気ガスバイパス制御弁開度検出手段が検出する実開度と目標開度との間に生じるずれを補正することができる。したがって、エンジンの燃料消費率を所定値以下に維持することが可能となる。
　上記第１の態様に係るエンジンの排気エネルギー回収装置によれば、前記制御装置は、シリンダ内圧力検出手段によって検出されるシリンダ内圧力からシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを算出し、検出される負荷および回転数に対して前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOをマップまたは演算式から算出し、前記シリンダ内最高圧力Ｐmaxが前記目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOになるようにし、かつ、前記シリンダ内圧縮圧力Ｐcompが前記目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOになるように前記燃料噴射タイミングおよび前記排気弁閉タイミングを制御する。
　エンジンの燃料消費率を所定値以下にする条件の一つには、燃料の燃焼状況が影響する。燃料の燃焼状況は、エンジンの回転数、掃気圧力、燃料性状（セタン価、粘度、不純物の混合等）等により燃料の着火時期や燃料の微細化状況等が変わる。燃料の燃焼状況は、検知されるシリンダ内圧力から求められるシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxから知ることができる。
　そこで、上記第１の態様の制御装置は、シリンダ内圧力検出手段によって検出されるシリンダ内圧力を用いて目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOをマップまたは演算式から求めることとした。また、制御装置は、排気ガスバイパス制御弁、燃料噴射タイミングおよび排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁、燃料噴射タイミングおよび排気弁閉タイミングを制御することによってシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOにすることができ、かつ、シリンダ内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、燃料の性状が変化してもエンジンの燃料消費率を所定値以下にすることができる。
　本発明の第２の態様に係るエンジンの排気エネルギー回収装置によれば、エンジンから排出される排気ガスによって駆動されるタービン部と、該タービン部が駆動されることによって外気を前記エンジンに圧送するコンプレッサ部と、前記タービン部が駆動されることによって発電する一方で供給された電力によって前記タービン部を駆動する発電・電動機と、を有するハイブリッド過給機と、該ハイブリッド過給機に供給される排気ガスを迂回させるバイパス流路と、該バイパス流路に設けられて、該ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を制御する排気ガスバイパス制御弁と、前記エンジンの負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、前記エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、前記エンジンの掃気圧力を検出する掃気圧力検出手段と、前記エンジンのシリンダ内圧力を検出するシリンダ内圧力検出手段と、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段から検出された負荷と回転数とから前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOを算出するデータベースを有する制御装置と、を備え、該制御装置は、前記目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOになるように前記排気弁閉タイミング制御を制御し、前記目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOになるように前記燃料噴射タイミングを制御する。
　経年劣化などにより排気ガスバイパス制御弁の目標開度と実開度との間にずれが生じてエンジンの掃気圧力が低下することがある。また、エンジンの排気弁シート部が摩耗した場合には、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompが低下するためエンジンの性能が低下する。そこで、上記第２の態様では、負荷および回転数から目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOとを算出することとした。また、シリンダ内圧力を検出して排気弁閉タイミング制御と燃料噴射タイミングとを制御することとした。そのため、排気弁閉タイミングと燃料噴射タイミングを制御してシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOにすることができ、かつ、シリンダ内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、燃料の性状が変化してもエンジンの燃料消費率を所定値以下にすることができる。
　また、シリンダ内圧力を検出して排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁が全閉状態の場合であっても、排気弁閉タイミングを制御して目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOに制御することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁が制御不具合等になった場合であっても、エンジンの燃料消費率を所定値以下にすることができる。
　本発明の第３の態様に係る船舶によれば、上記のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置を備える。
　船舶に搭載されるエンジン排気エネルギー回収装置は、エンジンの運転コストを抑えることができる。そのため、船舶の運航コストの削減を図ることができる。また、環境に考慮した船舶にすることができる。
　本発明の第４の態様に係る発電プラントによれば、上記のいずれかに記載のンジン排気エネルギー回収装置を備える。
　発電プラントに設けられるンジン排気エネルギー回収装置は、エンジンの運転コストを抑えることができる。そのため、発電プラントの運用コストの削減を図ることができる。また、環境に考慮した発電プラントにすることができる。
　本発明に係る排気エネルギー回収装置によれば、制御装置によって排気ガスバイパス制御弁を制御することとした。これにより、ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を制御することができる。また、制御装置は、エンジン負荷検出手段によって検出される負荷と、エンジン回転数検出手段によって検出される回転数とから、データベースを用いて目標掃気圧力を算出することとした。これらにより、ハイブリッド過給機のコンプレッサ部からエンジンに導かれる掃気の圧力、すなわち、掃気圧力を目標掃気圧力に制御することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御してエンジンの燃料消費率を所定値以下に抑えることができ、エンジンの運転コストを低減することができる。
　また、エンジンの燃料消費率は、燃料の燃焼状態に影響される。燃料の燃焼状態は、回転数、掃気圧力、燃料の性状、燃料の着火時期、燃料の噴射状態等によって変化する。本発明では、排気ガスバイパス制御弁を制御して掃気圧力を制御することとした。そのため、エンジンにおける燃料の燃焼状態を改善することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御することによってエンジンの燃料消費率が改善される。
　また、排気ガスによって発電するハイブリッド過給機を設けることとした。そのため、エンジン運転開始時には、発電・電動機部に供給される電力によってハイブリッド過給機を駆動して空気をエンジンに供給することができる。
　また、エンジン運転中には、排気ガスバイパス制御弁を制御することによってハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を変えることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁を制御することによって必要な電力量に応じてハイブリッド過給機における発電量を制御することができる。
本発明の一実施形態に係るエンジン排気エネルギー回収装置を具備した船舶の概略構成図である。 本発明の一実施形態に係るエンジンの燃料消費率を所定値以下にするために用いられるデータベースである。 本発明の第１実施形態に係る制御構成図である。 本発明の第１実施形態に係る制御フローチャートである。 本発明の第２実施形態に係る制御構成図である。 本発明の第２実施形態に係る制御フローチャートである。 本発明の第３実施形態に係る制御構成図である。 本発明の第３実施形態に係る制御フローチャートである。 本発明の第３実施形態に係る制御フローチャートである。 本発明の第４実施形態に係る制御フローチャートである。 本発明の第４実施形態に係る制御フローチャートである。
　以下、本発明に係るエンジン排気エネルギー回収装置を備えた船舶の実施形態について説明する。
　但し、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　図１には、本発明のエンジン排気エネルギー回収装置を具備した船舶の概略構成図が示されている。
　船舶（図示せず）の機関室（図示せず）内には、エンジン排気エネルギー回収装置１と、推進用ディーゼル機関（エンジン）２が設けられている。
　エンジン排気エネルギー回収装置１は、ハイブリッド過給機３と、排気ガスエコノマイザ（熱交換器）９と、空気冷却器１８とを有している。
　推進用ディーゼル機関（以下「エンジン」という。）２は、ディーゼル機関本体（以下「エンジン本体」という。）４と、排気ガスが蓄積される排気マニホールド７と、掃気が蓄積される給気マニホールド８とを備えている。推進用ディーゼル機関２は、低速大型の舶用２サイクルディーゼル機関である。
　エンジン２は、エンジン本体４内に設けられているシリンダ６と、シリンダ６内に燃料を噴射する燃料噴射装置（図示せず）と、シリンダ６内で燃料が燃焼することによって発生する燃焼ガス（以下「排気ガス」という。）をシリンダ６内から排気する排気弁（図示せず）とを備えている。
　なお、本実施形態では、エンジン２は、シリンダ６の数が６本配置された６気筒ディーゼル機関として説明するが、これに限定されるものではない。また、推進用ディーゼル機関ではなく、発電用ディーゼル機関としても良い。
　ハイブリッド過給機３は、エンジン本体４に設けられている排気マニホールド７から排出された排気ガスによって駆動されるタービン部３ａと、タービン部３ａとタービン軸３ｃ上に結合して回転駆動され外気を圧縮してエンジン本体４に掃気を供給するコンプレッサ部３ｂと、タービン軸３ｃが回転駆動することによって発電する発電・電動機３ｄとを備えている。
　なお、本実施形態では、コンプレッサ部３ｂによって圧縮されてエンジン本体４に供給される圧縮空気を掃気と称しているが、給気と称しても同じ意味である。
　発電・電動機３ｄは、タービン軸３ｃが回転駆動することによって発電する。発電・電動機３ｄによって発生した電力は、コンバータ１１を介して直流に変換された後、インバータ１２によって交流に変換される。インバータ１２によって交流にされた電力は、制御用抵抗器１３を介して機関室内に設置されている配電盤１４に電気的に接続される。配電盤１４に電気的に接続されることによって、発電・電動機３ｄが発電した電力は、船内電源として利用される。
　また、発電・電動機３ｄは、電力が供給されることによって電動機として駆動する。発電・電動機３ｄは、電動機として駆動することによってタービン軸３ｃを回転駆動する。タービン軸３ｃが回転駆動するため、タービン軸３ｃ上に設けられているコンプレッサ部３ｂも回転駆動する。これにより、コンプレッサ部３ｂが外気を圧縮してエンジン本体４に掃気を供給することができる。
　排ガスエコノマイザ９は、後述する排気管Ｌ３から導かれた排気ガスの熱と、後述する給水管Ｌ５から供給された水とが熱交換するものである。排ガスエコノマイザ９は、供給された水を排ガスエコノマイザ９内に設けられている水管内（図示省略）に通水して排気ガスの熱によって蒸気に熱変換する。
　空気冷却器１８は、ハイブリッド過給機３のコンプレッサ部３ｂによって圧縮された掃気を冷却して空気密度を上げるためのものである。空気冷却器１８によって冷却された掃気は、後述する給気管Ｋ２によってエンジン本体４に供給される。
　排気管Ｌ１は、エンジン２の排気マニホールド７と、ハイブリッド過給機３のタービン部３ａとを連結している。
　バイパス管（バイパス流路）Ｌ２は、排気管Ｌ１の途中もしくは排気マニホールド７に直接接続されており、排気管Ｌ１もしくは排気マニホールド７と後述する排気管Ｌ３とを連結している。バイパス管Ｌ２は、排気マニホールド７から排出された排気ガスをハイブリッド過給機３から迂回させる。
　排気管Ｌ３は、ハイブリッド過給機３のタービン部３ａと、排ガスエコノマイザ９とを連結している。排気管Ｌ３は、タービン部３ａから排出される排気ガスを排ガスエコノマイザ９に送通する。
　排気管Ｌ４は、排ガスエコノマイザ９と煙突（図示省略）との間を連結している。排気管Ｌ４により、排ガスエコノマイザ９において熱交換した後の排気ガスを船外に放出することができる。
　給気管Ｋ１は、ハイブリッド過給機３のコンプレッサ部３ｂと、空気冷却器１８とを連結している。
　給気管Ｋ２は、空気冷却器１８と、エンジン２の給気マニホールド８とを連結している。給気管Ｋ２は、空気冷却器１８によって冷却された掃気をエンジン本体４の給気マニホールド８へ送通する。
　給水管Ｌ５は、船内の図示しない主給水管から水を排ガスエコノマイザ９へ供給する。
　尚、排ガスエコノマイザ９において排気ガスと熱交換されて発生した蒸気は、船内に設けられている図示しない雑用蒸気管へと導かれる。
　排気ガスバイパス制御弁Ｖ１は、バイパス管Ｌ２の途中に介装されている。排気ガスバイパス制御弁Ｖ１は、ハイブリッド過給機３へ導かれる排気ガスの流量を制御する。すなわち、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１が全閉状態の場合には、排気管Ｌ１から導かれる排気ガスの全流量は、ハイブリッド過給機３へと供給される。排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度が増加するにつれて、排気管Ｌ１もしくは排気マニホールド７からバイパス管Ｌ２へと導かれる排気ガスの流量が増加する。そのため、ハイブリッド過給機３へと導かれる排気ガスの流量が制御されることになる。その排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度は、制御装置（図示省略）により制御される。
　オリフィス１９は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の下流側のバイパス管Ｌ２上に介装されている。オリフィス１９は、エンジン本体４が高負荷運転時であって、かつ、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１が全開状態の場合に、バイパス管Ｌ２に排気ガスが多量に導かれるのを防止して、ハイブリッド過給機３に排気ガスが供給されるようにする。
　なお、本実施形態では、オリフィス１９を設けることとして説明したが、オリフィス１９を設けなくても良い。
　次に、エンジン本体４から排出される排気ガスの流れについて説明する。
　エンジン本体４に設けられているシリンダ６内に供給された燃料が燃焼することによって、排気ガスが発生する。シリンダ内６に発生した排気ガスは、排気弁が開状態の際にエンジン本体４から排出される。エンジン本体４から排出された排気ガスは、排気マニホールド７に溜められる。排気マニホールド７に溜められた排気ガスは、排気管Ｌ１へと導出される。排気管Ｌ１に導出された排気ガスは、ハイブリッド過給機３へと導かれる。
　ハイブリッド過給機３に導かれた排気ガスによって、タービン部３ａが回転駆動される。タービン部３ａが回転駆動されるため、タービン軸３ｃが回転駆動される。タービン軸３ｃが回転駆動されることによって、コンプレッサ部３ｂは外気を圧縮し、発電・電動機３ｄが発電する。ハイブリッド過給機３においてタービン部３ａを回転駆動させた排気ガスは、排気管Ｌ３へと導出される。
　また、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度が開状態の場合には、排気管Ｌ１に導かれた排気ガスの一部もしくは排気マニホールド７の中の排気ガスの一部がバイパス管Ｌ２へと導かれる。バイパス管Ｌ２に導かれた排気ガスは、ハイブリッド過給機３の下流側に接続されている排気管Ｌ３に合流される。
　ハイブリッド過給機３から導出された排気ガスと、バイパス管Ｌ２から導かれた排気ガスとは、排気管Ｌ３を経て排ガスエコノマイザ９へと導かれる。排ガスエコノマイザ９に導かれた排気ガスは、排ガスエコノマイザ９内部へと導出される。排ガスエコノマイザ９の内部に供給された排気ガスは、排ガスエコノマイザ９内に設けられている水管内を通過する水と熱交換される。排ガスエコノマイザ９において熱交換された排気ガスは、排気管Ｌ４を介して煙突から外部へと放出される。
　次に、エンジン本体４に供給される掃気の流れについて説明する。
　排気ガスによって回転駆動されたハイブリッド過給機３のコンプレッサ部３ｂが圧縮した掃気は、給気管Ｋ１へと導出される。給気管Ｋ１に導出された掃気は、空気冷却器１８へと導かれる。空気冷却器１８に導かれた掃気は、冷却されて密度が高められて給気管Ｋ２へと導かれる。給気管Ｋ２に導かれた掃気は、給気マニホールド８へと供給される。給気マニホールド８内の掃気は、エンジン本体４内のシリンダ６内へと導かれる。
　次に、エンジン本体４の燃料消費率を所定値以下に決めるためのマップについて、図２を参照して説明する。
　図２のマップは、あるエンジン本体４の回転数および負荷に対する燃料消費率と、燃料噴射タイミングと、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompと、シリンダ内最高圧力Ｐmaxとの関係を示している。制御装置内のデータベースは、エンジン本体４の回転数、負荷のそれぞれに対して同様の関係のマップを複数持つこととなる。
　図２の横軸には、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompを示し、図２の右方向が大となる。縦軸には、燃料噴射タイミングを示し、上方が遅角になる方向、下方が進角になる方向を示している。
　シリンダ内圧縮圧力Ｐcompは、掃気圧力が高い場合に大になる関係が知られている。また、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompは、エンジン本体４に設けられている排気弁の排気弁閉タイミングを早閉じすることによって大になる関係であることも知られている。そのため、図２の横軸は、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompに代えて掃気圧力や排気弁閉タイミングとして、制御因子を代えても同様の関係を得ることができる。
　図中の間隔を有した複数の曲線は、エンジン本体４の燃料消費率を示す等高線である。燃料消費率は、エンジン本体４の回転数、負荷によって曲線の位置および曲線の形状が異なっている。図中の等高線は、曲線の右下（曲線の中心方向）方向に移るに従い燃料消費率が良いことを示している。
　図中の太い直線は、シリンダ内最高圧力Ｐmax上限値を示している。シリンダ内最高圧力Ｐmax上限値の右側エリアは、エンジン本体４の許容圧力を超えるため使用できない範囲となっている。
　燃料消費率の所定値Ｐは、図中の太い直線で示したシリンダ内最高圧力Ｐmax上限値よりも左側エリアで且つ、燃料消費率の等高線（図中の曲線）のシリンダ内最高圧力Ｐmax上限値を示す太い直線に近接した部分となる。
　エンジン本体４の燃料消費率は、掃気圧力、または、排気弁閉タイミング、または、燃料噴射タイミングを制御してこの所定値Ｐ以下になるようにする。
　エンジン本体４の負荷が低くなるにつれて、掃気圧力が低下する。それに伴いシリンダ内圧縮圧力Ｐcompが低下する。そのため、燃料噴射タイミングを進角することができるようになる。このため、エンジン本体４の負荷が低いほど燃料消費率の所定値Ｐは、図２のマップにおいて太い直線のシリンダ内最高圧力Ｐmax上限値に沿って左下方向に移動する。
　その際、燃料消費率の等高線の曲線の中心も太い直線のシリンダ内最高圧力Ｐmax上限値に沿って左下方向に移動する。
　なお、本実施形態では、データベースにマップを備えるものとして説明したが、マップの代わりに演算式を用いても良い。
　[第１実施形態]
　本発明による燃料消費率を所定値以下にする制御方法の第１実施形態を図３および図４に基づいて説明する。図３は、本実施形態に係る制御構成図であり、図４は、本実施形態に係る制御フローチャートである。
　図３において、エンジン負荷検出手段２０によって検知されたエンジン本体４（図１参照）の負荷信号と、エンジン回転数検出手段２１によって検知されたエンジン本体４の回転数信号と、掃気圧力検出手段２２によって検知された掃気圧力信号とが、コントローラ（制御装置）２３に入力される。入力された各信号によって、コントローラ２３は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１に排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａを出力する。
　図４のとおり、ステップＳ１において、コントローラ２３には、夫々の検出手段２０，２１，２２によって検出されたエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅおよび掃気圧力Ｐsの信号が入力される。
　ステップＳ２において、検出されたエンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅをコントローラ２３内に用意されているデータベースに照合する。図２において横軸に掃気圧力を示したマップに基づいて、コントローラ２３は、最適掃気圧力ＰsO（以下「目標最適圧力」という。）を算出する。
　ステップＳ３において、掃気圧力検出手段２２によって検出された掃気圧力Ｐsと、ステップＳ２において算出された目標掃気圧力ＰsOとの差ΔＰsを求める。コントローラ２３は、この差ΔＰsに基づいて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡを決定する。
　ステップＳ４において、ステップＳ３において決定された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡと、現状の排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度指令値Ａ’とから排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａを決定する。
　ステップＳ５において、コントローラ２３は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１へ新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａによって制御するように指令を出力する。
　その後、ステップＳ５からステップＳ１に戻って繰返す。
　この動作を繰返すことにより掃気圧力検出手段２２によって検出された掃気圧力Ｐsが目標掃気圧力ＰsOからずれている場合には、掃気圧力Ｐsを修正することとなる。これにより、エンジン本体４の燃料消費率が所定値Ｐ以下となるようにすることができる。
　以上説明したように、本実施形態にかかるエンジン排気エネルギー回収装置およびこれを備えた船舶によれば、以下の作用効果を奏する。
　コントローラ（制御装置）２３によって排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御することとした。これにより、ハイブリッド過給機３に導かれる排気ガスの流量を制御することができる。また、コントローラ２３は、エンジン負荷検出手段２０によって検出されたエンジン負荷Ｌと、エンジン回転数検出手段２１によって検出されたエンジン回転数Ｎｅとから、コントローラ２３内に設けられているデータベースのマップを用いて目標掃気圧力ＰsOを算出することとした。これらにより、ハイブリッド過給機３のコンプレッサ部３ｂからエンジン本体４に導かれる掃気の圧力、すなわち、掃気圧力Ｐsを目標掃気圧力ＰsOに制御することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御してエンジン本体４の燃料消費率を所定値Ｐ以下に抑えることができ、エンジン２の運転コストを低減することができる。
　また、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御して掃気圧力Ｐsを制御することとした。そのため、エンジン本体４における燃料の燃焼状態を改善することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御することによってエンジン本体４の燃料消費率が改善される。
　また、排気ガスによって発電するハイブリッド過給機３を設けることとした。そのため、エンジン２エンジン２運転開始時には、発電・電動機部３ｄに供給された電力によってハイブリッド過給機３を駆動して空気をエンジン本体４に供給することができる。
　また、エンジン２運転中には、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御することによってハイブリッド過給機３に導かれる排気ガスの流量を変えることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御することによって必要な電力量に応じてハイブリッド過給機３における発電量を制御することができる。
　ハイブリッド過給機３には、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１によって流量が制御された排気ガスが導かれる。また、バイパス管（バイパス流路）Ｌ２およびハイブリッド過給機３を通過した排気ガスを排ガスエコノマイザ（熱交換器）９へと導くこととした。そのため、ハイブリッド過給機３における発電量を減少させるように排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を開状態にした場合には、バイパス管Ｌ２から導かれた温度の高い排気ガスが多量に排ガスエコノマイザ９に供給されることになる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１を制御することによって、ハイブリッド過給機３における発電量を制御しつつ、排気ガスの熱エネルギーを有効に回収することができる。
　船舶に搭載されているエンジン排気エネルギー回収装置１は、エンジン２の運転コストを抑えることができる。そのため、船舶の運航コストの削減を図ることができる。
　[第２実施形態]
　次に、本発明による燃料消費率を所定値以下にする制御方法の第２実施形態を図５および図６に基づいて説明する。なお、第１、第２実施形態は、シリンダ内圧力を計測せずに、掃気圧力検出手段により検出された掃気圧力に基づく制御をする場合である。また、後述する実施形態３、４は、シリンダ内圧力を測定して制御する場合である。
　図５は、本実施形態に係る制御構成図であり、図６は、本実施形態に係る制御フローチャートである。
　図５において、第１実施形態と同一構成、排気ガスの流れ、空気の流れ、制御方法については、同一符号を付す。第１実施形態と異なる制御方法は、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６から排気ガスバイパス制御弁開度信号（以下「開度信号」という。）Ｂがコントローラ２４へと入力される点と、コントローラ２４からエンジンコントローラ２５へ燃料噴射タイミングの信号θinj、排気弁閉タイミングの信号θevc、作動油蓄圧圧力信号または燃料油蓄圧圧力信号が出力される点である。
　なお、作動油蓄圧圧力信号とは、燃料噴射装置に接続されている燃料ポンプ（図示せず）を作動させる駆動油の制御を電気信号によって行う電子制御ディーゼル機関（図示せず）において、燃料ポンプを作動させるための駆動油の蓄圧圧力を言う。
　また、燃料油蓄圧圧力信号とは、燃料噴射装置に接続されているコモンレール式燃料噴射弁（図示せず）を用いる電子制御ディーゼル機関において、コモンレール内に蓄圧される燃料油の蓄圧圧力を言う。
　図６に示すフローチャートのステップＳ１１において、コントローラ（制御装置）２４には、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６から開度信号Ｂと、夫々の検出手段２０，２１，２２によって検出されたエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅおよび掃気圧力Ｐsの信号とが入力される。
　ステップＳ１２において、検出されたエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅに対する掃気圧力Ｐs、燃料噴射タイミング、排気弁閉タイミング、作動油蓄圧圧力または燃料油蓄圧圧力の各々との関係を示すマップへと照合する。コントローラ２４は、照合したマップから、目標掃気圧力ＰsO、目標燃料噴射タイミングθinj、目標排気弁閉タイミングθevc、目標作動油蓄圧圧力または目標燃料油蓄圧圧力（各パラメータ最適値）を算出する。
　ここで、コントローラ２４内に用意されているマップとは、図２に示したようにエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅそれぞれに対して、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompと燃料噴射タイミングとによって形成される座標内に燃料消費率の等高線およびシリンダ内最高圧力Ｐmax上限値を示して、燃料消費率を所定値Ｐ以下とすることができるものをいう。
　また、図２中の横軸は、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompに代えて、掃気圧力、排気弁閉タイミング、作動油蓄圧圧力、燃料油蓄圧圧力のいずれかであってもよい。この場合であっても、同様にマップに基づいて、目標掃気圧力ＰsO、目標燃料噴射タイミングθinj、目標排気弁閉タイミングθevc、目標作動油蓄圧圧力または目標燃料油蓄圧圧力を算出することができる。
　ステップＳ１３において、掃気圧力検出手段２２によって検出された掃気圧力Ｐsと、ステップＳ１２において算出された目標掃気圧力ＰsOとの差ΔＰsを求める。コントローラ２４は、この差ΔＰsに基づいて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡを決定する。
　ステップＳ１４において、ステップＳ１３において決定された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡと、現状の排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度指令値Ａ’とから排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａを決定する。
　ステップＳ１５において、コントローラ２４は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１へ新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａを出力する。
　ステップＳ１６において、新しく検出された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度信号Ｂと、新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａとの誤差を算出する。
　開度信号Ｂと、新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａとの間に誤差がある場合には、ステップＳ１７において、誤差に基づいて補正量を算出して、ステップＳ１４に戻り排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度の補正を繰返す。
　開度信号Ｂと、新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令信号Ａとが同じになった場合には、ステップＳ１１に戻り、掃気圧力Ｐsが目標掃気圧力ＰsOを維持するように制御が繰返される。
　一方、ステップＳ１８において、マップより得られた目標燃料噴射タイミングθinj、目標排気弁閉タイミングθevc、目標作動油蓄圧圧力または目標燃料油蓄圧圧力の各信号をエンジンコントローラ２５へと送信する。これにより、エンジンコントローラ２５は、エンジン本体４（図１参照）の制御を実施する。
　以上説明したように、本実施形態にかかるエンジン排気エネルギー回収装置およびこれを備えた船舶によれば、以下の作用効果を奏する。
　コントローラ（制御装置）２４は、エンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅからマップを用いて、目標燃料噴射タイミングθinjを算出して、燃料噴射タイミングを制御することとした。そのため、掃気圧力Ｐsを目標掃気圧力ＰsOに制御すると共に、シリンダ６内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１および燃料噴射タイミングを制御することによって、エンジン本体４の燃料消費率を更に所定値Ｐ以下に近づけることができる。
　また、コントローラ２４は、エンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅからマップを用いて、目標排気弁閉タイミングθevcを算出して排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、シリンダ内圧力を制御することができ、シリンダ６内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１と排気弁閉タイミングとを制御することによって、エンジン本体４の燃料消費率を更に所定値Ｐ以下に近づけることができる。
　また、排気弁閉タイミングを遅らせた場合には、ピストン上昇時の圧縮仕事が低減される。そのため、圧縮上死点におけるシリンダ６内の燃焼ガスの温度が低下する。したがって、排気弁閉タイミングを制御することによって、ＮＯｘの生成を抑制することができ、環境負荷の低減が可能となる。
　また、コントローラ２４は、エンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅからマップを用いて目標作動油蓄圧圧力または目標燃料蓄圧圧力を算出することとした。また、コントローラ２４は、作動油蓄圧圧力または燃料蓄圧圧力を制御することとした。そのため、作動油蓄圧圧力または燃料蓄圧圧力を制御することによって燃料噴射タイミングや燃料噴射圧を制御して、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の制御とともにシリンダ６内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、エンジン本体４の燃料消費率を更に所定値Ｐ以下に近づけることができる。
　また、図６のステップＳ１４～Ｓ１７に示すように、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６によって排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度を逐次検出して、フィードバック制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６が検出する開度信号（実開度）Ｂと排気ガスバイパス制御弁制御指令信号（指令開度）Ａとの間に生じる経年劣化などによる誤差（ずれ）を補正することができる。したがって、エンジン本体４の燃料消費率を所定値Ｐ以下に維持することが可能となる。
　[第３実施形態]
　次に、本発明による燃料消費率を所定値以下にする制御方法の第３実施形態を図７、図８Ａおよび図８Ｂに基づいて説明する。図７は、本実施形態に係る制御構成図であり、図８Ａおよび図８Ｂは、本実施形態に係る制御フローチャートである。
　図７、図８Ａおよび図８Ｂにおいて、第２実施形態と同一構成、排気ガスの流れ、空気の流れ、制御方法については、同一符号を付す。第２実施形態と異なる制御方法は、シリンダ内圧力検出手段２７によるシリンダ内圧力信号がコントローラ２８に入力される点である。
　図８Ａおよび図８Ｂに示すフローチャートのステップＳ２１において、コントローラ２８には、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６によって検出された排気ガスバイパス制御弁開度信号Ｂと、夫々の検出手段２０，２１，２２，２７によって検出されたエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅ、掃気圧力Ｐsに加え、シリンダ内圧力Ｐcylの信号が入力される。
　ステップＳ２２において、検出されたシリンダ内圧力Ｐcylに対するクランク角度履歴より、燃料が着火する前の圧力であるシリンダ内圧縮圧力Ｐcomp、シリンダ内最高圧力Ｐmaxが算出される。
　ステップＳ２３において、コントローラ２８は、検出されたエンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅをコントローラ２８内に用意されているデータベースに照合する。コントローラ２８は、マップに基づいて目標掃気圧力ＰsO、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompO、目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOを算出する。
　ステップＳ２４において、掃気圧力検出手段２２によって検出された掃気圧力Ｐsと、ステップＳ２３において算出された目標掃気圧力ＰsOとの差ΔＰsを求める。コントローラ２８は、この差ΔＰsに基づいて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡを決定する。
　ステップＳ２５において、コントローラ２８は、ステップＳ２４おいて決定された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡと、現状の開度指令値Ａ’とから排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の新たな排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａを決定する。
　ステップＳ２６において、コントローラ２８は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１へ新たな排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａを出力する。
　ステップＳ２７において、検出された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の排気ガスバイパス制御弁開度信号Ｂと、新たな排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａとの誤差を算出する。
　ステップＳ２８において、検出された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の排気ガスバイパス制御弁開度信号Ｂと、新たな排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａとの間の誤差の有無を判定する。誤差がある場合には、ステップＳ３０において、誤差に基づいて補正量を算出し、ステップＳ２５に戻り排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度の補正を繰返す。
　ステップＳ２８において、検出された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度信号Ｂが新たな排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａと同じになった場合には、ステップＳ２９を経てステップＳ２１に戻り、掃気圧力Ｐsが目標掃気圧力ＰsOになるように制御を繰返す。
　一方、ステップＳ３１においては、コントローラ２８は、ステップＳ２２において算出されたシリンダ内圧縮圧力Ｐcompと、ステップＳ２３において算出された目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOとの差ΔＰcompに基づいて排気弁閉タイミングの変更量Δθevcを決定する。
　ステップＳ３２では、ステップＳ３１と並行して、ステップＳ２３において算出された目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOと、ステップＳ２２において算出されたシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの差ΔＰmaxに基づいて燃料噴射タイミングの変更量Δθinjを決める。
　ステップＳ３３において、コントローラ２８は、ステップＳ３１において決定された排気弁閉タイミングの変更量Δθevcに基づいて排気弁閉タイミングθevcを決定する。
　ステップＳ３４において、コントローラ２８は、ステップＳ３２において決定された燃料噴射タイミングの変更量Δθinjに基づいて燃料噴射タイミングθinjを決定する。
　ステップＳ３５において、コントローラ２８は、エンジンコントローラ２５に対してステップＳ３３において決定された排気弁閉タイミングθevcおよびステップＳ３４において決定された燃料噴射タイミングθinjの指令を出す。
　ステップＳ３６において、目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOと検出されたシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの誤差、および、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと検出されたシリンダ内圧縮圧力Ｐcompとの誤差を算出する。
　ステップＳ３７において、目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOと検出したシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの間、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと検出したシリンダ内圧縮圧力Ｐcompとの間に誤差がある場合には、誤差に基づいて補正量を算出する。コントローラ２８は、算出した補正量をステップＳ３３と、ステップＳ３４とにフィードバックして制御を繰返す。
　以上説明したように、本実施形態にかかるエンジン排気エネルギー回収装置およびこれを備えた船舶によれば、以下の作用効果を奏する。
　コントローラ（制御装置）２８は、シリンダ内圧力検出手段２７によって検出されたシリンダ内圧力Ｐcylを用いて目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOをマップから求めることとした。また、コントローラ２８は、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１、燃料噴射タイミングおよび排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁と排気弁閉タイミングと燃料噴射タイミングとを制御することによってシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOにすることができ、シリンダ６内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、燃料の性状が変化してもエンジン本体４の燃料消費率を所定値Ｐ以下にすることができる
　[第４実施形態]
　次に、本発明による燃料消費率を所定値以下にする制御方法の第４実施形態を図７、図９Ａおよび図９Ｂに基づいて説明する。図７は、本実施形態の制御構成図であり第３実施形態と同様である。図９Ａおよび図９Ｂは、本実施形態の制御フローチャートを示す。
　図９Ａおよび図９Ｂに示すフローチャートのステップＳ４１において、コントローラ２９には、排気ガスバイパス制御弁開度検出手段２６によって検出された排気ガスバイパス制御弁開度信号Ｂと、夫々の検出手段２０，２１，２２，２７によって検出されたエンジン負荷Ｌ、エンジン回転数Ｎｅ、掃気圧力Ｐs、シリンダ内圧力Ｐcylが入力される。
　ステップＳ４２において、コントローラ２９は、検出されたシリンダ内圧力Ｐcylのクランク角度履歴より、シリンダ内圧縮圧力Ｐcomp、シリンダ内最高圧力Ｐmaxを算出する。
　ステップＳ４３において、検出されたエンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅをコントローラ２９内に用意されているデータベースに照合する。コントローラ２９は、データベース内のマップに基づいて目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOを算出する。
　ステップＳ４４において、コントローラ２９は、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompと目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOとの差ΔＰcompを求める。コントローラ２９は、この差ΔＰcompに基づいて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡを決定する。
　ステップＳ４５において、ステップＳ４４において決定された排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度変更量ΔＡと、現状の開度指令値Ａ’とから排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａを決定する。
　ステップＳ４６において、ステップＳ４５において決定された新しい排気ガスバイパス制御弁制御指令Ａを排気ガスバイパス制御弁Ｖ１に出力する。
　ステップＳ４７において、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと、検出されたシリンダ内圧縮圧力Ｐcompとの誤差を算出する。
　ステップＳ４８では、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度が０であるかを判断する。排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度がＡ≠０、即ち開いている場合には、ステップＳ４９に進む。
　ステップＳ４９では、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと、検出されたシリンダ内圧縮圧力Ｐcompとの誤差に基づいて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度補正量が算出される。その後、その結果をステップＳ４５に反映させて排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度制御を実施する。
　一方、ステップＳ４８において、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１の開度がＡ＝０、即ち閉じている場合には、ステップＳ５０に進む。
　ステップＳ５０では、ステップＳ４７において算出された目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと、検出されたシリンダ内圧縮圧力Ｐcompとの誤差に基づいて排気弁閉タイミングの補正量Δθevcを算出する。その後、ステップＳ５１に進み、排気弁閉タイミングを決定する。
　ステップＳ５２においては、ステップＳ４２において算出されたシリンダ内最高圧力Ｐmaxと、ステップＳ４３において算出された目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOとの差ΔＰmaxが算出される。さらに、ステップＳ５２では、算出された差ΔＰmaxに基づいて燃料噴射タイミングの変更量Δθinjが決定される。
　ステップＳ５３において、コントローラ２９は、ステップＳ５２において決定された燃料噴射タイミングの変更量Δθinjに基づいて燃料噴射タイミングを決定する。
　ステップＳ５４において、エンジンコントローラ２５へステップＳ５１において決定された排気弁閉タイミングθevcと、ステップＳ５３において決定された燃料噴射タイミングθinjとの各々の制御指令を出す。
　ステップＳ５５において、目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOとシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの間の誤差と、目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOとシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの間の誤差とを算出する。シリンダ内最高圧力Ｐmaxと目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOとの間に誤差がある場合には、ステップＳ５６に進む。
　ステップＳ５６では、ステップＳ５５において算出された目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOとシリンダ内最高圧力Ｐmaxとの間の誤差に基づいて、燃料噴射タイミングの補正量を算出する。
　その後、ステップＳ５３に進みステップＳ５６において算出された燃料噴射タイミングの補正量に基づいた新たな燃料噴射タイミングθinjを決定し、エンジンコントローラ２５へ新たな燃料噴射タイミングθinjの制御指令を出力する。
　一方、ステップＳ５５において、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompと目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと間に誤差がある場合には、ステップＳ５０に進む。
　ステップＳ５０では、シリンダ内圧縮圧力Ｐcompと目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOとの間の誤差に基づいて排気弁閉タイミングの補正量Δθevcが算出される。
　その後、ステップＳ５１に進みステップＳ５０において算出された排気弁閉タイミングの補正量Δθevcに基づく新たな排気弁閉タイミングθevcを決定し、エンジンコントローラ２５へ新たな排気弁閉タイミングθevcの制御指令を出力する
　以上説明したように、本実施形態にかかるエンジン排気エネルギー回収装置およびこれを備えた船舶によれば、以下の作用効果を奏する。
　エンジン負荷Ｌおよびエンジン回転数Ｎｅから目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOと目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOとを算出することとした。また、シリンダ内圧力Ｐcylを検出して排気弁閉タイミングと燃料噴射タイミングとを制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１と排気弁閉タイミングと燃料噴射タイミングとを制御してシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOにすることができ、シリンダ６内の燃料の燃焼状態を改善して熱効率を向上させることができる。したがって、燃料の性状が変化してもエンジン本体４の燃料消費率を所定値Ｐ以下にすることができる。
　また、シリンダ内圧力Ｐcylを検出して排気弁閉タイミングを制御することとした。そのため、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１が全閉状態の場合であっても、排気弁閉タイミングを制御して目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOを制御することができる。したがって、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１が制御不具合等になった場合であっても、エンジン本体４の燃料消費率を所定値Ｐ以下にすることができる。
　なお、本発明は上述した各実施形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想を逸脱しない範囲で、適宜必要に応じて変形実施および変更実施することができる。
　なお、本実施形態にかかるエンジン排気エネルギー回収装置１は、船舶に具備されるものとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく例えば陸上に設置された発電プラントに設けられるものとしても良い。この場合には、以下の作用効果を奏する。
　発電プラントに設けられるエンジン排気エネルギー回収装置１は、エンジン２の運転コストを抑えることができる。そのため、発電プラントの運用コストの削減を図ることができる。また、環境に考慮した発電プラントにすることができる。
　また上述した各実施形態ではハイブリッド過給機３を１台備えた排気エネルギー回収装置１を一具体例として説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えばハイブリッド過給機３を２台等として適用することも可能である。
　また、本発明の実施形態によると、排気ガスバイパス制御弁Ｖ１をきめ細かく調整することにより、ハイブリッド過給機３の運転を無段階に調整して発電・電動機３ｄの発電量の調整幅を大きくすることができる。そのため、船内での電力消費量が大きく変化しても、制御用抵抗器１３の容量を小さく、小型化したものを採用できるのでコスト的にも有利である。
１　　エンジン排気エネルギー回収装置。
２　　舶用ディーゼル機関（エンジン）
３　　ハイブリッド過給機
３ａ　タービン部
３ｂ　コンプレッサ部
３ｄ　発電・電動機部
Ｌ２　バイパス管（バイパス流路）
Ｖ１　排気ガスバイパス制御弁

Claims (10)

  1. 　エンジンから排出される排気ガスによって駆動されるタービン部と、該タービン部が駆動されることによって外気を前記エンジンに圧送するコンプレッサ部と、前記タービン部が駆動されることによって発電する一方で供給された電力によって前記タービン部を駆動する発電・電動機部と、を有するハイブリッド過給機と、
    　該ハイブリッド過給機に供給される排気ガスを迂回させるバイパス流路と、
    　該バイパス流路に設けられて、前記ハイブリッド過給機へ導かれる排気ガスの流量を制御する排気ガスバイパス制御弁と、
    　前記エンジンの負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、
    　前記エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、
    　前記エンジンの掃気圧力を検出する掃気圧力検出手段と、
    　前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標掃気圧力を算出するデータベースを有する制御装置と、を備え、
    　前記制御装置は、前記目標掃気圧力になるように前記排気ガスバイパス制御弁を制御するエンジン排気エネルギー回収装置。
  2. 　前記ハイブリッド過給機から導出される排気ガスと、前記バイパス流路から導出される排気ガスとが導かれて熱交換する熱交換器を備える請求項１に記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  3. 　前記制御装置は、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標燃料噴射タイミングを算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記燃料噴射タイミングを制御する請求項１または請求項２に記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  4. 　前記制御装置は、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標排気弁閉タイミングを算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記排気弁閉タイミングを制御する請求項１から請求項３のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  5. 　前記エンジンは、燃料ポンプを駆動する作動油が蓄えられる作動油蓄圧器またはコモンレール式燃料噴射弁に供給される燃料油が蓄えられる燃料蓄圧器を備え、
    　前記制御装置には、前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段によって検出される負荷および回転数から前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標作動油蓄圧圧力または目標燃料蓄圧圧力を算出するマップまたは演算式を備え、前記マップまたは前記演算式を用いて前記作動油蓄圧圧力または前記燃料蓄圧圧力を制御する請求項１から請求項４のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  6. 　前記制御装置は、前記排気ガスバイパス制御弁の開度を検出する排気ガスバイパス制御弁開度検出手段からの信号に基づいて、前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる前記排気ガスバイパス制御弁の目標開度を算出し、前記排気ガスバイパス制御弁を前記目標開度になるようにフィードバック制御する請求項１から請求項５のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  7. 　前記制御装置は、シリンダ内圧力検出手段によって検出されるシリンダ内圧力からシリンダ内圧縮圧力Ｐcompおよびシリンダ内最高圧力Ｐmaxを算出し、検出される負荷および回転数に対して前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOをマップまたは演算式から算出し、前記シリンダ内最高圧力Ｐmaxが前記目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOになるようにし、かつ、前記シリンダ内圧縮圧力Ｐcompが前記目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOになるように前記燃料噴射タイミングおよび前記排気弁閉タイミングを制御する請求項１から請求項５のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置。
  8. 　エンジンから排出される排気ガスによって駆動されるタービン部と、該タービン部が駆動されることによって外気を前記エンジンに圧送するコンプレッサ部と、前記タービン部が駆動されることによって発電する一方で供給された電力によって前記タービン部を駆動する発電・電動機と、を有するハイブリッド過給機と、
    　該ハイブリッド過給機に供給される排気ガスを迂回させるバイパス流路と、
    　該バイパス流路に設けられて、該ハイブリッド過給機に導かれる排気ガスの流量を制御する排気ガスバイパス制御弁と、
    　前記エンジンの負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、
    　前記エンジンの回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、
    　前記エンジンの掃気圧力を検出する掃気圧力検出手段と、
    　前記エンジンのシリンダ内圧力を検出するシリンダ内圧力検出手段と、
    　前記エンジン負荷検出手段および前記エンジン回転数検出手段から検出された負荷と回転数とから前記エンジンの燃料消費率が所定値以下となる目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOおよび目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOを算出するデータベースを有する制御装置と、を備え、
    　該制御装置は、前記目標シリンダ内圧縮圧力ＰcompOになるように前記排気弁閉タイミングを制御し、前記目標シリンダ内最高圧力ＰmaxOになるように前記燃料噴射タイミングを制御するエンジン排気エネルギー回収装置。
  9. 　請求項１から請求項８のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置を備える船舶。
  10. 　請求項１から請求項８のいずれかに記載のエンジン排気エネルギー回収装置を備える発電プラント。
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