CN108713093B - 两级涡轮系统及两级涡轮系统的控制方法 - Google Patents

两级涡轮系统及两级涡轮系统的控制方法 Download PDF

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Abstract

一种两级涡轮系统，其具备：高压级增压器，其具有设置于发动机的排气通路的高压级涡轮机；比高压级增压器更大型的低压级增压器，其具有在排气通路上设置于高压级涡轮机的下游侧的低压级涡轮机，低压级涡轮机具有作为用于向低压级涡轮机的喷嘴流路导入排放气体的涡旋部的第一涡旋通路及第二涡旋通路至少两个涡旋通路，通过第一涡旋通路的排放气体被导入的喷嘴流路的第一范围和通过第二涡旋通路的排放气体被导入的喷嘴流路的第二范围以在喷嘴流路的周向上不重复的方式构成。

Description

两级涡轮系统及两级涡轮系统的控制方法
技术领域
本公开涉及作为发动机的增压系统的两级涡轮系统。
背景技术
作为可用于柴油发动机等发动机的增压系统，已知有两级涡轮系统。两级涡轮系统有望成为无需对现有柴油发动机加以大幅度的改进即可应用，可兼得低速时的扭矩提升和高输出这两者，且在响应(瞬态响应性)上也优异的增压系统。更详细地说，两级涡轮系统是通过串联地配置高压级增压器和低压级增压器两个增压器(涡轮)，能够通过由设置于排气通路的各种阀的开度控制实现的排气通路的流路切换来切换增压的级别的增压系统。而且，通过根据发动机的工作条件来切换一级增压和二级增压，既能够在发动机的大工作范围产生必要的增压压力，又能够提高低速时的响应性。通常，在发动机的低速时排放气体的流量小，以通过使排放气体依次流过高压级增压器和低压级增压器而进行二级增压的方式切换排气通路的流路。另外，在发动机的中速时也进行上述的二级增压，但以排放气体的一部分不通过高压级增压器，而是直接流过低压级增压器的方式进行排气通路的切换。而且，在发动机的高速时，以通过使大流量的全部排放气体直接流过低压级增压器而进行一级增压的方式切换排气通路的流路。
另外，在两级涡轮系统的高压级侧安装有小型增压器，在低压级侧安装有大型增压器，由此，通过利用高压级增压器的小流量侧的范围和低压级增压器的大流量侧的范围来扩大压缩机的工作范围。可是，大型的低压级增压器的涡轮机比小型的重，在发动机的低速时，涡轮机的转速难以上升。即，因为低压级增压器的涡轮机的响应性能在发动机的低速时较差，所以发动机的低速时所要求的增压压力主要由高压级增压器提供。因此，提出了一种在维持低压级增压器的流量范围的基础上，再改善发动机低速时的低压级增压器的响应的方法。例如，专利文献1提出有将低压级增压器设为VG涡轮的技术。另外，专利文献2提出有在低压级增压器的涡旋部应用双涡管(ツインスクロール)的技术。在双涡管中，在沿着涡轮机的旋转轴的周向而形成的涡旋部具有在旋转轴的轴向上并排两个通路的构造，由于将排放气体的流量分两个通路导入涡轮机中，排放气体的压力能够不减弱(なまされる)地驱动涡轮机。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：美国专利第8671682号说明书
专利文献2:美国专利申请公开第2007/0079612号说明书
发明内容
发明所要解决的课题
可是，在VG涡轮中，需要用于开闭喷嘴叶片的复杂的连杆机构，存在构造复杂的问题(专利文献1)。另外，采用双涡管的增压器的U/C0特性(参照后述的图4)与采用单涡管的增压器的特性相同，难以看到发动机低速时的响应性的大幅改善(专利文献2)。此外，U/C0特性是表示涡轮机工作速度比(U/C0)和涡轮机效率之间的关系的特性，U为涡轮机T的圆周速度，C0为根据涡轮机的入口、出口的压力比和入口温度而定义的理论速度。
鉴于上述情况，本发明的至少一个实施方式的目的在于，提供一种两级涡轮系统，其既能在发动机的大工作范围产生必要的增压压力，又可提高增压的响应性。
用于解决课题的技术方案
(1)本发明的至少一个实施方式的两级涡轮系统具备：高压级增压器，其具有设置于发动机的排气通路的高压级涡轮机；比所述高压级增压器更大型的低压级增压器，其具有在所述排气通路上设置于所述高压级涡轮机的下游侧的低压级涡轮机，所述低压级涡轮机具有作为用于向所述低压级涡轮机的喷嘴流路导入排放气体的涡旋部的第一涡旋通路及第二涡旋通路至少两个涡旋通路，通过所述第一涡旋通路的所述排放气体被导入的所述喷嘴流路的第一范围和通过所述第二涡旋通路的所述排放气体被导入的所述喷嘴流路的第二范围以在所述喷嘴流路的周向上不重复的方式构成。
根据上述(1)的结构，低压级涡轮机的第一涡旋通路及第二涡旋通路各自以从不同的方向朝形成于涡轮机叶轮的周围的喷嘴流路局部地导入排放气体的方式构成。即，低压级涡轮机的涡旋部通过将从发动机排出的排放气体限定成在多个涡旋通路中的一部分(例如，第一涡旋通路)流动，可将导入排放气体的喷嘴流路的范围限定在其一部分。因此，在通过限定多个涡旋通路中的一部分而向喷嘴流路的一部分范围内导入排放气体的情况下，与向喷嘴流路全范围导入排放气体的情况相比，能够提高通过涡轮机叶轮时的排放气体的流速及压力，能够更迅速地驱动低压级涡轮机。另外，通过多个涡旋通路各自以在喷嘴流路的周向上不重复的方式构成，与双涡管之类的各自的涡旋通路以在周向上重复的方式构成的情况相比，能够使U/C0特性中的涡轮机效率的最高点移向低U/C0侧。因此，在发动机的低旋转侧，能够更高效地使低压级涡轮机旋转。通过采用具备这种特征的涡旋部作为低压级涡轮机，能够更迅速高效地驱动两级涡轮系统中的大型的低压级涡轮机，能够提高增压(增压效果)的响应性。
(2)在一些实施方式中，在上述(1)的结构的基础上，所述排气通路包含：高压级导入通路，其将所述发动机和所述高压级涡轮机的入口连接；第一低压级导入通路，其将所述高压级涡轮机的出口和所述低压级涡轮机的所述第一涡旋通路连接；第二低压级导入通路，其绕过所述高压级涡轮机，将所述发动机和所述低压级涡轮机的所述第二涡旋通路连接。
根据上述(2)的结构，两级涡轮系统构成为：可向低压级涡轮机的第一涡旋通路导入通过了高压级涡轮机的排放气体；向第二涡旋通路，不通过高压级涡轮机，而是能够直接向低压级涡轮机导入排放气体。通常，两级涡轮系统在发动机的转速处于中旋转区域以下的情况下，为了提高增压的响应性，使用高压级增压器执行增压。在这类情况下，通过从第一涡旋通路向喷嘴流路导入排放气体，能够在向喷嘴流路导入时提高驱动了高压级涡轮机以后的排放气体的流速等，能够更迅速高效地使两级涡轮系统中的大型的低压级涡轮机旋转。
(3)在一些实施方式中，在上述(2)的结构的基础上，所述排气通路还包含：高压级旁通通路，其绕过所述高压级涡轮机，将所述发动机和所述低压级涡轮机的所述第一涡旋通路连接；低压级旁通通路，其绕过所述低压级涡轮机，将所述低压级涡轮机的上游侧和下游侧连通，还包含阀装置，所述阀装置可调节通过所述高压级导入通路、所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自的所述排放气体的流量比例。
根据上述(3)的结构，通过阀装置，能够调节通过形成排气通路的各通路(高压级导入通路、第一低压级导入通路、第二低压级导入通路、高压级旁通通路)的排放气体的流量比例。由此，能够进行高压级增压器及低压级增压器的切换、低压级增压器的涡旋部的涡旋通路的切换，能够提供一种既可在发动机的大工作范围产生必要的增压压力，又在增压的响应性上优异的两级涡轮系统。
(4)在一些实施方式中，在上述(3)的结构的基础上，所述阀装置具有：第一阀，其设置于所述高压级导入通路；第二阀，其设置于所述第二低压级导入通路；第三阀，其设置于所述高压级旁通通路；第四阀，其设置于所述低压级旁通通路。
根据上述(4)的结构，对于通过高压级导入通路、第一低压级导入通路、第二低压级导入通路、高压级旁通通路及低压级旁通通路各自的排放气体的流量比例，能够通过设置于各自通路的多个阀进行调节。另外，通过第四阀能够调节低压级增压器的低压级压缩机的出口侧的压力(升压(ブースト圧))，能够防止喘振等低压级增压器的异常运转。
(5)在一些实施方式中，在上述(3)的结构的基础上，所述阀装置是可调节通过所述高压级导入通路、所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自的排放气体的流量的单个阀。
根据上述(5)的结构，利用单个阀就能够调节通过形成排气通路的各通路的排放气体的比例，并且能够调节低压级增压器的低压级压缩机的出口侧的压力(升压)，能够防止喘振等低压级增压器的异常运转。
(6)在一些实施方式中，在上述(3)～(5)的结构的基础上，还具备根据所述发动机的转速来控制所述阀装置的控制装置。
根据上述(6)的结构，通过控制装置控制阀装置，能够根据发动机的转速来适当调节通过第一低压级导入通路、第二低压级导入通路、高压级旁通通路及低压级旁通通路各自的排放气体的流量比例，能够实现两级涡轮系统的工作模式。
(7)在一些实施方式中，在上述(6)的结构的基础上，在所述发动机的转速处于低旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述高压级导入通路，且所述排放气体不能通过所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自。
根据上述(7)的结构，在发动机的转速处于低转速区域的情况下，排放气体不流过低压级涡轮机的第二涡旋通路，且经由高压级涡轮机的排放气体流过第一涡旋通路。由此，在低压级增压器中，既能够确保与低旋转区域的排放气体的流量相适应的适当的容量，又能够提高增压的响应性。
(8)在一些实施方式中，在上述(6)或(7)的结构的基础上，在所述发动机的转速处于中旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述高压级导入通路及所述第二低压级导入通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自。
根据上述(8)的结构，在发动机的转速处于中转速区域的情况下，使经由高压级涡轮机的排放气体流过低压级涡轮机的第一涡旋通路，并且使排放气体流过第一涡旋通路及第二涡旋通路双方。由此，既能够确保与中旋转区域的排放气体的流量相适应的适当的容量，又能够提高由高压级增压器及低压级增压器实现的增压的响应性。
(9)在一些实施方式中，在上述(6)～(8)的结构的基础上，在所述发动机的转速处于高旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述第二低压级导入通路及所述高压级旁通通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级导入通路及所述低压级旁通通路各自。
根据上述(9)的结构，在发动机的转速处于高转速区域的情况下，使排放气体不流过高压级涡轮机，且使排放气体流过低压级涡轮机的第一涡旋通路及第二涡旋通路双方。即，仅利用效率优异的低压级增压器对高旋转区域的排放气体的流量进行增压。由此，通过低压级增压器，能够进行与大流量的排放气体相适应的适当的增压。
(10)在一些实施方式中，在上述(9)的结构的基础上，在所述发动机的转速处于高旋转区域中的规定的转速以上的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级导入通路。
根据上述(10)的结构，在发动机的转速位于高转速区域的高旋转侧的情况下，能够适当地调节升压。
(11)本发明的至少一个实施方式的两级涡轮系统的控制方法，所述两级涡轮系统为具备高压级增压器和比所述高压级增压器更大型的低压级增压器的权利要求6所述的两级涡轮系统，所述高压级增压器具有设置于发动机的排气通路的高压级涡轮机，所述低压级增压器具有在所述排气通路上设置于所述高压级涡轮机的下游侧的低压级涡轮机，所述两级涡轮系统的控制方法包括：转速获取步骤，其获取所述发动机的转速；区域判定步骤，其判定所述发动机的转速的转速区域；低旋转时控制步骤，在所述发动机的转速处于低旋转区域的情况下，将阀装置控制成：使排放气体能够通过所述低压级增压器的第一涡旋通路，且使排放气体不流过所述低压级增压器的第二涡旋通路。
根据上述(11)的结构，能够提高发动机的转速处于低旋转区域时的低压级涡轮机的响应性。另外，与上述(1)～(5)同样，能够更迅速且高效地驱动两级涡轮系统中的大型的低压级涡轮机，能够提高增压的响应性。
(12)在一些实施方式中，在上述(11)的结构的基础上，还具备中旋转时控制步骤，在所述发动机的转速处于中旋转区域的情况下，将所述阀装置控制成：使排放气体通过低压级增压器的第一涡旋通路及所述第二涡旋通路双方。
根据上述(12)的结构，能够提高发动机的转速处于中旋转区域时的增压的响应性。
发明效果
根据本发明的至少一个实施方式，可提供一种既在发动机的大工作范围产生必要的增压压力，又提高了增压的响应性的两级涡轮系统。
附图说明
图1是表示本发明一实施方式的用于发动机的两级涡轮系统的示意图。
图2是本发明一实施方式的低压级增压器的低压级涡轮机的涡旋部的示意图，涡旋部具有具备两个涡旋通路的双涡旋(ダブルスクロール)构造。
图3是沿着周向剖切本发明一实施方式的低压级增压器的低压级涡轮机的涡旋部所得的剖面图，且是从A向观察图2的涡旋部的局部所得的图。
图4是用于对本发明一实施方式的具备具有双涡旋构造的涡旋部的低压级增压器的U/C0特性进行说明的图。
图5A是简化表示本发明一实施方式的两级涡轮系统的排气通路侧的示意图，阀装置由多个阀构成。
图5B是简化表示本发明一实施方式的两级涡轮系统的排气通路侧的示意图，阀装置由单个阀构成。
图6A是用于对与图5A对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于低旋转区域时的工作模式的图。
图6B是用于对与图5A对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于中旋转区域时的工作模式的图。
图6C是用于对与图5A对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于高旋转区域时的工作模式的图。
图6D是用于对与图5A对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于高旋转区域的高旋转侧时的工作模式的图。
图7A是用于对与图5B对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于低旋转区域时的工作模式的图。
图7B是用于对与图5B对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于中旋转区域时的工作模式的图。
图7C是用于对与图5B对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于高旋转区域时的工作模式的图。
图7D是用于对与图5B对应的两级涡轮系统的工作模式进行说明的示意图，且是表示发动机的转速处于高旋转区域的高旋转侧时的工作模式的图。
图8是表示本发明一实施方式的两级涡轮系统的控制方法的流程图。
具体实施方式
下面，参照附图对本发明的一些实施方式进行说明。其中，作为实施方式而记载的或附图所示的构成零件的尺寸、材质、形状、其相对设置等都不限于本发明的范围，只不过是单纯的说明例而已。
例如，“在某方向上”、“沿着某方向”、“平行”、“垂直”、“中心”、“同心”或者“同轴”等表示相对或绝对设置的表达严格地说不仅是表示那种设置的表达，还是表示以公差或可得到相同功能的程度的角度及距离相对位移的状态的表达。
例如，“同一”、“相等”及“均质”等表示事物相等的状态的表达严格地说不仅是表示相等的状态的表示，还是表示存在公差或可得到相同功能的程度的差的状态的表达。
例如，表示四方形状及圆筒形状等形状的表达不仅是表示几何学上严格意义的四方形状及圆筒形状等形状的表达，还是表示在可得到相同效果的范围内包含凹凸部及倒角部等的形状的表达。
另一方面，“具备”、“具备”、“具备”、“包含”或“具有”一个构成元件之类的表达不是排除其他构成元件的存在的排他性表达。
图1是表示本发明一实施方式的用于发动机7的两级涡轮系统1的示意图。图2是本发明一实施方式的低压级增压器3的低压级涡轮机3T的涡旋部3S的示意图，涡旋部3S具有具备两个涡旋通路P的双涡旋构造。图3是沿着周向将本发明一实施方式的低压级增压器3的低压级涡轮机3T的涡旋部3S剖切所得的剖面图，是从A向观察图2的涡旋部3S的局部所得的图。图4是用于对本发明一实施方式的具备具有双涡旋构造的涡旋部3S的低压级增压器的U/C0特性进行说明的图。图5A～图5D是简化表示本发明一实施方式的两级涡轮系统1的排气通路9侧的示意图。图6A～图6D是用于对与图5A对应的两级涡轮系统1的工作模式进行说明的示意图。另外，图7A～图7D是用于对与图5B对应的两级涡轮系统1的工作模式进行说明的示意图。
如图1～图7D所示，两级涡轮系统1是用于发动机7的增压系统。发动机7是具备1个以上气缸(在图1中，为4个气缸)的柴油发动机或汽油发动机等。另外，两级涡轮系统1可用于汽车、卡车、公共汽车、船舶、工业用发动机等各种领域的发动机7。
如图1～图7D所示，两级涡轮系统1具备高压级增压器2和低压级增压器3两个增压器(涡轮)。这两个增压器(高压级增压器2及低压级增压器3)都具备：设置于发动机7的进气通路8的压缩机C(2C、3C)、设置于发动机7的排气通路9的涡轮机T(2T、3T)。涡轮机T由涡轮机外壳和涡轮机叶轮(图3的符号31)构成，压缩机C由压缩机外壳和压缩机叶轮构成。另外，压缩机C的压缩机叶轮和涡轮机T的涡轮机叶轮通过轴m(2m、3m)结合。而且，从发动机7的燃烧室(未图示)排出的排放气体在通过排气通路9通向外部时将涡轮机叶轮旋转驱动。由此，通过轴m与涡轮机叶轮31同轴结合的压缩机叶轮被旋转驱动，经过进气通路8的进气被压缩。更详细地说，涡轮机T的旋转驱动通过经过了增压器的涡旋部S的排放气体从喷嘴流路E被喷射到涡轮机叶轮来进行(参照图3)。
这些高压级增压器2和低压级增压器3在两级涡轮系统1中串联连接。具体地说，如图1、图5A～图7D所示，在排气通路9中，高压级增压器2的涡轮机T(高压级涡轮机2T)设置于在排放气体的流动方向上成为相对地接近发动机7的一侧的排气通路9的上游侧，低压级增压器3的涡轮机T(低压级涡轮机3T)设置于在排放气体的流动方向上成为相对地离发动机7比该高压级涡轮机2T更远的一侧的排气通路9的下游侧。另一方面，在进气通路8中，低压级增压器3的压缩机C(低压级压缩机3C)设置于进气通路8的上游侧，高压级增压器2的压缩机C(高压级压缩机2C)设置于该低压级压缩机3C的下游侧的进气通路8(参照图1)。这样，上述两个增压器串联地设置在进气通路8及排气通路9中。
另外，低压级增压器3比高压级增压器2更大型。通常，增压器越是大型，重量越大，随着重量的增大，惯性力增大。因此，增压器越是大型，发动机7低速时的涡轮机T的转速越难以上升，响应性能越差。另一方面，大型增压器在排放气体流量大的区域的涡轮机效率方面比小型增压器优异。相反地，小型增压器与大型增压器相比，排放气体流量小的区域的涡轮机效率更加优异，涡轮机T在较小的排放气体流量下被高效地旋转驱动。利用这种增压器的特性，两级涡轮系统1由相对小型的高压级增压器2覆盖小流量侧的流量范围，并由相对大型的低压级增压器3覆盖大流量侧的流量范围。
而且，如后所述，两级涡轮系统1例如通过控制装置6控制设置于排气通路9的阀装置5，根据发动机7的工作条件切换排气通路9的流路(后述的排放气体流路I～IV)，由此，以一级增压和二级增压切换工作模式(所使用的增压器)。由此，既在发动机7的大工作范围产生必要的增压压力，又能实现发动机7低速时的响应性的提高。此外，上述的一级增压是指仅使用低压级增压器3进行向发动机7的增压的工作模式，二级增压是指使用高压级增压器2及低压级增压器3双方进行增压的工作模式。
在此，利用图2～图3对本实施方式的低压级增压器3的低压级涡轮机3T的涡旋部3S进行说明。此外，涡旋部3S构成涡轮机外壳的一部分。如图2～图3所示，本实施方式的低压级涡轮机3T的涡旋部3S具有第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb至少两个涡旋通路P。而且，如图3所示，通过第一涡旋通路Pa的排放气体被导入的喷嘴流路E的第一范围Ra和通过第二涡旋通路Pb的排放气体被导入的喷嘴流路E的第二范围Rb以在喷嘴流路E的周向上不重复的方式构成。上述的喷嘴流路E是位于收纳涡轮机叶轮31的叶轮收纳室31r和涡旋部3S连接的边界且通过涡轮机外壳的内壁形成于低压级涡轮机3T的涡轮机叶轮31的周围的空间(流路)(参照图3)。在图1～图7D所示的实施方式中，如图3所示，从涡旋部S(低压级涡轮机3T)的入口32(参照图2)流入且通过了第一涡旋通路Pa的排放气体经由喷嘴流路E的第一范围Ra喷射到涡轮机叶轮31上，通过了第二涡旋通路Pa的排放气体经由喷嘴流路E的第二范围Rb喷射到涡轮机叶轮31上。另外，排放气体在从喷嘴流路E喷射到涡轮机叶轮31之后，从沿着轴m的旋转轴线L的轴向而设置的低压级涡轮机3T的出口33通过低压级下游通路97。
另外，在图1～图7D所示的实施方式中，如图2～图3所示，低压级涡轮机3T的涡旋部3S成为由上述的第一涡旋通路Pa及上述的第二涡旋通路Pb这两个涡旋通路P构成的双涡旋构造。更详细地说，在双涡旋构造中，第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb在周向上排列配置。
另外，在图1～图7D所示的实施方式中，如图3所示，喷嘴流路E沿着圆形所示的涡轮机叶轮31的外周整周形成为环状。在此，在涡轮机外壳上形成有两个舌部34，即连接有第一涡旋通路Pa的径向内侧的路壁的一侧的舌部(第一舌部34a)和连接有第一涡旋通路Pa的径向外侧的路壁的一侧的舌部(第二舌部34b)。换句话说，连接有第二涡旋通路Pa的周向外侧的路壁的一侧的舌部为第一舌部34a，连接有第二涡旋通路Pa的内侧的路壁的一侧的舌部成为第二舌部34b。而且，在沿着涡轮机叶轮31的旋转轴线L的周向而剖切所得的剖面(图3)中，在将通过第一舌部34a、第二舌部34b、涡轮机叶轮31的旋转轴线L的线作为边界线RL的情况下，喷嘴流路E的第一范围Ra形成在隔着边界线RL的一侧(半周部分)，喷嘴流路E的第二范围Rb形成在隔着边界线RL的另一侧(半周部分)。这样，涡旋部3S就以不具有第一范围Ra和第二范围Rb相互重叠的范围(部分)的方式形成。换句话说，第一涡旋通路Pa的路壁及第二涡旋通路Pb的路壁与形成喷嘴流路E的涡轮机外壳的不同部分连接(参照图2)。
而且，如后所述，在从发动机7排出的排放气体的全部流量仅流过第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb这两个涡旋通路P中的一方的情况下，导入该排放气体的全部流量时的喷嘴流路E的尺寸比分开导入到这两个涡旋通路P(Pa、Pb)双方时小。在图1～图7D所示的实施方式中，第一范围Ra和第二范围Rb具有相同的角度范围(相同的大小)，可从一个涡旋通路导入排放气体的喷嘴流路E的范围成为喷嘴流路E的整周的一半程度。因此，能够以向喷嘴流路E导入时的排放气体的压力不分散于喷嘴流路E的整个范围内(不减弱地(なまされることなく))的方式向低压级涡轮机3T导入排放气体，在发动机7低速时能够更迅速地驱动低压级涡轮机3T。
相比之下，例如在采用双涡管作为低压级涡轮机3T的涡旋部3S的情况下，虽然由双涡管形成的两个通路也形成在涡旋部3S，但双涡管的两个通路分别以在涡轮机叶轮31的整周均匀地导入排放气体的方式构成。即，分别导入在双涡管的两个通路各自内流动的排放气体的喷嘴流路E的范围彼此一致，两个涡旋通路各自连通的喷嘴流路E的范围在喷嘴流路E的周向上具有相互重复的部分。而且，当仅向两个涡旋通路中的一方导入排放气体的全部流量时，就会向涡轮机叶轮31的整周导入排放气体。因此，例如在涡轮机T的尺寸(重量)相对于排放气体的流量而言较大的情况下，排放气体的压力就会向喷嘴流路E的整个范围分散，其结果，特别是在发动机7的低速时等排放气体的流量较小的工作点上，不能得到充分的压力比(各叶片的压力面和负压面的压力差)，导致难以迅速地旋转驱动大型的低压级涡轮机3T。
另外，通过将低压级涡轮机3T的涡旋部3S设为上述的双涡旋构造，如图4所示，在涡轮机效率相对于涡轮机T的圆周速度和理论速度的速度比(U/C0)的U/C0特性中，能够使低压级涡轮机3T的涡轮机效率的最高点移至具备双涡管时的涡轮机效率的最高点的低速度比侧。U/C0特性表示的是涡轮机工作速度比(U/C0)和涡轮机效率之间的关系，其中，涡轮机工作速度比(U/C0)是涡轮机T的圆周速度(U)和理论速度(C0)的速度比，横轴表示涡轮机工作速度比(U/C0)，纵轴表示涡轮机效率。在此，涡轮机T的圆周速度(U)是根据涡轮机T的转速而得到的旋转速度，涡轮机T的理论速度(C0)是根据涡轮机T的入口和出口的压力比及入口温度而定义的速度。而且，U/C0特性中的涡轮机效率的最高点移向低速度比侧，意味着成为涡轮机T的圆周速度(U)相对于理论速度(C0)小的状况的涡轮机T的开始旋转等发动机低速时的效率良好。因此，在发动机7的低速时等排放气体的流量较小的情况下，能够高效地使低压级涡轮机3T旋转。
在图4的例示中，表示双涡管或双涡旋构造之类的仅涡旋部的构造不同的两个增压器的U/C0特性。具体地说，具备双涡管的增压器的涡轮机效率的最高点(ηt)的涡轮机工作速度比为Vt，具备双涡旋构造的增压器的涡轮机效率的最高点(ηd)的涡轮机工作速度比成为Vd。另外，两者的U/C0特性都以与各自的最高点(ηt、ηd)对应的速度比为边界而相对于横轴成为抛物线状。并且，ηd比ηt小，但涡轮机效率虽小，Vd却比Vt更小，相对于具备双涡管的增压器的抛物线形状的U/C0特性而言，具备双涡旋构造的增压器的抛物线形状的U/C0特性整体地向低速度比侧移动。因此，当用低速度比侧的同一速度比比较两者的U/C0特性时，例如在速度比为Vd时，具备双涡旋构造的增压器的涡轮机效率比具备双涡管的增压器大，可知发动机7的低速侧的效率良好。
根据上述的结构，第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb分别从不同的方向朝形成于涡轮机叶轮31的周围的喷嘴流路E局部地导入排放气体。即，低压级涡轮机3T的涡旋部3S将从发动机7排出的排放气体限定在多个涡旋通路P中的一部分(在图1～图4中，第一涡旋通路Pa)进行流动，能够将导入排放气体的喷嘴流路E的范围限定在其一部分上。因此，在以限定在多个涡旋通路P中的一部分的方式向喷嘴流路E的局部范围内导入排放气体的情况下，与向喷嘴流路E的整个范围内导入排放气体的情况相比，更能够提高通过涡轮机叶轮31时的排放气体的流速及压力，能够更迅速地驱动低压级涡轮机3T。
另外，通过多个涡旋通路P各自以在喷嘴流路E的周向上不重复的方式构成，与双涡管之类的以各自的涡旋通路P在周向上重复的方式构成的情况相比，能够使U/C0特性的涡轮机效率的最高点移向低U/C0侧。因此，在发动机7的低旋转侧能够更高效地使低压级涡轮机3T旋转。通过采用具备这种特征的涡旋部3S作为低压级涡轮机3T，能够更迅速且高效地驱动两级涡轮系统1中的大型的低压级涡轮机3T，能够提高增压的响应性。在这方面，因为现有低压级增压器的响应性能如上所述在发动机的低速时较差，所以在发动机7的低速时所要求的增压压力主要由高压级增压器提供，但在本实施方式中，能够增大低压级增压器3的贡献程度，增压的响应性得以提高。
此外，在图1～图7D所示的实施方式中，由隔着边界线RL而相互不重复的第一范围Ra和第二范围Rb将喷嘴流路E的整周一分为二，但不限于该实施方式，上述的由第一范围Ra及第二范围Rb构成的整个范围可以不是喷嘴流路E的整周。换句话说，可以不直接向环状的喷嘴流路E的一部分范围内导入通过了涡旋通路P的排放气体。另外，在图1～图7D所示的实施方式中，第一范围Ra的角度范围和第二范围Rb的角度范围相同，但在其他一些实施方式中，第一范围Ra的角度范围和第二范围Rb的角度范围可以不同。可提高由与连接有第一低压级导入通路93的第一范围Ra的角度范围相对应的排放气体所实现的涡轮机叶轮的旋转扭矩。另外，在图1～图7D所示的实施方式中，低压级涡轮机3T的涡旋部3S如上所述成为双涡旋构造，但在其他实施方式中，低压级涡轮机3T的涡旋部3S也可以具备两个以上的涡旋通路P。在这种情况下，以与至少两个涡旋通路P(第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb)各自对应的喷嘴流路E的范围不重复的方式形成涡旋部3S。
接着，利用图1、图5A～图7D对采用两级涡轮系统1的发动机7的整体结构进行说明。此外，在图5A～图7D中省略了发动机7的进气通路8，但图1所示的进气通路8与发动机7连接。
在图1～图7D所示的实施方式中，如图1所示，在发动机7的进气通路8设有两种流路。详细地说，发动机7的进气通路8具有：用于向发动机7供给从未图示的进气管道引入的进气(空气)的主进气通路81、将通过主进气通路81流过来的进气分配给发动机7的各个气缸的进气歧管82、以及高压级压缩机迂回通路83。另外，在高压级压缩机迂回通路83上设置有压缩机旁通阀85。而且，通过控制装置6(后述)等控制压缩机旁通阀85的开度，确定进气要经由的进气通路8中的流路。
在具备上述结构的进气通路8的结构中，第一个流路是由主进气通路81和进气歧管82构成的流路。在主进气通路81从上游侧起依次设置有：低压级增压器3的低压级压缩机3C、高压级增压器2的高压级压缩机2C、用于通过冷却来提高进气密度的中间冷却器84。并且，进气按照该顺序依次通过主进气通路81之后再通过进气歧管82，由此，无需经由高压级压缩机迂回通路83就可从进气管道供给到发动机7。
第二个流路由主进气通路81、高压级压缩机迂回通路83、进气歧管82构成，是仅在压缩机旁通阀85的开阀时进气可经由的流路。高压级压缩机迂回通路83的两端分别与主进气通路81的低压级压缩机3C的出口附近(下游侧)和中间冷却器84的入口附近(上游侧)连接。并且，进气依次通过低压级增压器3的低压级压缩机3C、高压级压缩机迂回通路83、中间冷却器84、进气歧管82，从进气管道供给到发动机7。如后所述，两级涡轮系统1以在发动机7的高速时仅进行低压级增压器3的一级增压的方式构成，通过打开压缩机旁通阀85，能够防止因通过高压级增压器3的高压级压缩机2C而造成的压力损失降低。
另一方面，如图1、图5A～图7D所示，在发动机7的排气通路9上设有相互不同的四种流路，涉及是否通过设置于排气通路9的高压级涡轮机2T或低压级涡轮机3T，以及低压级涡轮机3T的通过形态相互不同。此外，发动机7的排气通路9具有从发动机7的各个气缸排出的排放气体(燃烧气体)汇合的排气歧管91，上述的四种流路都分别经由上述的排气歧管91与发动机7连接。下面，分别对上述的四种流路进行说明(参照图5A～图7D)。
第一个流路(排放气体流路I)是经由高压级涡轮机2T将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路。在图1～图7D所示的实施方式中，排气通路9具有：将发动机7和高压级涡轮机2T的入口(涡旋部2S)连接的高压级导入通路92、将高压级涡轮机2T的出口和低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa连接的第一低压级导入通路93。即，从发动机7排出的排放气体通过高压级导入通路92流到第一低压级导入通路93，由此经由高压级涡轮机2T，被供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa。
第二个流路(排放气体流路II)是绕过高压级涡轮机2T并将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb的流路。在图1～图7D所示的实施方式中，排气通路9具有绕过高压级涡轮机2T并将发动机7和低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb连接的第二低压级导入通路94。即，从发动机7排出的排放气体通过第二低压级导入通路94，由此，绕过高压级涡轮机2T，直接被供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb。
根据上述的结构，两级涡轮系统1构成为：向低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa导入通过了高压级涡轮机2T的排放气体；向第二涡旋通路Pb，则不通过高压级涡轮机2T，而是直接将排放气体导入低压级涡轮机3T。如后所述，两级涡轮系统1在发动机7的转速处于中旋转区域以下的情况下，为了提高增压的响应性，使用高压级增压器3执行增压。在这种情况等下，通过从第一涡旋通路Pa向喷嘴流路E导入排放气体，能够在向喷嘴流路E导入时提高驱动了高压级涡轮机2T后的排放气体的流速等，通过更迅速且高效地使两级涡轮系统1中的大型的低压级涡轮机3T旋转，能够提高增压的响应性。
另外，第三个流路(排放气体流路III)是不经由高压级涡轮机2T就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路。在图1～图7D所示的实施方式中，排气通路9具有绕过高压级涡轮机2T并将发动机7和低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa连接的高压级旁通通路95。该高压级旁通通路95将上述的高压级导入通路92和第一低压级导入通路93连接，由此，绕过高压级涡轮机2T并将发动机7和低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa连接。此外，在其他一些实施方式中，高压级旁通通路95也可以将排气歧管91和第一低压级导入通路93连接。即，从发动机7排出的排放气体通过高压级旁通通路95，由此，绕过高压级涡轮机2T，被供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa。
第四个流路(排放气体流路IV)是不经由高压级涡轮机2T及低压级涡轮机3T双方就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的下游的排气通路9的流路。在图1～图7D所示的实施方式中，排气通路9具有绕过低压级涡轮机3T并将低压级涡轮机3T的上游侧和下游侧连通的低压级旁通通路96。该低压级旁通通路96将排气歧管91和与低压级涡轮机3T的出口连接的低压级下游通路97连接。此外，在其他一些实施方式中，也可以将第二低压级导入通路94和低压级下游通路97连接。由此，能够同时减小通过低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa和第二涡旋通路Pb的排放气体的流量。
另外，如图1、图5A～图7D所示，在发动机7的排气通路9上设置有可调节通过上述的四种流路的排放气体流量的阀装置5。在图1～图7D所示的实施方式中，阀装置5构成为可调节通过上述的高压级导入通路92、第二低压级导入通路94、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自的排放气体的流量比例。由此，能够进行高压级增压器2和低压级增压器3的切换、低压级增压器3的涡旋部3S中的涡旋通路P的切换，既能够在发动机7的大工作范围产生必要的增压压力，又能够提供增压的响应性优异的两级涡轮系统1。
另外，若对上述阀装置5的结构进行说明，在图5A、图6A～图6D所示的实施方式中，阀装置5具有：设置于高压级导入通路92的第一阀51、设置于第二低压级导入通路94的第二阀52、设置于高压级旁通通路95的第三阀53、设置于低压级旁通通路96的第四阀54。上述各阀(51～54)中的至少一个可以是在全开位置和全闭位置之间可调节开度(可线性控制)的阀，其余阀也可以是能够择一地切换全开或全闭的阀。例如，通过至少将第一阀51或第二阀52设为可线性控制的阀，能够调节通过低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa和第二涡旋通路Pb的排放气体的流量比。由此，如后所述，通过设置于各自通路的多个阀(51～54)，能够调节通过高压级导入通路92、第一低压级导入通路93、第二低压级导入通路94、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自的排放气体的流量比例。另外，通过第四阀54，能够调节低压级增压器3的低压级压缩机3C的出口侧的压力(升压)，能够防止喘振等低压级增压器3的异常运转。
在其他一些实施方式中，如图5B、图7A～图7D所示，阀装置5是可调节通过高压级导入通路92、第二低压级导入通路94、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自的排放气体流量的单个阀。由此，通过单个阀就能够调节通过形成排气通路9的各流路的排放气体的比例，并且能够调节低压级增压器3的低压级压缩机3C的出口侧的压力(升压)，能够防止喘振等低压级增压器3的异常运转。
另外，在一些实施方式中，如图1、图5A～图7D所示，两级涡轮系统1还具备根据发动机7的转速(以下，适当称为发动机转速N)来控制上述的阀装置5的控制装置6。控制装置6由ECU(电子控制装置)等计算机构成，具备未图示的CPU(处理器)、ROM及RAM之类的存储器(存储装置)。而且，通过CPU按照下载到主存储装置的程序的命令而工作(数据运算等)，实现阀装置5的控制必要的功能部。由此，能够根据发动机7的转速适当调节通过第一低压级导入通路93、第二低压级导入通路、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自的排放气体的流量比例，能够实现如下所述的两级涡轮系统1的工作模式。
根据发动机7的转速处于发动机转速N的从小到大依次排列的低旋转区域、中旋转区域、高旋转区域中的哪个转速区域来切换工作模式。在此，发动机转速N成为第一阈值以下的区域为低旋转区域(N≦第一阈值)，成为从第一阈值到大于第一阈值的第二阈值以下的区域为中旋转区域(第一阈值＜N≦第二阈值)，成为第二阈值以上的区域为高旋转区域(第二阈值＜N)。而且，在两级涡轮系统1中，在处于低旋转区域的情况下，由高压级增压器2和低压级增压器3这两个进行增压(二级增压)。在发动机7的转速处于中旋转区域的情况下，根据发动机7的转速的上升，通过阀装置5的控制进行排放气体的流路切换、流量调节，减小高压级增压器2的增压比例。并且，在发动机7的转速处于高旋转区域的情况下，仅由低压级增压器3进行增压(一级增压)。这样，两级涡轮系统1具有根据发动机7的转速切换二级增压和一级增压来进行增压的工作原理。
这种工作原理通过控制装置6根据发动机7的转速区域控制阀装置5来实现。因此，在图1～图7D所示的实施方式中，可检测发动机7的转速的转速传感器(未图示)的输出被输入到控制装置6，输入有发动机7的转速(以下，适当称为发动机转速N)。在其他一些实施方式中，可以使可检测从发动机7排出的排放气体流量的流量传感器(未图示)的输出被输入到控制装置6，也可以根据流量传感器(未图示)的检测值和发动机转速N之间的对应关系来获得发动机7的转速(以下，适当称为发动机转速)。于是，图1～图7D所示的实施方式的两级涡轮系统1的工作模式如下所述。
图6A、图7A是表示发动机转速N处于低旋转区域时(发动机7的低速时)的第一工作模式M1的图。在这种情况下，如图6A、图7A所示，控制装置6将阀装置5控制成：使排放气体仅流过经由高压级涡轮机2T将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路(上述的排放气体流路I)。即，在图1～图7D所示的实施方式中，如图6A、图7A所示，控制装置6在发动机7的低旋转区域内将阀装置5控制成：排放气体能够通过高压级导入通路92，且排放气体不能够通过第二低压级导入通路94、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自。因此，排放气体不供给到低压级增压器3的第二涡旋通路Pb，而是仅供给到第一涡旋通路Pa。由此，在低压级增压器3中，既能够确保与发动机7的转速处于低旋转区域时的排放气体流量相适应的适当的容量，又能够提高增压的响应性。
图6B、图7B是表示发动机转速N处于中旋转区域时(发动机7的中速时)的第二工作模式M2的图。在这种情况下，如图6B、图7B所示，控制装置6将阀装置5控制成：使排放气体流过经由高压级涡轮机2T将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路(上述的排放气体流路I)、和绕过高压级涡轮机2T而将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb的流路(上述的排放气体流路II)这两个流路。即，在图1～图7D所示的实施方式中，如图6B、图7B所示，控制装置6在发动机7的中旋转区域内将阀装置5控制成：使排放气体能够通过高压级导入通路92及第二低压级导入通路94各自，且排放气体不能够通过高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自。因此，排放气体被供给到低压级增压器3的第一涡旋通路Pa及第二涡旋通路Pb双方。由此，既能够确保与中旋转区域的排放气体流量相适应的适当的容量，又能够提高由高压级增压器2及低压级增压器3实现的增压的响应性。
图6C、图7C是表示发动机转速N处于高旋转区域时(发动机7的高速时)的第三工作模式M3的图。在这种情况下，如图6C、图7C所示，将阀装置5控制成：使排放气体流过绕过高压级涡轮机2T且将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb的流路(上述的排放气体流路II)、和不经由高压级涡轮机2T就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路(上述的排放气体流路III)这两个流路。即，在图1～图7D所示的实施方式中，如图6C、图7C所示，控制装置6在发动机7的高旋转区域内将阀装置5控制成：使排放气体能够通过第二低压级导入通路94及高压级旁通通路95各自，且排放气体不能够通过高压级导入通路92及低压级旁通通路96各自。因此，小型的高压级涡轮机2T因未供给排放气体而成为怠速状态等，执行由大型的低压级增压器3实现的一级增压。由此，在发动机7的转速处于高旋转区域的情况下，通过低压级增压器3能够进行与大流量的排放气体相适应的适当的增压。
另外，图6D、图7D是表示发动机转速N处于高旋转区域的高旋转侧时的第四工作模式M4的图。在这种情况下，如图6D、图7D所示，将阀装置5控制成：使排放气体流过绕过高压级涡轮机2T并将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb的流路(上述的排放气体流路II)、不经由高压级涡轮机2T就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路(上述的排放气体流路III)、以及不经由高压级涡轮机2T及低压级涡轮机3T双方就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的下游的排气通路9的流路(上述的排放气体流路IV)这三个流路。即，在图1～图7D所示的实施方式中，如图6D、图7D所示，控制装置6在发动机转速N处于发动机7的高旋转区域的规定转速以上的高旋转侧的情况下，将阀装置5控制成：使排放气体能够通过第二低压级导入通路94、高压级旁通通路95及低压级旁通通路96各自，且上述排放气体不能够通过高压级导入通路92。在发动机转速N处于高旋转区域的情况下，不进行高压级增压器2的增压，而且在该第四工作模式M4中成为向不能由低压级增压器3调节升压的情况变换的模式。由此，在发动机的转速处于高转速区域的高旋转侧的情况下，能够适当调节升压(低压级压缩机3C的下游的压力)。
如上所述，两级涡轮系统1的工作模式根据发动机转速N而变换。下面，利用图8对该两级涡轮系统1的控制方法进行说明。图8是表示本发明一实施方式的两级涡轮系统1的控制方法的流程图。如图8所示，两级涡轮系统1的控制方法包括：获取发动机7的转速的转速获取步骤(S1)、判定发动机7的转速的转速区域的区域判定步骤(S2、S4、S6、S7)、在发动机7的转速处于低旋转区域时执行的低旋转时控制步骤(S3)。另外，本控制方法还可以包括：中旋转时控制步骤(S5)、第一高旋转时控制步骤(S8)、第二高旋转时控制步骤(S9)。
下面，以在图1～图7D所示的实施方式中通过控制装置6控制阀装置5来执行图8的两级涡轮系统1的控制方法的情况为例进行说明。因此，控制装置6具备用于执行上述各步骤的功能部。
在图8的步骤S1中，控制装置6获取发动机转速N(转速获取步骤)。然后，在该步骤S1之后，控制装置6通过进行所获取的发动机转速N和转速阈值(上述的第一阈值～第二阈值)的比较等，判定发动机7的转速所处的转速区域，并且基于判定结果执行上述的工作模式。
在步骤S2中，控制装置6判定发动机转速N是否处于低旋转区域(区域判定步骤)。然后，在发动机转速N处于低旋转区域的情况下，在步骤S3中，控制装置6通过控制阀装置5执行上述的第一工作模式M1(低旋转时控制步骤)。即，在排气通路9中形成可经由高压级涡轮机2T将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的一个流路(上述的排放气体流路I)(参照图6A、图7A)。之后，移至下一个步骤S4。另外，在步骤S2中，在发动机转速N不处于低旋转区域的情况下，也移至步骤S4。
在步骤S4中，控制装置6判定发动机转速N是否处于中旋转区域(区域判定步骤)。然后，在发动机转速N处于中旋转区域的情况下，在步骤S5中，控制装置6通过控制阀装置5执行上述的第二工作模式M2(中旋转时控制步骤)。即，在排气通路9中形成上述的排放气体流路I、和可绕过高压级涡轮机2T且将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第二涡旋通路Pb的流路(上述的排放气体流路II)这两个流路(参照图6B、图7B)。之后，移至下一个步骤S6。另外，在步骤S4中，在发动机转速N不处于中旋转区域的情况下，也移至步骤S6。
在步骤S6中，控制装置6判定发动机转速N是否处于高旋转区域(区域判定步骤)。然后，在发动机转速N处于高旋转区域的情况下，在步骤S7中，控制装置6判定发动机转速N是否在规定的转速以上(区域判定步骤)。在步骤S7中，在发动机转速N小于规定转速的情况下，在步骤S8中控制装置6通过控制阀装置5执行上述的第三工作模式M3(第一高旋转时控制步骤)。即，在排气通路9中形成上述的排放气体流路II、和不经由高压级涡轮机2T就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的第一涡旋通路Pa的流路(上述的排放气体流路III)这两个流路(参照图6C、图7C)。之后，结束图8的流程。
相反地，在步骤S7中判定为发动机转速N在规定的转速以上的情况下，在步骤S9中，控制装置6通过控制阀装置5执行上述的第四工作模式M4(第二高旋转时控制步骤)。即，向判定为高旋转区域时形成的流路(排放气体流路II及排放气体流路III)追加不经由高压级涡轮机2T及低压级涡轮机3T双方就将从发动机7排出的排放气体供给到低压级涡轮机3T的低压级下游通路97的流路(上述的排放气体流路IV)，由此，在排气通路9中形成总计三个流路(参照图6D、图7D)。之后，结束图8的流程。
此外，在图8所示的实施方式中，记载有在执行了步骤S3及步骤S5以后再执行以后的步骤，但不限于此，也可以在执行后结束图8的流程。
本发明不限于上述的实施方式，还包含对上述的实施方式加以变形而成的形态、适当组合这些形态的形态。
附图标记说明
1 两级涡轮系统
2 高压级增压器
2C 高压级压缩机
2T 高压级涡轮机
2m 高压级增压器的轴
2S 高压级增压器的涡旋部
3 低压级增压器
3C 低压级压缩机
3T 低压级涡轮机
3S 低压级增压器的涡旋部
3m 低压级增压器的轴
31 涡轮机叶轮
31r 叶轮收纳室
32 低压级涡轮机的入口
33 低压级涡轮机的出口
34a 第一舌部
34b 第二舌部
Pa 第一涡旋通路
Pb 第二涡旋通路
5 阀装置
51 第一阀
52 第二阀
53 第三阀
54 第四阀
6 控制装置
7 发动机
8 进气通路
81 进气管
82 进气歧管
83 高压级压缩机迂回通路
84 中间冷却器
85 压缩机旁通阀
9 排气通路
91 排气歧管
92 高压级导入通路
93 第一低压级导入通路
94 第二低压级导入通路
95 高压级旁通通路
96 低压级旁通通路
97 低压级下游通路
M1 第一工作模式(发动机的低旋转区域)
M2 第二工作模式(发动机的中旋转区域)
M3 第三工作模式(发动机的高旋转区域)
M4 第四工作模式(发动机的高旋转区域)
E 喷嘴流路
Ra 第一范围
Rb 第二范围
RL 边界线
C 增压器的压缩机
T 增压器的涡轮机
M 增压器的轴(旋转轴)
L 低压级涡轮机的旋转轴线
N 发动机转速

Claims (8)

1.一种两级涡轮系统，其具备：
高压级增压器，其具有设置于发动机的排气通路的高压级涡轮机；
比所述高压级增压器更大型的低压级增压器，其具有在所述排气通路上设置于所述高压级涡轮机的下游侧的低压级涡轮机，
所述两级涡轮系统的特征在于，
所述低压级涡轮机具有作为用于向所述低压级涡轮机的喷嘴流路导入排放气体的涡旋部的第一涡旋通路及第二涡旋通路至少两个涡旋通路，
通过所述第一涡旋通路的所述排放气体被导入的所述喷嘴流路的第一范围和通过所述第二涡旋通路的所述排放气体被导入的所述喷嘴流路的第二范围以在所述喷嘴流路的周向上不重复的方式构成，
所述第一范围以及所述第二范围在所述喷嘴流路的所述周向上具有相同的角度范围，
所述排气通路包含：
高压级导入通路，其将所述发动机和所述高压级涡轮机的入口连接；
第一低压级导入通路，其将所述高压级涡轮机的出口和所述低压级涡轮机的所述第一涡旋通路连接；
第二低压级导入通路，其绕过所述高压级涡轮机，将所述发动机和所述低压级涡轮机的所述第二涡旋通路连接；
高压级旁通通路，其绕过所述高压级涡轮机，将所述发动机和所述低压级涡轮机的所述第一涡旋通路连接；
低压级旁通通路，其绕过所述低压级涡轮机，将所述低压级涡轮机的上游侧和下游侧连通，
还包含阀装置，所述阀装置可调节通过所述高压级导入通路、所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自的所述排放气体的流量比例，
还具备根据所述发动机的转速来控制所述阀装置的控制装置，
在所述发动机的转速处于高旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述第二低压级导入通路及所述高压级旁通通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级导入通路及所述低压级旁通通路各自。
2.如权利要求1所述的两级涡轮系统，其特征在于，
所述阀装置具有：
第一阀，其设置于所述高压级导入通路；
第二阀，其设置于所述第二低压级导入通路；
第三阀，其设置于所述高压级旁通通路；
第四阀，其设置于所述低压级旁通通路。
3.如权利要求1所述的两级涡轮系统，其特征在于，
所述阀装置是可调节通过所述高压级导入通路、所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自的排放气体的流量的单个阀。
4.如权利要求1所述的两级涡轮系统，其特征在于，
在所述发动机的转速处于低旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述高压级导入通路，且所述排放气体不能通过所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自。
5.如权利要求1所述的两级涡轮系统，其特征在于，
在所述发动机的转速处于中旋转区域的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述高压级导入通路及所述第二低压级导入通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自。
6.如权利要求1所述的两级涡轮系统，其特征在于，
在所述发动机的转速处于高旋转区域中的规定的转速以上的情况下，所述控制装置将所述阀装置控制成：所述排放气体能够通过所述第二低压级导入通路、所述高压级旁通通路及所述低压级旁通通路各自，且所述排放气体不能够通过所述高压级导入通路。
7.一种两级涡轮系统的控制方法，所述两级涡轮系统为具备高压级增压器和比所述高压级增压器更大型的低压级增压器的权利要求1所述的两级涡轮系统，所述高压级增压器具有设置于发动机的排气通路的高压级涡轮机，所述低压级增压器具有在所述排气通路上设置于所述高压级涡轮机的下游侧的低压级涡轮机，
所述两级涡轮系统的控制方法的特征在于，包括：
转速获取步骤，其获取所述发动机的转速；
区域判定步骤，其判定所述发动机的转速的转速区域；
低旋转时控制步骤，在所述发动机的转速处于低旋转区域的情况下，将阀装置控制成：使排放气体能够通过所述低压级增压器的第一涡旋通路，且使排放气体不流过所述低压级增压器的第二涡旋通路。
8.如权利要求7所述的两级涡轮系统的控制方法，其特征在于，
还具备中旋转时控制步骤，在所述发动机的转速处于中旋转区域的情况下，将所述阀装置控制成：使排放气体通过低压级增压器的第一涡旋通路及所述第二涡旋通路双方。
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Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2019146125A1 (ja) * 2018-01-29 2019-08-01 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 過給機付き内燃機関
JP7259397B2 (ja) * 2019-02-25 2023-04-18 株式会社Ihi タービン
WO2020179107A1 (ja) 2019-03-06 2020-09-10 株式会社Ihi タービン

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3907504C2 (de) * 1988-03-08 1995-12-14 Honda Motor Co Ltd Turbine mit einer zweifach spiralförmigen Struktur
DE102005039756A1 (de) * 2005-08-23 2007-03-01 Robert Bosch Gmbh Aufladeeinrichtung mit zweistufiger Niederdruckturbine
CN101091041A (zh) * 2004-08-31 2007-12-19 美国环境保护署 具有有效旁路的多级涡轮增压系统
CN102235187A (zh) * 2010-05-04 2011-11-09 阿尔普拉兹公司 用于增压器的涡轮壳体
WO2014140598A1 (en) * 2013-03-15 2014-09-18 Imperial Innovations Limited Asymmetric double-entry turbine
CN104234819A (zh) * 2013-06-10 2014-12-24 福特环球技术公司 用于二元流涡轮控制的方法和系统
CN104454139A (zh) * 2013-09-19 2015-03-25 福特环球技术公司 具有串联布置的排气涡轮增压器的机械增压内燃发动机以及用于操作该类型内燃发动机的方法

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2178111B (en) 1985-07-17 1990-02-28 Geoffrey Light Wilde Improvements in or relating to a variable inlet for a radial turbine
DE3675605D1 (de) 1985-07-17 1990-12-20 Geoffrey Light Wilde Variabler einlass fuer eine radialturbine.
DE4242494C1 (en) * 1992-12-16 1993-09-09 Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 70327 Stuttgart, De Adjustable flow-guide for engine exhaust turbocharger - has axially-adjustable annular insert in sectors forming different kinds of guide grilles supplied simultaneously by spiral passages
DE10212675B4 (de) 2002-03-22 2006-05-18 Daimlerchrysler Ag Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine
DE10222919B4 (de) * 2002-05-24 2007-12-20 Man Nutzfahrzeuge Ag Zweistufig aufgeladene Brennkraftmaschine
JP2005133665A (ja) * 2003-10-31 2005-05-26 Toyota Motor Corp 複数の排気ガス供給ポートを有する排気タービン
US7644585B2 (en) * 2004-08-31 2010-01-12 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Multi-stage turbocharging system with efficient bypass
JP2006097684A (ja) 2004-09-27 2006-04-13 Borgwarner Inc Ｖｔｇタービン段を利用する多段ターボ過給装置
US7426831B2 (en) * 2005-10-06 2008-09-23 Borgwarner Inc. Turbo charging system
DE102007034235A1 (de) 2007-07-23 2009-01-29 Continental Automotive Gmbh Strömungsgehäuse eines Turboladers
GB0717212D0 (en) 2007-09-05 2007-10-17 Cummins Turbo Tech Ltd Multi-stage turbocharger system
JP2010190070A (ja) * 2009-02-17 2010-09-02 Toyota Motor Corp 内燃機関システム制御装置
JP5324961B2 (ja) * 2009-02-27 2013-10-23 三菱重工業株式会社 内燃機関の過給システム
US10054037B2 (en) * 2009-11-21 2018-08-21 Cummins Turbo Technologies Limited Multi-stage turbocharger system with bypass flowpaths and flow control valve
EP2466092A1 (en) 2010-12-17 2012-06-20 Perkins Engines Company Limited Turbocharger System

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3907504C2 (de) * 1988-03-08 1995-12-14 Honda Motor Co Ltd Turbine mit einer zweifach spiralförmigen Struktur
CN101091041A (zh) * 2004-08-31 2007-12-19 美国环境保护署 具有有效旁路的多级涡轮增压系统
DE102005039756A1 (de) * 2005-08-23 2007-03-01 Robert Bosch Gmbh Aufladeeinrichtung mit zweistufiger Niederdruckturbine
CN102235187A (zh) * 2010-05-04 2011-11-09 阿尔普拉兹公司 用于增压器的涡轮壳体
WO2014140598A1 (en) * 2013-03-15 2014-09-18 Imperial Innovations Limited Asymmetric double-entry turbine
CN104234819A (zh) * 2013-06-10 2014-12-24 福特环球技术公司 用于二元流涡轮控制的方法和系统
CN104454139A (zh) * 2013-09-19 2015-03-25 福特环球技术公司 具有串联布置的排气涡轮增压器的机械增压内燃发动机以及用于操作该类型内燃发动机的方法

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