JP7236221B2 - 舶用ディーゼルエンジン - Google Patents

Description

本発明は、船舶に搭載される舶用ディーゼルエンジンに関するものである。

従来、船舶の分野においては、シリンダおよびピストン等によって構成される燃焼室を有する舶用ディーゼルエンジンが公知である（例えば、特許文献１参照）。一般に、舶用ディーゼルエンジンのシリンダは、円筒形状のシリンダライナの上部にシリンダカバーを固定して形成される。ピストンは、その上死点と下死点との間をシリンダライナの内壁面に沿って往復運動し得るように、シリンダ内に設けられる。舶用ディーゼルエンジンは、シリンダ内の燃焼室に供給された燃料を燃焼用ガス（圧縮ガス）とともに燃焼させることによってピストンを往復運動させ、これにより、クランクシャフト等の出力軸を回転運動させて船舶の推進力を出力する。

このような舶用ディーゼルエンジンの燃料消費率（以下、燃費と適宜略記する）を良くするためには、舶用ディーゼルエンジンの熱効率（以下、熱効率と適宜略記する）を向上させることが有効である。この熱効率を向上させるための一般的な手法として、例えば、ピストンが下死点から上死点までの１ストロークの行程を移動する際の行程容積圧縮比を高めることが公知である。

行程容積圧縮比は、ピストンが下死点に位置する際のシリンダの容積（シリンダの行程容積と隙間容積とを加算した容積）と、ピストンが上死点に位置する際にシリンダ頂部に存する隙間の容積（隙間容積）との比によって表される。なお、シリンダの行程容積は、シリンダ内でピストンが上死点と下死点との間を１ストローク移動する行程の容積である。このような行程容積圧縮比を高めるための一手法として、従来、ピストンの上死点の位置をシリンダに対して相対的に上げることが行われている。

特開２０１４－２０２７５号公報

しかしながら、上述した従来技術では、行程容積圧縮比を高めるために、シリンダの隙間容積（すなわち燃焼室の容積）を縮小させてしまう場合が多い。この場合、燃焼室の容積に対する表面積の比（＝燃焼室の表面積／燃焼室の容積）が増大することから、燃焼室での燃料の燃焼によって発生した熱エネルギーのうち燃焼室から失われる熱エネルギー（以下、熱損失という）が増大する恐れがある。この熱損失の増大は、舶用ディーゼルエンジンの熱効率の悪化を招来し、延いては、燃費の悪化（増大）に繋がる。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、熱損失の増大を抑制するとともに燃費を向上させることができる舶用ディーゼルエンジンを提供することを目的とする。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、燃料を燃焼させるための燃焼室を有するシリンダと、前記燃焼室での燃料の燃焼によって前記シリンダ内を往復運動するピストンと、前記ピストンの往復運動を回転運動に変換して船舶の推進力を出力する出力軸と、を備える舶用ディーゼルエンジンであって、前記ピストンのストロークと前記シリンダの内径との比であるストロークボア比は、４．４以上であり、前記ピストンが下死点に位置する際の前記シリンダの容積と前記ピストンが上死点に位置する際の前記シリンダの容積との比を行程容積圧縮比とし、当該舶用ディーゼルエンジンの設計上最大の正味平均有効圧力に対する１００％負荷時の正味平均有効圧力の割合をディレート率とし、当該舶用ディーゼルエンジンに要求される１００％負荷時のエンジン回転数とエンジン出力との組み合わせをレーティングとし、前記ピストンが上死点に位置する際の前記燃焼室の高さと内径との比を燃焼室縦横比としたとき、前記レーティングは、当該舶用ディーゼルエンジンの設計上最大の正味平均有効圧力から設計上最小の正味平均有効圧力までの範囲内のエンジン回転数とエンジン出力との組み合わせの中から選定され、前記ディレート率が１．００となるように前記レーティングが選定された場合、前記行程容積圧縮比は１９以上２１以下であり、前記ディレート率が０．７５となるように前記レーティングが選定された場合、前記行程容積圧縮比は２２．５以上２５以下であり、前記ディレート率をＲｄとし、前記燃焼室縦横比をＨ／Ｄとしたとき、前記燃焼室縦横比は、以下に示す式（１）および式（２）を満足する、ことを特徴とする。
Ｈ／Ｄ≧０．３１ （Ｒｄ≦０．７３６） ・・・（１）
Ｈ／Ｄ≧０．１５×Ｒｄ＋０．２０ （０．７３６＜Ｒｄ≦１．００）・・・（２）

また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記シリンダに設けられる燃料噴射弁と、前記燃料噴射弁に前記燃料を圧送する燃料噴射ポンプと、を備え、前記燃料噴射弁は、圧送された前記燃料を前記燃焼室に噴射することを特徴とする。

また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記燃料の流通経路内に水を注入する注水ポンプをさらに備え、前記燃料噴射弁は、圧送された前記燃料と注入された前記水とを前記燃焼室に噴射することを特徴とする。

また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記シリンダ内で生成される窒素酸化物あるいは前記シリンダから排出された排ガス中の窒素酸化物を低減するＮＯｘ低減装置を備えることを特徴とする。

また、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンは、上記の発明において、前記燃焼室への前記燃料の噴射タイミングを遅延させるように前記燃料噴射ポンプを制御して、前記シリンダ内での窒素酸化物の生成自体を低減するＮＯｘ低減チューニングを行う制御装置を備えることを特徴とする。

本発明によれば、舶用ディーゼルエンジンの熱損失の増大を抑制するとともに燃費を向上させることができるという効果を奏する。

図１は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの一構成例を示す模式図である。 図２は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンのピストン部分の一構成例を示す拡大図である。 図３は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの燃焼室部分の一構成例を示す拡大図である。 図４は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンのレーティングマップの一例を示す図である。 図５は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの行程容積圧縮比の一例を示す図である。 図６は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの燃焼室縦横比の一例を示す図である。

以下に、添付図面を参照して、本発明に係る舶用ディーゼルエンジンの好適な実施形態について詳細に説明する。なお、本実施形態により、本発明が限定されるものではない。また、図面は模式的なものであり、各要素の寸法の関係、各要素の比率などは、現実のものとは異なる場合があることに留意する必要がある。図面の相互間においても、互いの寸法の関係や比率が異なる部分が含まれている場合がある。また、各図面において、同一構成部分には同一符号が付されている。

（舶用ディーゼルエンジンの構成）
まず、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの構成について説明する。図１は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの一構成例を示す模式図である。この舶用ディーゼルエンジン１０は、プロペラ軸を介して船舶の推進用プロペラ（いずれも図示せず）を回転運動させる推進用の機関（主機関）である。例えば、舶用ディーゼルエンジン１０は、ユニフロー掃排気式のクロスヘッド式ディーゼルエンジン等の２ストロークディーゼルエンジンである。

本実施形態において、図１に示すように、舶用ディーゼルエンジン１０は、下方に位置する台板１と、台板１上に設けられる架構５と、架構５上に設けられるシリンダジャケット（シリンダブロック）１１とを備える。これらの台板１と架構５とシリンダジャケット１１とは、上下方向に延在する複数のタイボルト（連結部材）２６およびナット２７により、一体に締結されて固定されている。また、舶用ディーゼルエンジン１０は、シリンダジャケット１１に設けられるシリンダ１２と、シリンダ１２内に設けられるピストン１５と、ピストン１５の往復運動に連動して回転する出力軸（例えばクランクシャフト２）とを備える。

台板１および架構５は、舶用ディーゼルエンジン１０のクランクケースを構成するものである。図１に示すように、台板１内には、クランク４を有するクランクシャフト２と軸受３とが設けられる。クランクシャフト２は、船舶の推進力を出力する出力軸の一例であり、軸受３によって回転自在に支持されている。このクランクシャフト２には、クランク４を介して連接棒６の下端部が回動自在に連結されている。

架構５には、図１に示すように、連接棒６と、ガイド板７と、クロスヘッド８とが設けられる。本実施形態において、架構５は、ピストン軸方向に沿って設けられるガイド板７が幅方向に間隔を空けて一対をなすように配置されている。連接棒６は、その下端部がクランクシャフト２に連接された態様で、一対のガイド板７の間に配置されている。クロスヘッド８には、ピストン棒１６の下端部に接続されるクロスヘッドピン９と、連接棒６の上端部に接続されるクロスヘッド軸受（図示せず）とが、クロスヘッドピン９の下半部においてそれぞれ回動自在に連結される。このクロスヘッド８は、図１に示すように一対のガイド板７の間に配置され、この一対のガイド板７に沿って移動自在に支持されている。

シリンダジャケット１１は、図１に示すように、架構５の上部に設けられ、シリンダ１２を支持する。本実施形態において、シリンダ１２は、シリンダライナ１３とシリンダカバー１４とによって構成される筒状の構造体（気筒）であり、燃料を燃焼させるための燃焼室１７を有する。シリンダライナ１３は、例えば円筒形状の構造体であり、シリンダジャケット１１内に配置される。シリンダライナ１３の上部にはシリンダカバー１４が固定され、これにより、シリンダライナ１３内の空間部（燃焼室１７等）が区画される。このシリンダライナ１３の空間部内には、ピストン１５がピストン軸方向（図１では上下方向）に往復運動自在に設けられる。このピストン１５の下端部には、図１に示すように、ピストン棒１６の上端部が連結されている。

また、シリンダカバー１４には、図１に示すように、排気弁１８と動弁装置１９とが設けられている。排気弁１８は、シリンダ１２内の燃焼室１７に通じる排気管２１の排気口（排気ポート）を開閉可能に閉止する弁である。動弁装置１９は、排気弁１８を開閉駆動させる装置である。燃焼室１７は、このような排気弁１８と、上述したシリンダライナ１３、シリンダカバー１４およびピストン１５とによって囲まれた空間である。また、舶用ディーゼルエンジン１０は、シリンダ１２の近傍に、排気マニホールド２０を備える。排気マニホールド２０は、シリンダ１２の燃焼室１７から排気管２１を通じて排ガスを受け入れ、受け入れた排ガスを一時貯留して、この排ガスの動圧を静圧に変える。また、舶用ディーゼルエンジン１０は、空気等の燃焼用ガスを過給する過給機２０ａを備える。過給機２０ａは、排ガスのエネルギーを利用してタービンとともに圧縮機（いずれも図示せず）を回転させ、これにより、燃焼用ガスを圧縮する。過給機２０ａによって圧縮された燃焼用ガスは、配管等を介してシリンダ１２内の燃焼室１７に送給される。

また、図１に示すように、舶用ディーゼルエンジン１０は、燃料噴射弁２２と、燃料噴射ポンプ２３と、注水ポンプ２４とを備える。燃料噴射弁２２は、燃焼室１７内に噴射口を向ける態様でシリンダ１２（例えばシリンダカバー１４）に設けられる。燃料噴射ポンプ２３および注水ポンプ２４は、図１に示すように、シリンダ１２の近傍に設けられる。特に図示しないが、燃料噴射ポンプ２３および注水ポンプ２４は、各々、配管および弁等を介して燃料噴射弁２２と連通可能に接続されている。燃料噴射ポンプ２３は、配管等による流通経路を通じて燃料噴射弁２２に燃料を適宜圧送する。注水ポンプ２４は、燃料噴射ポンプ２３の吐出口から燃料噴射弁２２の噴射口に至る燃料の流通経路内に、蒸留水等の水を適宜注入する。燃料噴射弁２２は、燃料噴射ポンプ２３によって圧送された燃料と注水ポンプ２４によって注入された水とを、燃料噴射ポンプ２３の圧送作用により、燃焼室１７に交互に噴射（すなわち層状に噴射）する。

また、本実施形態において、舶用ディーゼルエンジン１０は、図１に示すように、シリンダ１２内で生成される窒素酸化物（ＮＯｘ）を低減する、あるいはシリンダ１２から排出された排ガス中のＮＯｘを低減するＮＯｘ低減装置２５を備える。このＮＯｘ低減装置２５として、例えば、排ガス再循環（ＥＧＲ：Exhaust Gas Recirculation）システム、選択式触媒還元（ＳＣＲ：Selective Catalytic Reduction）システム等が挙げられる。ＮＯｘ低減装置２５は、ＥＧＲシステムである場合、シリンダ１２から排出された排ガスの一部を空気と混合してシリンダ１２に再循環し、これにより、燃焼室１７内での燃料の燃焼によるＮＯｘの生成を抑制して排ガス中のＮＯｘの量（排出量）を低減する。一方、ＮＯｘ低減装置２５は、ＳＣＲシステムである場合、シリンダ１２から排出された排ガスに還元剤を噴射し、これにより、ＮＯｘの排出量を低減する。

上述したような構成を有する舶用ディーゼルエンジン１０において、シリンダ１２内の燃焼室１７には、燃料噴射弁２２から燃料、あるいは燃料および水が供給され、且つ、過給機２０ａによって圧縮された燃焼用ガスが供給される。これにより、燃焼室１７内においては、供給された燃料が燃焼用ガスによって燃焼するとともに、水が供給された場合には水によって燃料の燃焼温度が低下してＮＯｘの排出量が低減される。また、特に図示しないが、舶用ディーゼルエンジン１０は、燃料噴射ポンプ２３の駆動タイミングを制御する制御装置を備える。この制御装置は、燃料噴射弁２２から燃焼室１７に水は供給されず燃料が供給される場合、この燃焼室１７への燃料の噴射タイミングを遅延させるように燃料噴射ポンプ２３を制御し、これにより、シリンダ１２内でのＮＯｘの生成自体を低減するＮＯｘ低減チューニングを行ってもよい。このようなＮＯｘ低減チューニングによっても、ＮＯｘの排出量は低減される。

ピストン１５は、燃焼室１７での燃料の燃焼によって発生したエネルギーにより、シリンダ１２内をピストン軸方向に往復運動する。このとき、動弁装置１９によって排気弁１８が作動してシリンダ１２が開放されると、燃料の燃焼によって生じた排ガスが排気管２１に押し出される。一方、シリンダ１２には、掃気ポート（図示せず）から新たに燃焼用ガスが導入される。

また、ピストン１５が上述したようにピストン軸方向に往復運動すると、ピストン１５とともにピストン棒１６がピストン軸方向に往復運動する。これに伴い、クロスヘッド８は、ガイド板７に沿ってピストン軸方向に往復運動する。これにより、クロスヘッド８のクロスヘッドピン９は、クロスヘッド軸受を介して連接棒６に回転駆動力を加える。この回転駆動力により、連接棒６の下端部に接続されるクランク４がクランク運動し、この結果、クランクシャフト２が回転する。クランクシャフト２は、このようにピストン１５の往復運動を回転運動に変換してプロペラ軸とともに船舶の推進用プロペラを回転させ、これにより、船舶の推進力を出力する。

図２は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンのピストン部分の一構成例を示す拡大図である。図１に示した舶用ディーゼルエンジン１０において、ピストン１５は、上述したように、シリンダ１２内をピストン軸方向に往復運動する。詳細には、図２に示すように、ピストン１５は、シリンダ１２を構成するシリンダライナ１３の内壁面に沿ってピストン軸方向（図２中の太線両矢印によって示される方向）に往復運動する。

このように往復運動する際のピストン１５のストロークＳは、ピストン１５の上死点Ｃ_ｔと下死点Ｃ_ｂとの間の距離、例えば図２に示すように、上死点Ｃ_ｔに位置するピストン１５の上端面と下死点Ｃ_ｂに位置するピストン１５の上端面との間の距離である。また、シリンダ１２の内径Ｄは、シリンダライナ１３の内径であって燃焼室１７の内径と同値である。舶用ディーゼルエンジン１０のストロークボア比（ボアストローク比ともいう）は、図２に示すピストン１５のストロークＳとシリンダ１２の内径Ｄとの比（＝Ｓ／Ｄ）である。本実施形態において、このストロークボア比Ｓ／Ｄは、４．４以上である。

また、図２に示すように、シリンダ１２の内部空間の容積は、行程容積Ｖ_ｓｔおよび隙間容積Ｖ_ｃによって表される。行程容積Ｖ_ｓｔは、シリンダ１２内でピストン１５が上死点Ｃ_ｔと下死点Ｃ_ｂとの間を１ストローク（ストロークＳ分）移動する行程の容積である。隙間容積Ｖ_ｃは、ピストン１５が上死点Ｃ_ｔに位置する際にシリンダ１２の頂部に存する隙間の容積である。具体的には、隙間容積Ｖ_ｃは、上死点Ｃ_ｔに位置するピストン１５の上端面と、シリンダライナ１３およびシリンダカバー１４の各内壁面と、排気弁１８の下端面とによって囲まれた空間の容積である。この隙間容積Ｖ_ｃは、ピストン１５が上死点Ｃ_ｔに位置する際の燃焼室１７の容積である。

ここで、シリンダ１２の内部空間は、ピストン１５が下死点Ｃ_ｂから上死点Ｃ_ｔまで移動することによって圧縮される。このようなシリンダ１２の内部空間の圧縮比は、行程容積圧縮比εと称され、ピストン１５が下死点Ｃ_ｂに位置する際のシリンダ１２の容積（以下、下死点容積と適宜いう）と、ピストン１５が上死点Ｃ_ｔに位置する際のシリンダの容積（以下、上死点容積と適宜いう）との比（＝下死点容積／上死点容積）によって表される。図２に示すように、シリンダ１２の下死点容積は、行程容積Ｖ_ｓｔと隙間容積Ｖ_ｃとの和（＝Ｖ_ｓｔ＋Ｖ_ｃ）によって表される。シリンダ１２の上死点容積は、隙間容積Ｖ_ｃである。したがって、行程容積圧縮比εは、これらの行程容積Ｖ_ｓｔおよび隙間容積Ｖ_ｃを用い、次式（３）によって表される。

行程容積圧縮比ε＝（Ｖ_ｓｔ＋Ｖ_ｃ）／Ｖ_ｃ ・・・（３）

本実施形態において、行程容積圧縮比εは、舶用ディーゼルエンジン１０の回転数（以下、エンジン回転数と適宜いう）および出力（以下、エンジン出力と適宜いう）等の仕様を選定することによって、所定の範囲内に設定される。

図３は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの燃焼室部分の一構成例を示す拡大図である。図１に示した舶用ディーゼルエンジン１０において、シリンダ１２は、シリンダライナ１３とシリンダカバー１４とピストン１５と排気弁１８とに囲まれて形成される燃焼室１７を有する。詳細には、図３に示すように、ピストン１５の上端面（ピストンクラウン）には、凹部１５ａが形成されている。また、シリンダカバー１４には、上述した排気管２１（図１、２参照）に通じる排気ポート２１ａが形成されている。排気弁１８は、この排気ポート２１ａを開閉可能に閉止する。燃焼室１７は、ピストン１５の上端面と、シリンダライナ１３およびシリンダカバー１４の各内壁面と、排気弁１８の下端面とによって囲まれた空間である。

このような燃焼室１７は、ピストン１５が往復運動の過程において上死点Ｃ_ｔ（図２参照）に位置する際に、最も扁平な形状になる。この燃焼室１７の扁平度合いは、ピストン１５が上死点Ｃ_ｔに位置する際の燃焼室１７の高さと内径との比によって表される。図３に示すように、この燃焼室１７の高さＨは、上死点Ｃ_ｔに位置した状態にあるピストン１５の上端面（本実施形態では凹部１５ａの底部分）と、排気ポート２１ａを閉止した状態にある排気弁１８の下端面との間の距離（離間距離）である。この燃焼室１７の内径は、シリンダ１２の内径Ｄ（詳細にはシリンダライナ１３の内径）と同値である。本実施形態では、このような燃焼室１７の扁平度合いを示す指標として、燃焼室１７の高さＨと内径（＝Ｄ）との比（＝Ｈ／Ｄ）である燃焼室縦横比Ｈ／Ｄが定義される。燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、燃焼室１７の内表面積Ａと容積（すなわち隙間容積Ｖ_ｃ）との比Ａ／Ｖ_ｃの増加に伴い減少し、減少に伴い増加する。

（舶用ディーゼルエンジンの仕様選定）
つぎに、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０の仕様選定について説明する。舶用ディーゼルエンジン１０の仕様は、船舶が必要とする推進力およびプロペラ回転数を得ることができるように選定される。この選定される舶用ディーゼルエンジン１０の仕様として、例えば、型式、シリンダ数、エンジン回転数Ｎｅおよびエンジン出力Ｌｅ等が挙げられる。エンジン回転数Ｎｅは、舶用ディーゼルエンジン１０に要求される１００％負荷時のエンジン回転数である。エンジン出力Ｌｅは、舶用ディーゼルエンジン１０に要求される１００％負荷時のエンジン出力である。

なお、「１００％負荷」とは、舶用ディーゼルエンジン１０が１００％の負荷で運転している状態を意味する。すなわち、「１００％負荷時のエンジン回転数」は、舶用ディーゼルエンジン１０に選定された仕様によって得られる最大のエンジン回転数である。「１００％負荷時のエンジン出力」は、舶用ディーゼルエンジン１０に選定された仕様によって得られる１シリンダ当たりの最大のエンジン出力である。

舶用ディーゼルエンジン１０に要求されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせであるレーティングは、舶用ディーゼルエンジン１０の型式に応じたレーティングマップに基づいて選定される。図４は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンのレーティングマップの一例を示す図である。図４に示すレーティングマップ１００は、ストロークボア比Ｓ／Ｄが４．４以上となる型式の舶用ディーゼルエンジン１０に対応して設定されたものである。

詳細には、図４に示すように、レーティングマップ１００は、上限圧力ラインＰＬ１から下限圧力ラインＰＬ２までの領域（図４中の斜線で示される領域）内に、舶用ディーゼルエンジン１０に対して選定されるレーティングを示すマップである。

上限圧力ラインＰＬ１は、エンジン回転数Ｎｅおよびエンジン出力Ｌｅについて有限であって、舶用ディーゼルエンジン１０のエンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXに対応するラインである。この上限圧力ラインＰＬ１は、エンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXを舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRとする際に選定されるレーティングを示している。例えば、上限圧力ラインＰＬ１上のレーティング点Ｐ１によって示されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせ（Ｎ２，Ｌ４）は、舶用ディーゼルエンジン１０について、エンジン設計上最大のエンジン回転数を１００%負荷時のエンジン回転数とし且つエンジン設計上最大のエンジン出力を１００%負荷時のエンジン出力とする際に選定される。また、上限圧力ラインＰＬ１上の別のレーティング点Ｐ３によって示されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせ（Ｎ１，Ｌ３）は、舶用ディーゼルエンジン１０の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRをエンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXとした上で１００%負荷時のエンジン回転数およびエンジン出力を最小とする際に選定される。

下限圧力ラインＰＬ２は、エンジン回転数Ｎｅおよびエンジン出力Ｌｅについて有限であって、舶用ディーゼルエンジン１０に設定される正味平均有効圧力Ｐｍｅの下限（すなわちエンジン設計上最小の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MIN）に対応するラインである。この下限圧力ラインＰＬ２は、エンジン設計上最小の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINを舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRとする際に選定されるレーティングを示している。例えば、下限圧力ラインＰＬ２上のレーティング点Ｐ２によって示されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせ（Ｎ２，Ｌ２）は、舶用ディーゼルエンジン１０について、エンジン設計上最大のエンジン回転数を１００%負荷時のエンジン回転数とし且つ正味平均有効圧力Ｐｍｅが下限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINとなるエンジン出力を１００%負荷時のエンジン出力とする際に選定される。また、下限圧力ラインＰＬ２上の別のレーティング点Ｐ４によって示されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせ（Ｎ１，Ｌ１）は、舶用ディーゼルエンジン１０の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRを下限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINとした上で１００%負荷時のエンジン回転数およびエンジン出力を最小とする際に選定される。

本実施形態において、舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングは、エンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXからエンジン設計上最小の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINまでの範囲内のエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせの中から、すなわちレーティングマップ１００の中から選定される。例えば、舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングとして、レーティングマップ１００内の正味平均有効圧力ラインＰＬａ上のレーティング点Ｐａによって示されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせが選定される。正味平均有効圧力ラインＰＬａは、レーティングマップ１００内の上限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXから下限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINまでの正味平均有効圧力Ｐｍｅのうち、舶用ディーゼルエンジン１０に対して選定される所望の正味平均有効圧力に対応するラインである。本実施形態において、この所望の正味平均有効圧力は、舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRである。レーティング点Ｐａは、この正味平均有効圧力ラインＰＬａ上の点であって、舶用ディーゼルエンジン１０の正味平均有効圧力Ｐｍｅが所望の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRとなるように選定されるエンジン回転数Ｎｅとエンジン出力Ｌｅとの組み合わせを示す。

ここで、舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングの選定では、エンジン設計上最大のエンジン回転数とエンジン出力との組み合わせを示すレーティング点Ｐ１よりも正味平均有効圧力Ｐｍｅが低いレーティング点（例えば図４に示すレーティング点Ｐａ）が、１００％負荷時のレーティングを示す点としてレーティングマップ１００の中から選定される場合がある。この場合、レーティング点Ｐ１によって示されるエンジン設計上最大のエンジン回転数とエンジン出力との少なくとも一方を下げることにより、舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRは、エンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXよりも低く設定される。このようにエンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXよりも１００％負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRが低くなるようにレーティング点Ｐ１のレーティングを調整して舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時のレーティングとすることを、本実施形態ではディレートという。

例えば、図４に示すように、レーティング点Ｐ１のレーティングのうち、エンジン回転数Ｎｅは、エンジン設計上最大のエンジン回転数（＝Ｎ２）に維持し、且つ、エンジン出力Ｌｅは、上限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXが下限の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINとなるまで下げたエンジン出力（＝Ｌ２）となるようにディレートする。これにより、舶用ディーゼルエンジン１０の１００%負荷時のレーティングとして、レーティング点Ｐ２のレーティングを設定（選定）することができる。

また、本実施形態において、舶用ディーゼルエンジン１０のエンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXに対する１００％負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRの割合（＝Ｐｍｅ_MCR／Ｐｍｅ_MAX）は、ディレート率Ｒｄと定義される。ディレート率Ｒｄは、レーティングマップ１００において正味平均有効圧力Ｐｍｅが同一のレーティング同士（例えば図４に示す正味平均有効圧力ラインＰＬａ上の各レーティング点間）で一定値をとる。また、ディレート率Ｒｄは、１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRがエンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXである場合に最大値（＝１．００）をとり、１００%負荷時の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRがエンジン設計上最小の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINである場合に最小値（＝Ｐｍｅ_MIN／Ｐｍｅ_MAX）をとる。

上述したように舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングの選定に用いられるレーティングマップ１００は、舶用ディーゼルエンジン１０の燃焼室１７の扁平度合い（すなわち燃焼室縦横比Ｈ／Ｄ）を考慮しながら行程容積圧縮比εを改善することによって設定することができる。

図５は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの行程容積圧縮比の一例を示す図である。図５において、破線で表される第１圧縮比エリア１１０は、行程容積圧縮比εが改善される前の舶用ディーゼルエンジン（以下、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンという）のディレート率Ｒｄに応じた行程容積圧縮比εを示すエリアである。破線で表される相関ラインＲ１、Ｒ２は、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンのディレート率Ｒｄと行程容積圧縮比εとの相関を例示するラインである。実線で表される第２圧縮比エリア１１１は、行程容積圧縮比εが改善された本発明の舶用ディーゼルエンジン（以下、本実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０を例示する）のディレート率Ｒｄに応じた行程容積圧縮比εを示すエリアである。実線で表される相関ラインＲ１１、Ｒ１２は、舶用ディーゼルエンジン１０のディレート率Ｒｄと行程容積圧縮比εとの相関を例示するラインである。

図６は、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジンの燃焼室縦横比の一例を示す図である。図６において、下限ラインＲｓは、行程容積圧縮比εを改善する際の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄ（詳細にはディレート率Ｒｄに応じた燃焼室縦横比Ｈ／Ｄ）の下限を示すラインである。破線で表される相関ラインＲ３、Ｒ４は、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンのディレート率Ｒｄと燃焼室縦横比Ｈ／Ｄとの相関を例示するラインである。実線で表される相関ラインＲ１３、Ｒ１４は、舶用ディーゼルエンジン１０のディレート率Ｒｄと燃焼室縦横比Ｈ／Ｄとの相関を例示するラインである。

ここで、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンでは、１シリンダ当たりのエンジン出力Ｌｅを増大させるために、シリンダを長くする等してピストンのストロークＳを増加させる傾向にある。このストロークＳの増加に伴い、ストロークボア比Ｓ／Ｄ別の行程容積Ｖ_ｓｔが増加している。このエンジン設計仕様の傾向は、ストロークボア比Ｓ／Ｄが４．４以上である場合、特に顕著である。このように行程容積Ｖ_ｓｔが増加した場合、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンでは、行程容積圧縮比ε（＝（Ｖ_ｓｔ＋Ｖ_ｃ）／Ｖ_ｃ）を本来の要求値から変化させず一定値とするために、通常、行程容積Ｖ_ｓｔの増加に伴い隙間容積Ｖ_ｃを増加させるエンジン設計が行われている。本発明者らは、上記のようなエンジン設計に基づき、隙間容積Ｖ_ｃの増加分を限度にして従来仕様の舶用ディーゼルエンジンの燃焼室を圧縮すれば、この燃焼室からの熱損失を従来仕様の舶用ディーゼルエンジンに比べて過大にすることなく、行程容積圧縮比εを改善できることを見出し、本発明に至った。

詳細には、図５に示すように、第１圧縮比エリア１１０内の行程容積圧縮比εを第２圧縮比エリア１１１内の行程容積圧縮比εに増加させることにより、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンの行程容積圧縮比εが、本実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εに改善される。本実施形態において、従来仕様の舶用ディーゼルエンジンの第１圧縮比エリア１１０は、ディレート率Ｒｄが１．００である場合に１８以上１９以下となる行程容積圧縮比εを示し、ディレート率Ｒｄが０．７５である場合に２０以上２２以下となる行程容積圧縮比εを示す。このような第１圧縮比エリア１１０内の行程容積圧縮比εのうち、例えば、相関ラインＲ１によって示されるストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．６の行程容積圧縮比εは、第２圧縮比エリア１１１内の相関ラインＲ１１によって示される行程容積圧縮比εに増加させることにより、ストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．６の舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εに改善される。相関ラインＲ２によって示されるストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．４３の行程容積圧縮比εは、第２圧縮比エリア１１１内の相関ラインＲ１２によって示される行程容積圧縮比εに増加させることにより、ストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．４３の舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εに改善される。

このように改善された舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εは、ディレート率Ｒｄが１．００となるように舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングが選定された場合、図５の第２圧縮比エリア１１１に示されるように１９以上２１以下である。また、この舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εは、ディレート率Ｒｄが０．７５となるように舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングが選定された場合、図５の第２圧縮比エリア１１１に示されるように２２．５以上２５以下である。

本実施形態では、上述したように行程容積圧縮比εを増加させる手法としては、例えば、ピストン１５のストロークＳを一定とする条件下において、上死点Ｃ_ｔに位置する状態のピストン１５とシリンダカバー１４との距離を近づける手法（以下、第１の手法という）、燃焼室１７の構成部品の形状を変更する手法（以下、第２の手法という）等が挙げられる。上記第１の手法としては、例えば、ピストン棒１６とクロスヘッドピン９との間に設けられるシム（図示せず）の厚みを増加させる手法、ピストン棒１６の長さを伸ばす手法、連接棒６の長さを伸ばす手法、連接棒６を「間にシムを介在させる２分割の構造」として当該シムの厚さ調整により連接棒６の長さを伸ばす手法、シリンダカバー１４の位置をピストン１５に対して相対的に下げる手法等が挙げられる。上記第２の手法としては、例えば、ピストン１５の上端面における凹部１５ａの凹み深さを浅くする手法、シリンダカバー１４の形状を変更する手法、排気弁１８の形状を変更する手法等が挙げられる。

また、上述したような行程容積圧縮比εの改善は、舶用ディーゼルエンジン１０の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限を考慮しながら行われる。本実施形態において、行程容積圧縮比εを改善する際の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限は、例えば図６の下限ラインＲｓによって示される。ここで、燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限は、燃焼室１７内での燃料の燃焼時における燃焼室１７からの熱損失を従来仕様の舶用ディーゼルエンジンに比べて過大とならないように抑制し得る燃焼室１７の扁平度合いの限度値に相当する。下限ラインＲｓは、このような燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限をディレート率Ｒｄに応じて示している。本実施形態では、以下のようにして下限ラインＲｓが設定される。

詳細には、図６に示すように、燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限は、ディレート率Ｒｄに応じて可変または一定の値になり得る。このような燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限は、ストロークボア比Ｓ／Ｄが４．４以上である過去の舶用ディーゼルエンジンの実績（以下、舶用ディーゼルエンジンの過去実績という）に基づいて、０．３１が最小値となるように設定される。

また、舶用ディーゼルエンジン１０の掃気圧力Ｐｓは、ディレート率Ｒｄ（＝Ｐｍｅ_MCR／Ｐｍｅ_MAX）に対して比例となるように設定されている。そして、掃気圧力Ｐｓと行程容積圧縮比εとの乗算値は、ピストン１５が上死点Ｃ_ｔに位置する際における燃焼室１７内の燃焼用ガス（圧縮ガス）の圧力Ｐｃと略同じ一定の値になる。このことから、行程容積圧縮比εは、ディレート率Ｒｄに対して反比例となる（図５参照）。ここで、行程容積圧縮比εは上述したようにシリンダ１２の下死点容積（＝Ｖ_ｓｔ＋Ｖ_ｃ）と隙間容積Ｖ_ｃとの比（（Ｖ_ｓｔ＋Ｖ_ｃ）／Ｖ_ｃ＝Ｖ_ｓｔ／Ｖ_ｃ＋１）であるから、行程容積圧縮比εは、隙間容積Ｖ_ｃに対して反比例となる。これに加え、隙間容積Ｖ_ｃは燃焼室縦横比Ｈ／Ｄに対して比例の関係にあることから、燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、ディレート率Ｒｄに対して比例となる。このとき、ディレート率Ｒｄに対する燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの傾きは、舶用ディーゼルエンジンの過去実績に基づいて、０．１５となる。また、ディレート率Ｒｄと燃焼室縦横比Ｈ／Ｄとの代表的な組み合わせ（Ｒｄ，Ｈ／Ｄ）としては、舶用ディーゼルエンジンの過去実績から、例えば、（Ｒｄ，Ｈ／Ｄ）＝（０．７３６，０．３１）が挙げられる。

以上より、燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限を示す下限ラインＲｓは、以下に示す式（４）および式（５）によって表される。
Ｈ／Ｄ＝０．３１ （Ｒｄ≦０．７３６） ・・・（４）
Ｈ／Ｄ＝０．１５×Ｒｄ＋０．２０ （０．７３６＜Ｒｄ≦１．００）・・・（５）
すなわち、本実施形態において、舶用ディーゼルエンジン１０の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限を考慮しながら行程容積圧縮比εを改善する際、燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、以下に示す式（１）および式（２）を満足する。
Ｈ／Ｄ≧０．３１ （Ｒｄ≦０．７３６） ・・・（１）
Ｈ／Ｄ≧０．１５×Ｒｄ＋０．２０ （０．７３６＜Ｒｄ≦１．００）・・・（２）

例えば、図６に示すように、上述した式（１）および式（２）に基づく燃焼室縦横比Ｈ／Ｄの下限を限度として、例えば、相関ラインＲ３で示されるストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．６の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、相関ラインＲ１３で示される燃焼室縦横比Ｈ／Ｄに下げられる。相関ラインＲ４で示されるストロークボア比Ｓ／Ｄ＝４．４３の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、相関ラインＲ１４で示される燃焼室縦横比Ｈ／Ｄに下げられる。

以上、説明したように、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、ストロークボア比Ｓ／Ｄは４．４以上であり、舶用ディーゼルエンジン１０のレーティングは、エンジン設計上最大の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXからエンジン設計上最小の正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MINまでの範囲内のエンジン出力Ｌｅとエンジン回転数Ｎｅとの組み合わせ（すなわちレーティングマップ１００）の中から選定され、正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MAXに対する正味平均有効圧力Ｐｍｅ_MCRの割合であるディレート率Ｒｄが１．００となるように上記レーティングが選定された場合、舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εは１９以上２１以下であり、ディレート率Ｒｄが０．７５となるように上記レーティングが選定された場合、舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εは２２．５以上２５以下であり、舶用ディーゼルエンジン１０の燃焼室縦横比Ｈ／Ｄは、Ｈ／Ｄ≧０．３１（Ｒｄ≦０．７３６の場合）およびＨ／Ｄ≧０．１５×Ｒｄ＋０．２０（０．７３６＜Ｒｄ≦１．００の場合）を満足している。

このため、舶用ディーゼルエンジン１０の燃焼室１７を扁平に圧縮し過ぎることなく、行程容積圧縮比εを従来仕様の舶用ディーゼルエンジンよりも増加させることができる。これにより、燃焼室１７からの熱損失を従来仕様の舶用ディーゼルエンジンに比べて過大とならないように抑制するとともに、舶用ディーゼルエンジン１０の熱効率を従来仕様の舶用ディーゼルエンジンよりも高めることができ、この結果、舶用ディーゼルエンジン１０の燃費を向上させることができる。

また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、シリンダ１２に設けられた燃料噴射弁２２に対して燃料噴射ポンプ２３から燃料を圧送し、この燃料の流通経路内に注水ポンプ２４から水を注入し、これらの圧送された燃料と注入された水とが、燃料噴射弁２２から燃焼室１７に噴射されるように構成している。このため、舶用ディーゼルエンジン１０の行程容積圧縮比εの増加に伴って起こり得る燃焼室１７内での燃料の燃焼によるＮＯｘの増加を抑制するとともに、燃料噴射タイミングの遅延（噴射タイミングリタード）に例示される従来のＮＯｘ低減技術に比べて、舶用ディーゼルエンジン１０の熱効率の低下を抑制することができる。これにより、舶用ディーゼルエンジン１０のＮＯｘ排出量の低減と燃費の向上とを効率よく両立させることができる。

また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、シリンダ１２内で生成されるＮＯｘあるいはシリンダ１２から排出された排ガス中のＮＯｘをＮＯｘ低減装置２５によって低減するように構成している。このため、舶用ディーゼルエンジン１０の熱効率の増加による燃費の向上とともに、ＮＯｘ排出量の更なる低減を実現することができる。

また、本発明の実施形態に係る舶用ディーゼルエンジン１０では、たとえ行程容積圧縮比εの増加に伴ってシリンダ１２内の燃焼用ガスの圧縮圧力（筒内圧縮ガス圧力）が増加した場合であっても、過給機２０ａからシリンダ１２内に送給される燃焼用ガスの掃気圧力を事前に低下させることにより、筒内圧縮ガス圧力がシリンダ１２の設計上最大の圧力を超える事態を容易に回避することができる。

なお、上述した実施形態では、舶用ディーゼルエンジン１０のシリンダ数を特に規定していないが、シリンダ数は、１つであってもよいし、複数（２つ以上）であってもよい。すなわち、本発明において、シリンダ数は特に問われない。

また、上述した実施形態では、シリンダ１２内の燃焼室１７に対して燃料および水を層状に噴射していたが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、燃焼室１７に対しては、燃料とは別に単独で水が噴射されてもよいし、燃料と水とを混合してエマルジョン化した液体（水エマルジョン燃料）が噴射されてもよいし、過給機２０ａによって圧縮された燃焼用ガスに水を噴射するなどして加湿した状態の燃焼用ガスがシリンダ１２へ供給（給気加湿）されてもよい。また、燃料の流通経路に水を注入するための注水ポンプ２４等の注水設備は、舶用ディーゼルエンジン１０に要求されるＮＯｘ排出量の低減に応じて設けるようにしてもよく、必ずしも舶用ディーゼルエンジン１０が備えていなくてもよい。このことは、ＮＯｘ低減装置２５についても同様としてもよい。

また、上述した実施形態により本発明が限定されるものではなく、上述した各構成要素を適宜組み合わせて構成したものも本発明に含まれる。その他、上述した実施形態に基づいて当業者等によりなされる他の実施形態、実施例および運用技術等は全て本発明の範疇に含まれる。

１ 台板
２ クランクシャフト
３ 軸受
４ クランク
５ 架構
６ 連接棒
７ ガイド板
８ クロスヘッド
９ クロスヘッドピン
１０ 舶用ディーゼルエンジン
１１ シリンダジャケット
１２ シリンダ
１３ シリンダライナ
１４ シリンダカバー
１５ ピストン
１５ａ 凹部
１６ ピストン棒
１７ 燃焼室
１８ 排気弁
１９ 動弁装置
２０ 排気マニホールド
２０ａ 過給機
２１ 排気管
２１ａ 排気ポート
２２ 燃料噴射弁
２３ 燃料噴射ポンプ
２４ 注水ポンプ
２５ ＮＯｘ低減装置
２６ タイボルト
２７ ナット
１００ レーティングマップ
１１０ 第１圧縮比エリア
１１１ 第２圧縮比エリア
Ｃ_ｔ 上死点
Ｃ_ｂ 下死点
Ｐ１～Ｐ４、Ｐａ レーティング点
ＰＬ１ 上限圧力ライン
ＰＬ２ 下限圧力ライン
ＰＬａ 正味平均有効圧力ライン
Ｒ１～Ｒ４、Ｒ１１～Ｒ１４ 相関ライン
Ｒｓ 下限ライン

Claims (5)

1. 燃料を燃焼させるための燃焼室を有するシリンダと、前記燃焼室での燃料の燃焼によって前記シリンダ内を往復運動するピストンと、前記ピストンの往復運動を回転運動に変換して船舶の推進力を出力する出力軸と、を備える舶用ディーゼルエンジンであって、
   前記ピストンのストロークと前記シリンダの内径との比であるストロークボア比は、４．４以上であり、
   前記ピストンが下死点に位置する際の前記シリンダの容積と前記ピストンが上死点に位置する際の前記シリンダの容積との比を行程容積圧縮比とし、当該舶用ディーゼルエンジンの設計上最大の正味平均有効圧力に対する１００％負荷時の正味平均有効圧力の割合をディレート率とし、当該舶用ディーゼルエンジンに要求される１００％負荷時のエンジン回転数とエンジン出力との組み合わせをレーティングとし、前記ピストンが上死点に位置する際の前記燃焼室の高さと内径との比を燃焼室縦横比としたとき、
   前記レーティングは、当該舶用ディーゼルエンジンの設計上最大の正味平均有効圧力から設計上最小の正味平均有効圧力までの範囲内のエンジン回転数とエンジン出力との組み合わせの中から選定され、
   前記行程容積圧縮比は、前記ディレート率に対して反比例の関係にあり、
   前記ディレート率は、前記１００％負荷時の正味平均有効圧力が前記設計上最大の正味平均有効圧力である場合に最大値をとり、前記１００％負荷時の正味平均有効圧力が前記設計上最小の正味平均有効圧力である場合に最小値をとり、
   前記ディレート率と前記行程容積圧縮比との相関は、前記ディレート率が１．００であり且つ前記行程容積圧縮比が２１である点と前記ディレート率が０．７５であり且つ前記行程容積圧縮比が２５である点とを通る直線と、前記ディレート率が１．００であり且つ前記行程容積圧縮比が１９である点と前記ディレート率が０．７５であり且つ前記行程容積圧縮比が２２．５である点とを通る直線と、に挟まれる圧縮比エリアによって示され、
   前記圧縮比エリアにおいて、前記ディレート率は１．００未満であり、前記ディレート率が０．７５となるように前記レーティングが選定された場合、前記行程容積圧縮比は２２．５以上２５以下であり、
   さらに、前記ディレート率をＲｄとし、前記燃焼室縦横比をＨ／Ｄとしたとき、前記燃焼室縦横比は、前記行程容積圧縮比を設定する際、前記ディレート率が０．７３６以下であれば以下に示す式（１）を満足し、前記ディレート率が０．７３６超１．００未満であれば以下に示す式（２）を満足する、
   ことを特徴とする舶用ディーゼルエンジン。
   Ｈ／Ｄ≧０．３１ （Ｒｄ≦０．７３６） ・・・（１）
   Ｈ／Ｄ≧０．１５×Ｒｄ＋０．２０ （０．７３６＜Ｒｄ＜１．００）・・・（２）
2. 前記シリンダに設けられる燃料噴射弁と、
   前記燃料噴射弁に前記燃料を圧送する燃料噴射ポンプと、
   を備え、前記燃料噴射弁は、圧送された前記燃料を前記燃焼室に噴射することを特徴とする請求項１に記載の舶用ディーゼルエンジン。
3. 前記燃料の流通経路内に水を注入する注水ポンプをさらに備え、
   前記燃料噴射弁は、圧送された前記燃料と注入された前記水とを前記燃焼室に噴射することを特徴とする請求項２に記載の舶用ディーゼルエンジン。
4. 前記シリンダ内で生成される窒素酸化物あるいは前記シリンダから排出された排ガス中の窒素酸化物を低減するＮＯｘ低減装置を備えることを特徴とする請求項１～３のいずれか一つに記載の舶用ディーゼルエンジン。
5. 前記燃焼室への前記燃料の噴射タイミングを遅延させるように前記燃料噴射ポンプを制御して、前記シリンダ内での窒素酸化物の生成自体を低減するＮＯｘ低減チューニングを行う制御装置を備えることを特徴とする請求項２に記載の舶用ディーゼルエンジン。
   

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