ES2453204A2

ES2453204A2 - Súper turbocompresor que tiene un transmisión de tracción de alta velocidad y una transmisión variable continua.

Info

Publication number: ES2453204A2
Application number: ES201290062A
Authority: ES
Inventors: Ed VanDyne; T. BRINKS Barry; B. RILEY Michael; WILLIAM Brown JARED
Original assignee: VanDyne SuperTurbo Inc
Current assignee: VanDyne SuperTurbo Inc
Priority date: 2010-02-05
Filing date: 2010-02-05
Publication date: 2014-04-04
Anticipated expiration: 2030-02-05
Also published as: ES2453204B1; GB201214265D0; CN102822471B; JP2013519034A; JP5688417B2; MX2012009009A; MX356972B; GB2489647B; AU2010345054B2; GB2489647A; SE1250994A1; AU2010345054A1; ES2453204R1; DE112010005233B4; CA2786580A1; WO2011096936A1; CN102822471A; DE112010005233T5

Abstract

Un súper turbocompresor que utiliza un propulsor de tracción de alta velocidad, de razón fija, que está acoplado a una transmisión variable continua para permitir operación de alta velocidad. Se utiliza un propulsor de tracción de alta velocidad para proporcionar una reducción de velocidad desde el eje de la turbina de alta velocidad. Un segundo propulsor de tracción proporciona relaciones de velocidad infinitamente variables a través de una transmisión variable continua. También se describe la recirculación de gas en un súper turbocompresor.

Description

SÚPER TURBOCOMPRESOR QUE TIENE UN TRANSMISiÓN DE TRACCiÓN DE ALTA VELOCIDAD Y UNA TRANSMISiÓN VARIABLE CONTINUA

REFERENCIA CRUZADA A LA SOLICITUD RELACIONADA

Esta solicitud de patente es una continuación en parte de la Solicitud de U.S. N" de Serie 12/536.421, clasificada el 5 de agoslo de 2009, cuya solicitud reivindica el beneficio de la Solicitud de Patente Provisional de U.S. N° de Serie 61/086.401, clasificada el 5 de agosto de 2008. las enseñanzas completas y revelación de la cual se incorporan aquí dentro por referencia.

ANTECEDENTES DE LA INVENCiÓN

Los turbocompresores convencionales se accionan mediante calor y gases de escape residuales, los cuales se fuerzan a través de un alojamiento de turbina de escape sobre un rotor de turbina. El rotor de turbina se conecta mediante un turbo-eje común a un rotor de compresor. Según golpean los gases de escape el rotor de turbina, ambos rotores giran simultáneamente. El giro del rotor del compresor aspira aire dentro de una carcasa del compresor, que fuerza el aire comprimido en el cilindro del motor para lograr la mejora del rendimiento del motor y la eficiencia del combustible. Los turbocompresores para aplicaciones de velocidadfcarga variables se dimensionan tipicamente para eficiencia máxima a velocidad pico de par para desarrollar suficiente sobrealimentación para alcanzar el par de pico. No obstante, a velocidades más bajas, el turbocompresor produce sobrealimentación inadecuada para la respuesta adecuada transitoria del motor.

Para superar estos problemas y proporcionar un sistema que aumente la eficiencia, se puede usar un súper turbocompresor, que combina los rasgos de una sobrealimentación y un lurbocompresor. Los súper turbocompresores funden los beneficios de una sobrealimentación, la cual es en primer lugar buena para alto par a baja velocidad, y un turbocompresor, que normalmente solamente es bueno para alta potencia a velocidades altas. Un súper turbocompresor combina un turbocompresor con una transmisión que puede poner par del motor sobre el eje del turbo para sobrealimentación y eliminación del retraso del turbo. Una vez que la energia del escape comienza a proporcionar más trabajo que lleva propulsar el compresor, el súper turbocompresor recupera el exceso de energia aplicando la potencia adicional al pistón del motor, normalmente a través del cigüeñal. Como resultado, el súper turbocompresor proporciona tanto los beneficios de baja velocidad con alto par y el valor añadido de alta velocidad con alta potencia todo desde un sistema.

RESUMEN DE LA INVENCiÓN

Una realización de la presente invención puede comprender por lo tanto un super turbocompresor que está acoplado a un motor que comprende: una turbina que genera energia mecánica rotacional de turbina a partir de la entalpia del gas de escape producido por el motor; un compresor que comprime el aire de admisión y suministra aire comprimido al motor en respuesta a la energia mecánica rotacional de turbina generada por la turbina y energia mecánica rotacional del motor transferida desde el motor; un eje que tiene partes extremas que están conectadas a la turbina y el compresor, y una parte central que tiene una superficie de tracción del eje; un transmisión de tracción dispuesto alrededor de la parte central del eje, el transmisión de tracción que comprende: una pluralidad de rodillos planeta rios que tiene una pluralidad de superfiCies de tracción de rodillos planetarios que hacen de interfaz con la superficie de tracción del eje de manera que existe una primera pluralidad de interfaces de tracción entre la pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios y la superficie de tracción del eje; un rodillo circular que se gira por la pluralidad de rodillos de planetarios a través de una segunda pluralidad de interfaces de tracción; una transmisión variable continua, que está acoplada mecánicamente al transmisión de tracción y al motor, que transfiere la energia mecánica rotacional de la turbina al motor y la energia mecánica rotacional del motor al súper turbocompresor a velocidades de funcionamiento del motor.

Una realización de la presente invención además puede comprender un método para transferir energia mecánica rotacional entre un súper turbocompresor y un motor que comprende: generar la energia mecánica rotacional de la turbina en una turbina a partir de la entalpra del gas de escape producido por el motor; comprimir el aire de admisión para suministrar aire comprimido al motor en respuesta a la energia mecánica rotacional de la turbina generada por la turbina y la energra mecánica rotacional del motor generada por el motor; proporcionar un eje que tiene las partes extremas que están conectadas a la turbina y el compresor, y una parte central que tiene una superfiCie de tracción del eje; acoplar mecánicamente un transmisión de tracción a la superficie de tracción del eje del eje; situar una pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios de una pluralidad de rodillos planetarios en contacto con la superficie de tracción del eje de manera que se crea una pluralidad de primeras interfaces de tracción entre la pluralidad de superfiCies de tracción de rodillos planeta rios y la superfiCie de tracción del eje; situar un rodillo circular en contacto con la pluralidad de rodillos planetarios de manera que se crea una pluralidad de segundas interfaces de tracción entre la pluralidad de rodillos planetarios y el rodillo circular; acoplar mecánicamente una transmisión variable continua al transmisión de tracción y el motor para transferir la energia mecánica rotacional de la turbina al motor y la energia mecánica rotacional del motor al super turbocompresor a velocidades de operación del motor.

Una realización de la presente invención además puede comprender un método para facilitar la recirculación de gas

de escape en un motor de combustión intema de súper turbocompresor que comprende: proporcionar un orificio de escape de alta presión de un primer tamaño determinado en el motor de combustión interna; proporcionar un orificio de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión intema, siendo el segundo tamaño predeterminado considerablemente mayor que el primer tamaño predeterminado; propulsar un súper turbocompresor de alta presión con al menos una primera parte de los gases de escape de alta presión a partir del orificio de escape de alta presión; proporcionar al menos una segunda parte de los gases de escape de alta presión desde el orificio de escape de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión intema; propulsar un súper turbocompresor de baja presión con gases de escape de presión más baja a partir del orificio de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido desde una salida del compresor de baja presión a una entrada de aire del compresor de alta presión; proporcionar aire comprimido desde una salida del compresor de alta presión, a una presión determinada, a un colector de admisión del motor de combustión intema; abrir el orificio de escape de alta presión mientras la presión en el orificio de escape de alta presión es mayor que la presión predeterminada de manera que la segunda parte de los gases de escape de alta presión recirculan a través del motor de combustión intema.

Una realización de la presente invención además puede comprender un método para facilitar la recirculación de gas de escape en un motor de combustión intema con súper turbocompresor que comprende: proporcionar un orificio de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en el motor de combustión intema; proporcionar un orificio de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión interna, siendo el segundo tamaño predeterminado considerablemente mayor que el primer tamaño predeterminado; propulsar un súper turbocompresor de alta presión con gases de escape de alta presión a partir del orificio de escape de alta presión; propulsar un súper turbocompresor de baja presión con gases de escape de presión más baja a partir del orificio de escape de baja presión: proporcionar aire comprimido desde una salida del compresor de baja presión a una entrada de aire del compresor de alta presión; proporcionar aire comprimido desde una salida del compresor de alta presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión del motor de combustión interna; canalizar los gases de escape de alta presión desde una salida del súper turbocompresor de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión intemo; abrir el orificio de escape de alta presión mientras la presión en el orificio de escape de alta presión es mayor que la presión predeterminada de manera que los gases de escape de alta presión desde la salida del súper turbocompresor de alta presión recirculan a través del motor de combustión intema.

Una realización de la presente invención además puede comprender un método para facilitar la recirculación de gas de escape en un molor de combustión inlema con súper turbocompresor que comprende: proporcionar un orificio de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en el motor de combustión intema; proporcionar un orificio de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión interna, siendo el segundo tamaño predeterminado considerablemente mayor que el primer tamaño predeterminado; proporcionar gases de escape de alta presión desde el orificio de escape de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión intema; propulsar un súper turbocompresor de baja presión con gases de escape de presión más baja a partir del orificio de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido desde la salida del compresor de baja presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión del motor de combustión interna: abrir el orificio de escape de alta presión mientras que la presión en el orificio de escape de alta presión es mayor que la presión predeterminada de manera que la segunda parte de los gases de escape de alta presión recirculan a través del motor de combustión intema.

BREVE DESCRIPCiÓN DE LAS FIGURAS

La Figura 1 es una ilustración de vista lateral de una realización de un súper turbocompresor.

La Figura 2 es una vista isométrica transparente de la realización del súper turbocompresor de la Figura 1.

La Figura 3A es una vista isométrica transparente de una realización del súper turbocompresor ilustrado en las Figuras 1 y 2.

La Figura 3B es una vista de sección lateral de otra realización del súper turbocompresor.

La Figura 3C es una vista transparente lateral de modificaciones a la rea lización del súper turbocompresor ilustrado en las figuras 1, 2 Y 3A.

Las Figuras 4-9 son varios dibujos de un súper turbocompresor que usa una realización de transmisión de tracción de rodillo planetario de diámetro múltiple.

La Figura 10 es una ilustración de otra realización de un transmisión de tracción de alta velocidad.

Las Figuras 11 y 12 son ilustraciones de una realización de una transmisión variable de tracción continua.

La Figura 13 es una vista de sección lateral de otra realización.

La Figura 14A es una vista esquemática de una realización de un dispositivo de recirculación de gases de súper turbocompresor.

La Figura 148 es una vista esquemática de otra realización de un dispositivo de recirculación de gases de súper turbocompresor.

La Figura 14C es una vista esquemática de otra realización de un dispositivo de recirculación de gases de súper turbocompresor.

La Figura 14D es un gráfico de elevación de la válvula, tasa de flujo y presión del cilindro en función de la posición del pistón para las realizaciones de las Figuras 14A-C.

La Figura 14E es un gráfico PV de la presión del cilindro en función del volumen del cilindro para las realizaciones de las Figuras 14A-C.

La Figura 15 es una ilustración gráfica de la mejora de BSFC simulada.

DESCRIPCiÓN DETALLADA DE LA INVENCiÓN

La Figura 1 es una ilustración esquemática de una realización de un súper turbocompresor 100 que usa un transmisión de tracción de alta velocidad 114 y una transmisión variable continua 116. Como se muestra en la Figura 1, el súper turbocompresor 100 está acoplado al motor 101 . El súper turbocompresor incluye una turbina 102 la cual está acoplada al motor 101 por un conducto de escape 104. La turbina 102 recibe los gases de escape calientes desde el conducto de escape 104 y genera energia mecánica rotacional anterior a evacuar los gases de escape en una salida de escape 112. Un filtro de particulas diesel catalizado (no se muestra) puede estar conectado entre el conducto de escape 104 y la turbina 102. Alternativamente, el filtro de particulas diesel catalizado (no se muestra) puede estar conectado a la salida de escape 112. La energia mecánica rotacional generada por la turbina 102 se transfiere al compresor 106 a través del eje de la turbina/compresor, de manera que el eje 414 de la Figura 4, para girar un ventilador del compresor dispuesto en el compresor 106, el cual comprime la admisión de aire 110 y transmite el aire comprimido a un conducto 108, que está acoplado a un colector de admisión (no se muestra) del motor 101. Como se revela en la solicitud de referencia anterior, los súper turbocompresores, a la diferencia de los turbocompresores, se acoplan a un tren de propulsión para transferir energía a y desde el tren de propulsión. El tren de propulsión, como se denomina aqui dentro, podria constar del motor 101, la transmisión de un vehiculo en la que se dispone el motor 101, el tren de propulsión de un vehiculo en el que se dispone el motor 101, u otras aplicaciones de la energia mecánica rotacional generada por el motor 101. En otras palabras, la energia mecánica rotacional puede estar acoplada o ser transferida desde el súper turbocompresor al motor a través de al menos un dispositivo mecánico intermedio como una transmisión o tren de propulsión de un vehículo, y viceversa. En la realización de las Figura 1, la energia mecánica rotacional del súper turbocompresor está acoplada directamente a un cigüeñal 122 del motor 101 a través de un eje 118, una polea 120 y una correa 124. Como también se ilustra en la Figura 1, un transmisión de tracción de alta velocidad 114 está acoplado mecánicamente a una transmisión variable continua

116.

En operación, el transmisión de tracción de alta velocidad 114, de la Figura 1, es un propulsor de relación fija, alta velocidad que está acoplado mecánicamente al eje de la turbina/compresor que usa una interfaz de tracción para transferir energía mecánica rotacional a y desde el eje de la turbina/compresor. El transmisión de tracción de alta velocidad 114 tiene una relación fija que puede diferir de acuerdo con el tamaño del motor 101 . Para motores pequeños, se requiere una gran relación fija del transmisión de tracción de alta velocidad 114.

Para motores más pequeños, el compresor y la turbina de un súper turbocompresor deben necesariamente ser más pequeños para mantener un tamaño pequeño del motor y para encajar los requerimientos de flujo del compresor y la turbina. Para que una turbina más pequeña y un compresor más pequeño funcionen apropiadamente, tienen que girar a unas rpm más altas. Por ejemplo, los motores más pequeños pueden requerir al compresor y a la turbina girar a 300.000 rpm. Para motores muy pequeños, como motores de medio litro, el súper turbocompresor puede necesitar girar a 900.000 rpm. Una de las razones por las que los motores más pequeños requieren compresores que operen a un nivel de rpm más alto es para evitar oscilaciones bruscas. Además, para operar de una manera eficiente, la velocidad punta del compresor debe de ser un poco menor que la velocidad del sonido. Dado que las puntas no son tan largas en compresores más pequeños, las puntas de un compresor más pequeño no se mueven tan rápido como las puntas en compresores mayores a las mismas rpm. Según disminuye el tamaño del compresor, la velocidad rotacional requerida para operar eficientemente aumenta exponencialmente. Dado que los engranajes están limitados a aproximadamente 100.000 rpm, no se pueden usar sistemas de engranajes estándar para alcanzar la palencia de despegue a velocidades más altas necesarias para un súper lurbocompresor de molor de coche. Por lo tanto, varias realizaciones usan un transmisión de tracción de alta velocidad 114 para añadir y recibir potencia a partir del eje del turbo.

La energia mecánica rotacional del transmisión de tracción de alta velocidad 114 por lo tanto se reduce a un nivel de rpm que es variable dependiendo en la velocidad rotacional de la turbinafcompresor, pero a un nivel de rpm que está

dentro del intervalo de operación de la transmisión variable continua (CVT) 116. Por ejemplo, el transmisión de tracción de alta velocidad 114 puede tener una salida que varia entre cero y 7.000 rpm mientras que la entrada desde el eje de la turbinafcompresor puede variar de cero a 300.000 rpm, o mayor. La transmisión variable continua 116 ajusta el nivel de rpm del transmisión de tracción de alta velocidad 114 al nivel de rpm del cigüeñal 122 y la polea 120 para aplicar energia mecánica rotacional al motor 101, o extraer energia mecánica rotacional del motor 101 al nivel apropiado de rpm. En otras palabras, la transmisión variable continua 116 comprende una interfaz para transferir energía mecánica rotacional entre el motor 101 y el transmisión de tracción de alta velocidad 114 al nivel adecuado de rpm que varía de acuerdo con la velocidad rotacional del motor y la velocidad rotacional de la turbina/compresor. La transmisión variable continua 116 puede comprender cualquier tipo deseado de transmisión variable continua que puede operar a las velocidades rotacionales requeridas y tener una relación para hacer coincidir la velocidad rotacional del cigüeñal 122 u otro mecanismo acoplado, directa o indirectamente, al motor 101. Por ejemplo, además de las realizaciones reveladas aqui, dos CVT de rodillos se pueden usar así como los propulsores de bolas de tracción y los CVT de de empuje de correa de acero.

Un ejemplo de una transmisión variable continua que es adecuada para usar como una transmisión variable continua 116, revelada en la Figura 1, es la transmisión variable continua revelada en las Figuras 11 y 12. Otros ejemplos de transmisiones variables continuas que se pueden usar como la transmisión variable continua 116 de la Figura 1 incluyen la Patente de U.S. N° de Serie 7.540.881 emitida el2 de junio de 2009, a Miller y otros. La patente de Miller es un ejemplo de una transmisión variable continua, transmisión de tracción que usa un rodamiento de bolas planetario. El transmisión de tracción de Miller está limitado a alrededor de 10.000 rpm de manera que la transmisión variable continua de Miller no es utilizable como un transmisión de tracción de alta velocidad, tal como el propulsor de transmisión de alta velocidad 114. No obstante, la patente de Miller revela una transmisión variable continua que usa un transmisión de tracción y es adecuada para usar como un ejemplo de una transmisión variable continua que podria ser usada como la transmisión variable continua 116 como se ilustra en las Figuras 1·3. Otro ejemplo de una transmisión variable continua se revela en la Patente de U.S. N° de Serie 7.055.507 emitida el 6 de junio de 2006, a William R. Kelley, Jr., y asignada a Borg Warner. Otro ejemplo de una transmisión variable continua se revela en la Patente de U.S. N° de Serie 5.033.269 emitida el 23 de julio de 1991 a Smith. Además, la Patente de

U.S. N° de Serie 7.491.149 también revela una transmisión variable continua que sería adecuada para usar como la transmisión variable continua 116. La Patente de U.S. N° 7.491.149 emitida el17 de febrero de 2009 a Greenwood y otros y asignada a Torotrak Limited revela un ejemplo de una transmisión variable continua que usa un transmisión de tracción que se puede usar como la transmisión variable continua 116. Todas estas patentes se incorporan especifica mente por referencia para todo aquello que revelan y enseñan. La Solicitud Europea N° 92830258.7, publicada el 9 de agosto de 1995, como la Publicación N° 051767581, también ilustra otra transmisión variable continua 3 que es adecuada para usar como el transmisión de tracción variable continua 116.

Se pueden usar varios tipos de propulsores de tracción de alta velocidad como el transmisión de tracción de alta velocidad 114. Por ejemplo, el transmisión de tracción planetario de alta velocidad 406 revelado en las Figuras 4·9 y el propulsor planetario de alta velocidad de la Figura 10 se pueden usar como propulsores de tracción de alta velocidad 114.

Ejemplos de propulsores de alta velocidad que usan engranajes se revelan en la Patente de U.S. N° 2.397.941 emitida el9 de abril de 1946 a Birgkigt y la Patente de U.S. N° 5.729.978 emitida el 24 de marzo de 1998 a Hiereth y otros. Ambas de estas patentes se incorporan específicamente aquí dentro por referencia para todo aquello que revelan y enseñan. Ambas de estas referencias usan engranajes estándar y no usan propulsores de tracción. Por lo tanto, incluso con sistemas de engranajes diseñados especialmente, altamente pulidos, los engranajes en estos sistemas están limitados a velocidades rotacionales de aproximadamente 100.000 rpm o menos. La Patente de U.S. N° 6.960.147 emitida elide noviembre de 2005 a Kolstrup y asignada a RoIounds Roadtracks Rotrex NS revela un piñón planetario que es capaz de producir relaciones de cambio de 13:1. El piñón planetario de Kolstrup es un ejemplo de un propulsor de alta velocidad que se podria usar en lugar de un transmisión de tracción de alta velocidad 114 de la Figura 1. La Patente de U.S. N° 6.960.147 también se incorpora especificamente aqui dentro por referencia para todo aquello que revela y enseña.

La Figura 2 es una vista transparente lateral esquemática del súper turbocompresor 100. Como se muestra en la Figura 2, la turbina 102 tiene un conducto de escape 104 que recibe los gases de escape que se aplican al ventilador de la turbina 130. El compresor 106 tiene un conducto de aire comprimido 108 que suministra aire comprimido al colector de admisión. La carcasa del compresor 128 encierra el ventilador del compresor 126 y se acopla al conducto de aire comprimido 108. Como se reveló anteriormente, el transmisión de tracción de alta velocidad 114 es un transmisión de tracción de relación fija que se acopla a una transmisión variable continua 116. La transmisión variable continua 116 propulsa el eje 118 y la polea 120.

La Figura 3A es una vista transparente lateral de la realización del súper turbocompresor 100 ilustrado en las Figuras 1 y 2. De nuevo, como se muestra en la Figura 3A, la turbina 102 incluye un ventilador de turbina 130, mientras que el compresor 106 incluye un ventilador de compresor 126. Un eje (no se muestra) que conecta el ventilador de la turbina 130 y el ventilador del compresor 126 está acoplado a un transmisión de tracción de alta velocidad 114. La energia mecánica rotacional se transfiere desde el transmisión de tracción de alta velocidad 114 a

un piñón de transferencia 132 que transfiere la energia mecánica rotacional a un piñón de CVT 134 y la transmisión variable continua (CVT) 116. La transmisión variable continua 116 está acoplada al eje 118 y la polea 120.

La Figura 38 es una vista de sección esquemática de otro ejemplo de un súper turbocompresor 300 que está acoplado a un motor 304. Como se muestra en la Figura 38, la turbina 302 y el compresor 306 están acoplados mecánicamente mediante el eje 320. El transmisión de tracción de alta velocidad 308 transfiere energia mecánica rotacional a, y recibe energía mecánica rotacional desde, el piñón de transferencia 322. Un ejemplo específico de un transmisión de tracción de alta velocidad 308 se ilustra en la Figura 38. El piñón de transferencia 322 transfiere la energia mecánica rotacional entre el transmisión de tracción 308 y la transmisión variable continua 310. Un ejemplo específico de una transmisión variable continua 310 también se ilustra en la Figura 38. El eje 312, la polea 314 y la correa 316 transfieren la energía mecánica rotacional entre el cigüeñal 318 y la transmisión variable continua 310.

La Figura 3C es una vista de sección esquemática lateral de las modificaciones a la realización del súper turbocompresor 100 ilustrado en las Figuras 1, 2 Y 3A. Como se muestra en la Figura 3C, la turbina 102 y el compresor 106 están acoplados juntos mediante un eje (no se muestra). El dispositivo de tracción de alta velocidad 114 está acoplado al eje. La energia mecánica rotacional se transfiere desde el dispositivo de tracción de alta velocidad 114 a un piñón de transferencia 132 que transfiere la energia mecánica rotacional al piñón de transmisión

134. El transmisión de tracción de alta velocidad 114, el piñón de transferencia 132 y el piñón de transmisión 134 todos pueden estar alojados en la misma carcasa. El piñón de transmisión 134 está conectado a una transmisión 140 que pueden comprender una caja de cambios manual, una CVT, un eje recto, una caja de cambios automática,

o una transmisión hidráulica. La transmisión 140 entonces se conecta a un eje 118 el cual está conectado a una polea 120. La polea 120 está acoplada al tren de propulsión. En una realización altemativa, la polea 120 está acoplada a un rotor/generador eléctrico 142.

La Figura 4 es una vista transparente esquemática de otra realización del súper turbocompresor 400 que utiliza un transm isión de tracción de alta velocidad 416 que está acoplado a una transmisión variable continua 408. Como se muestra en la Figura 4, la turbina 404 está acoplada mecánicamente al compresor 402 con un eje de compresor/turbina 414. La energía mecánica rotacional se transfiere entre el eje del compresorlturbina 414 y el transm isión de tracción de diámetro múltiple 416 de la manera revelada en más detalle más adelante. El piñón de transferencia 418 transfiere energia mecánica rotacional entre el transmisión de tracción de diámetro múltiple 416 y el piñón de la CVT 420 de la transmisión variable continua 408. El eje 410 y la polea 412 están acoplados a la transmisión variable continua 408 y transfieren la potencia entre la transmisión variable continua 408 y un tren de propulsión.

La Figura 5 es una vista esquemática de sección lateral del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416 que está acoplado al piñón de transferencia 418, el cual a su vez está acoplado al piñón de la CVT 420. El eje del compresor/turbina 414 tiene una superficie pulida, endurecida en una parte central, como se revela en más detalle más adelante, que funciona como un propulsor solar en el transmisión de tracción de diámetro múltiple 416.

La Figura 6 es una vista de despiece 600 de la realización del súper turbocompresor 400 ilustrado en la Figura 4. Como se muestra en la Figura 6, la carcasa de la turbina 602 aloja un ventilador de turbina 604. La placa de cubierta del lado caliente 606 se monta adyacente al ventilador de la turbina 604 y el soporte de la carcasa principal 608. Una junta tórica 610 sella el escape en la placa de cubierta del lado caliente 606. El rodamiento de rodillos en anillo 612 se monta en el rodillo circular 614. El eje del compresor/turbina 414 se extiende a través del soporte de la carcasa principal 608. La placa de cubierta del lado caliente 606 conecta con el ventilador de la turbina 604. El rodamiento de bolas soporte de planetarios 618 se monta en el soporte de planetarios 620. Los rodamientos de anillo de diámetro múltiple 622 se conectan giratoriamente al soporte de planetarios 620. Los tubos de alimentación de aceite 624 se usan para suministrar fluido de tracción a la superficie de tracción. El soporte de planetarios 626 está montado al soporte de planetarios 620 y usa un rodamiento de bolas de soporte de planetarios 628. El anillo fijo 630 entonces se monta fuera del soporte de planeta rios 626. La jaula 632 se monta entre el anillo fijo 630 y la placa de cubierta del lado fria 636. El ventilador del compresor 638 está acoplado al eje del compresorlturbina 414. La carcasa del compresor 640 encierra el ventilador del compresor 638. El soporte de la carcasa principal 608 también soporta la transmisión variable continua yel piñón de transferencia 418. Se usan diversos rodamientos 646 para montar el piñón de transferencia 418 y el soporte de la carcasa principal 608. La transmisión variable continua incluye una cubierta de CVT 642 y una placa de rodamientos de la CVT 644. El piñón de la CVT 420 está montado dentro del soporte de la carcasa principal 608 con los rodamientos 650. La placa de rodamientos de la CVT 652 está montada en el lado opuesto del piñón de la CVT 420 de la placa de rodamientos de la CVT 644. La cubierta de la CVT 654 cubre las diversas partes del dispositivo CVT. El eje 410 está acoplado a la transmisión variable continua. La polea 412 está montada en el eje 410 y transfiere la energia mecánica rotacional entre el eje 410 y un tren de propulsión.

La Figura 7 es una vista en perspectiva de los componentes clave aislados del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416, asi como el ventilador de la turbina 604 y el ventilador del compresor 638. Como se muestra en la Figura 7, el eje del compresorlturbina 414 está conectado al ventilador de la turbina 604 y al ventilador del compresor 638, y pasa a través del centro del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416. El transmisión de tracción de diámetro múltiple 416 incluye rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666 (Figura 9), 668. Estos

rodillos planetarios de diámetro múltiple se acoplan giratoriamente a un soporte de planetarios 626 (Figura 9). Las bolas 656, 658, 660, 662 descansan en una superficie inclinada para rampas de bolas en el anillo fijo 630. El rodillo circular 614 está propulsado por un diámetro interior de los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668, como se revela en más detalle más adelante.

La Figura 8 es una vista de sección lateral del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416. Como se muestra en la Figura 8, el eje del compresorfturbina 414 está endurecido y pulido para formar una superficie de tracción que se usa como un rodillo solar 674 que tiene una interfaz de tracción 676 con el rodillo planeta rio de diámetro múltiple

664. El rodillo planeta rio de diámetro múltiple 664 gira junto al eje del rodillo planetario de diámetro múltiple 672. El rodillo planetario de diámetro múltiple 664 hace contactar el anillo fijo 630 con la interfaz 690 del rodillo planetario 664 Y el anillo fijo 630. El rodillo planetario de diámetro múltiple 664 hace contactar el rodillo en anillo 614 con la interfaz 691, que es un una distancia radial diferente del eje de rodillo planetario de diámetro múltiple 672, de la interfaz 691. La Figura 8 también ilustra el soporte de planeta rios 626 y la rampa de bolas 630 que se cruza con la bola 656, y la rampa de bolas 631 que se cruza con la bola 660. Las bolas 656, 658, 660, 662 están acuñadas entre medias de una carcasa (no se muestra) y la rampa de bolas, tal como la rampa de bolas 630, en el anillo fijo 664. Cuando se aplica el par al rodillo circular 614, este provoca al anillo fijo 664 moverse ligeramente en la dirección del giro del rodillo circular 614. Esto provoca a las bolas mover las diversas rampas de bolas, tales como las rampas de bolas 630, 631, las cuales a su vez provocan al anillo fijo 630 presionar contra los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668. Dado que la interfaz 691 del rodillo planeta rio 664 y el anillo fijo 630 está inclinada, y la interfaz del rodillo planetario 664 y el rodillo circular 690 está inclinada, se genera una fuerza hacia dentro en el rodillo planeta rio de diámetro múltiple 664, la cual genera una fuerza en la interfaz de tracción 676 para incrementar la tracción en la interfaz de tracción 676 entre el rodillo planetario de diámetro múltiple 664 y el rodillo solar 674. Además, se Cfea una fuerza en la interfaz 691 del rodillo planetario de diámetro múltiple 664 y el rodillo circular 614, la cual aumenta la tracción en la interfaz 691. Como también se muestra en la Figura 8, el ventilador del compresor 630 y el ventilador de la turbina 604 están acoplados ambos al eje del compresorfturbina 414. El rodillo circular 614 está acoplado al piñón de transferencia 418, como también se muestra en la Figura 8.

La Figura 9 es una vista de sección lateral del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416. Como se muestra en la Figura 9, el rodillo solar 674 gira en una dirección en sentido hora rio, como se muestra por la dirección rotacional 686. Los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 tienen superficies de rodillo de diámetro exterior, tal como la superficie de rodillo de diámetro exterior 688 del rodillo planetario de diámetro múltiple 664. Estas superficies de rodillos de diámetro exterior contactan el rodillo solar 674 lo cual provoca a los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 girar en una dirección en sentido anti hora rio, tal como la dirección rotacional 684 de rodillo planetario de diámetro múltiple 666. Los rodillos planeta rios de diámetro múltiple 664, 666, 668 también tienen una superfiCie de rodillo de diámetro interior, tal como la superficie de rodillo de diámetro de rodillo interior 680 del rodillo planetario de diámetro múltiple 664. La superfiCie de rodillo de diámetro interior de cada rodillo planeta rio de diámetro múltiple hace contactar la superficie del rodillo 687 del rodillo circular 614. Por lo tanto, la interfaz 678 del rodillo planetario 664 con la superficie del rodillo 687 del rodillo circular 614 constituye una interfaz de tracción que transfiere la energía mecánica rotacional cuando se aplica un fluido de tracción. La interfaz entre cada uno de los rodillos planeta rios de diámetro múltiple 664, 666, 668 Y el rodillo solar 674 también constituyen una interfaz de tracción que transfiere la energra mecánica rotacional tras la aplicación de un fluido de tracción.

Como se indicó anterionnente con respecto a las Figuras 8 y 9, el anillo fijo 630 genera una fuerza, que empuja los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 hacia el rodillo solar 674 para generar tracción. Cada uno de los rod illos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 se agrega giratoriamente al soporte de planetarios 626 con los ejes de rodillos planeta rios, tal como el eje de rodillo planeta rio de diámetro múltiple 672 del rodillo planetario de diámetro múltiple 664. Estos ejes tiene una ligera cantidad de juego de manera que los rodillos planeta rios de diámetro múltiple 664, 666, 668 puedan moverse ligeramente y crear una fuerza entre el rodillo solar 674 y la superficie de rodillo de diámetro exterior de los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668, tal como el diámetro exterior de la superfiCie de rodillo 688 del rodillo planeta rio 664. El movimiento del rodillo planetario de diámetro múltiple 664 hacia el rodillo solar 674 también aumenta la tracción en la interfaz de los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 Y el rodillo circular 614, dado que la interfaz entre los rodillos planeta rios de diámetro múltiple 664, 666, 668 Y el rodillo circular 614, tal como la interiaz 678, está inclinada. El contacto con los rodillos planetarios de diámetro múltiple 664, 666, 668 con la superficie de rodillo 687 del rodillo circular 614 provoca al soporte de planetarios 626 girar en una dirección en sentido horario, tal como la dirección rotacional 682, ilustrada en la Figura 9. Como resultado, el rodillo circular 614 gira en una dirección en sentido anti horario, tal como la dirección rotacional 687, Y propulsa el piMn de transferencia 418 en una dirección en sentido horario.

La Figura 10 es una vista de sección transversal esquemática de otra realización de un transmisión de tracción de alta velocidad 1000. Como se muestra en la Figura 10, un eje 1002, que es un eje, que conecta una turbina y un compresor en el súper turbocompresor, puede actuar como un rodillo solar en el transmisión de tracción de alta velocidad 1000. El rodillo planeta rio 1004 contacta el eje 1002 en la interfaz de tracción 1036. El rodillo planetario 1004 gira en un eje 1006 usando los rodamientos 1008, 1010, 1012, 1014. Como también se muestra en la Figura 10, el piMn 1016 está dispuesto y conectado a la superficie exterior del soporte 1018. El portador 1018 está acoplado a una carcasa (no se muestra) a través de los rodamientos 1032, 1034, que permiten al soporte 1018 y el

piñón 1016 girar. Los anillos fijos 1020, 1022 incluyen rampas de bolas 1028, 1030, respectivamente. Las rampas de bolas 1028, 1030 son similares a las rampas de bolas 630 ilustradas en las Figuras 7 y 8. Según se mueve el piñón 1016, las bolas 1024, 1026 se mueven en las rampas de bolas 1028, 1030, respectivamente, y fuerzan a los anillos fijos 1020, 1022 interiormente uno hacia el otro. Se crea una fuerza entre los anillos fijos 1020, 1022 Y la superficie del rodillo planeta rio 1004 en las superficies de tracción 1038, 1040 según las bolas 1024, 1026 fuerzan a las rampas fijas 1020, 1022 interiormente una hacia la otra. La fuerza creada por los anillos fijos 1020, 1022 también fuerza el rodillo planetario 1004 hacia abajo, como se ilustra en la Figura 10, de manera que se crea una fuerza entre el eje 1002 y el rodillo planeta rio 1004 en la interfaz de tracción 1036. Como resultado, se logra mayor tracción en una interfaz de tracción 1036 y las superficies de tracción 1038, 1040. El fluido de tracción se aplica a estas superficies, las cuales llegan a ser viscosas y aumenta la fricción en las interfaces de tracción, según se calienta el fluido de tracción como resultado de la fricción creada en las interfaces de tracción 1036, 1038, 1040.

El transmisión de tracción de alta velocidad 1000, ilustrado en la Figura 10, es capaz de girar a altas velocidades por encima de 100.000 rpm, lo cual es inalcanzable por sistemas de engranajes. Por ejemplo, el transmisión de tracción de alta velocidad 1000 puede ser capaz de girar a velocidades mayores de 300.000 rpm. No obstante, el transmisión de tracción de alta velocidad 1000 está limitado a una relación de cambio de aproximadamente 10:1 debido a las limitaciones fisicas de tamaño. El transmisión de tracción de alta velocidad 1000 puede utilizar tres rodillos planetarios, tal como el rodillo planetario 1006 que están dispuestos radialmente alrededor del eje 1002. Como se ilustra en la Figura 9, el tamaño de los rodillos planeta rios está limitado con respecto al rodillo solar. Si el diámetro de los rodillos planetarios en la Figura 9 aumenta, los rodillos planetarios se apoyarán uno en el otro. Por lo tanto, se pueden alcanzar relaciones de cambio de solamente 10:1 con un transmisión de tracción planetario, tal como se ilustra en la Figura 10, mientras que los propulsores planetarios de diámetro múltiple que están conectados a un soporte de planetarios, tal como se ilustra en las Figuras 7-9, pueden tener relaciones de tanto como 47:1 o mayores. Por consiguiente, si se requiere un compresor para un motor más pequeño que debe girar a 300.000 rpm para ser eficiente, un transmisión de tracción de relación 47:1, tal como se ilustra en las Figuras 7-9, puede reducir la velocidad rotacional máxima de 300.000 rpm a aproximadamente 6.400 rpm. Las transmisiones de cambio o variables de tracción continua estándares entonces se pueden usar para transferir la energia mecánica rotacional entre el transmisión de tracción de alta velocidad y el tren de propulsión del motor.

Como se reveló anteriormente, el transmisión de tracción de alta velocidad 1000, ilustrado en la Figura 10, puede tener una relación tan grande como 10:1. Suponiendo que una velocidad rotacional del eje 1002 es de 300.000 rpm para un súper turbocompresor para un motor pequeño, la velocidad rotacional de 300.000 rpm del eje se puede reducir a 30.000 rpm en el piñón 1016. Se pueden usar diversos tipos de transmisiones variables continuas 116 que funcionan hasta 30.000 rpm usando técnicas de cambio estándares. Las transmisiones variables continuas de transmisión de tracción, tales como la transmisión variable continua con transmisión de tracción ilustrada en las Figuras 11 y 12, también se pueden usar como la transmisión variable continua 116, ilustrada en la Figura 1. Además, relaciones de hasta 100:1 pueden ser alcanzables con el transmisión de tracción de diámetro múltiple 416, ilustrado en las Figuras 4-9. Por consiguiente, motores pequeños de 0,5 litros, los cuales requieren un compresor que opera a 900.000 rpm, se pueden reducir a 9.000 rpm, que es una velocidad rotacional que se puede utilizar más fácilmente por varias transmisiones variables continuas 116 para acoplar la energia mecánica rotacional entre un tren de propulsión y un eje de turbinafcompresor.

Las Figuras 11 y 12 ilustran un ejemplo de una transmisión variable continua con transmisión de tracción que se puede usar como la transmisión variable continua 116 de la Figura 1. La transmisión variable continua con transmisión de tracción ilustrada en las Figuras 11 y 12 opera mediante la traslación de los canales 1116, 1118 en la dirección lateral en las superficies del canal que tienen un radio de curvatura que provoca moverse las ubicaciones de contacto de los rodamientos de bolas, lo cual, a su vez, provoca a las bolas girar con un ángulo rotacional diferente al canal de propulsión 1122 a diferentes velocidades. En otras palabras, la posición de contacto de cada uno de los rodamientos en las superficies del canal se cambian como resultado de la traslación lateral de los canales 1116, 1118, que altera la velocidad a la que los rodamientos están girando en la posición de contacto, como se explica en más detalle más adelante.

Como se muestra en la Figura 11, el eje de entrada 1102 está acoplado al piñón de transferencia 132 (Figura 3A). Por ejemplo, las estrias 1104 se pueden estriar al piñón de la CVT 134, ilustrado en la Figura 3A. Por lo tanto, el piñón de entrada estriado 1104 del eje de entrada 1102 se puede acoplar al súper turbocompresor a través de un transmisión de tracción de alta velocidad 114, como se ilustra en la Figura 3A. De esta manera, el par de entrada del tren de propulsión se usa para propulsar el piñón de entrada estriado 1104 del eje de entrada 1102. El par de entrada en el piñón de entrada estriado 1104 imparte un giro en la dirección rotacional 1112 tanto en el eje de entrada 1102 como en su estructura asociada que incluye el canal de entrada 1114. El canal de entrada 1116 también se gira alrededor del eje rotacional 1106 en respuesta al par impartido por la estria 1166 del eje de entrada 1102 al canal de entrada 1116. El giro del eje de entrada 1102, el canal de entrada 1114 y el canal de entrada 1116 imparten un giro en la pluralidad de rodamientos de bolas 1132 dado que el canal estacionario 1120 impide el giro de los rodamientos de bolas en el punto de contacto con el canal estacionario 1120. El canal de entrada 1114 y el canal de entrada 1116 giran a la misma velocidad angular dado que están acoplados juntos a través de la estria 1166. El canal de entrada 1114 y el canal de entrada 1116 provocan a los rodamientos de bolas 1132 girar en una

orientación considerablemente vertical dado que los rodamientos de bolas 1132 contactan el canal estacionario 1120. El contacto de los rodamientos de bolas 1132 contra el canal estacionario 1120 también provoca a los rodamientos de bolas 1132 preceder alrededor del perímetro de los canales 1114, 1116, 1118, 1120. En la realización ilustrada en la Figura 11, puede haber tantos como 20 rodamientos de bolas 1132 que giran en las superficies de los canales 1114, 1116, 1118, 1120. El giro de los rodamientos de bolas 1132 como resultado de ser propulsados por el canal de entrada 1114 y el canal de entrada 1116 crea un contacto tangencial de los rodamientos de bolas 1132 en el canal de salida 1118. Dependiendo de la posición de contacto de los rodamientos de bolas 1132 en el canal de salida 1118, se puede variar la relación de la velocidad rotacional de los canales de entrada 1114, 1116 con respecto al canal de salida 1118. El canal de salida 1118 está acoplado al piñón de salida 1122. El piñón de salida 1122 engancha el piñón de salida 1124, el cual a su vez está conectado con el eje de salida 1126.

La manera en la que la transmisión variable continua con transmisión de tracción 1100, ilustrado en la Figura 11, desplaza la relación entre el eje de entrada 1102 Y el eje de salida 1126 se consuma cambiando la posición relativa del punto de contacto entre los cuatros canales 1114, 1116, 1118, 1120 que están en contacto con los rodamientos de bolas 1132. La manera en la que las superficies de contacto de los canales 1114, 1116, 1118, 1120 con los rodamientos de bolas 1132 se cambia es mediante el desplazamiento de la posición de la mordaza de traslación 1152. La mordaza de traslación 1152 se mueve horizontalmente, como se ilustra en la Figura 11 , en respuesta al accionador eléctrico 1162. El accionador eléctrico 1162 tiene un eje que engancha el desplazador telescópico 1158 y gira el desplazador telescópico 1158. El desplazador telescópico 1158 tiene diferentes tipos de rosca en una parte interior y una parte exterior. Una diferencia en el paso de rosca de los diferentes tipos de rosca provoca a la mordaza de traslación 1152 trasladarse horizontalmente en respuesta a la rotación del eje del accionador eléctrico 1162, el cual imparte giro en el desplazador telescópico 1158. La traslación lateral de la mordaza de traslación 1152, la cual está en contacto con la mordaza de rodamiento 1164, provoca la transición lateral del canal de entrada 1116 y el canal de salida 1118. La traslación lateral del canal de entrada 1116 y el canal de salida 1118 puede variar, en la realización ilustrada en la Figura 11 , en aproximadamente un décimo de pulgada. La traslación del canal de entrada 1116 Y el canal de salida 1118 cambia el ángulo de contacto entre los rodamientos de bolas 1132 y el canal de salida 1118, que cambia la relación, o velocidad a la que los rodamientos de bolas 1132 se mueven en los canales debido a un cambio en el ángulo de contacto entre el canal estacionario 1120 y el canal de entrada 1114 y el canal de entrada 1116. La combinación del cambio en el ángulo entre los canales permite a la velocidad de contacto, o el punto de contacto entre los portadores de bolas 1132 y el canal de salida 1118, variar lo cual provoca una variación de velocidad de entre el O por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada 1102 hasta el 30 por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada 1102. La variación de velocidad en el canal de salida 1118 del O por ciento al 30 por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada 1102 proporciona una amplia gama de velocidades rotacionales ajustables que se pueden lograr en el eje de salida 1126.

Para asegurar la sujeción apropiada de los rodamientos de bolas 1132 entre los canales 1114, 1116, 1118, 1120 se proporcionan los muelles 1154, 1156. El muelle 1154 genera una fuerza de sujeción entre el canal de entrada 1114 y el canal estacionario 1120. El muelle 1156 genera una fuerza de sujeción entre el canal de entrada 1116 y el canal de salida 1118. Estas fuerzas de sujeción contra los rodamientos de bolas 1132 se mantienen sobre toda la distancia de traslación de la mordaza de traslación 1152. El desplazador telescópico 1158 tiene roscas en una superficie interior que conecta con las roscas en el dispositivo roscado fijo 1160. El dispositivo roscado fijo 1160 está fijo a la carcasa 1172 y proporciona una posición fija en relación con la carcasa 1172 de manera que la mordaza de traslación 1152 es capaz de trasladarse en una dirección horizontal como resultado de las roscas diferenciales en los dos lados del desplazador telescópico 1158.

Como también se ilustra en la Figura 11, los componentes rotacionales de la transmisión variable continua del transmisión de tracción 1100 todos giran en la misma dirección, es decir la dirección rotacional 1112 y el giro de salida 1128 del piñón de salida 1122. La tuerca de sujeción 1168 sostiene el muelle 1156 en el lugar y precarga el muelle 1156 para crear la presión diagonal adecuada entre el canal estacionario 1120 y el canal de entrada 1114. Cuando la mordaza de traslación 1152 se traslada horiz.ontalmente, como se ilustra en la Figura 11 , hay una ligera traslación del eje de entrada 1102 en base a los ángulos de los canales 1114-1120 que contactan los rodamientos de bolas 1132. El piñón de entrada estriado 1104 permite el movimiento de traslación en las direcciones 1108, 1110 en base a los puntos en los que los rodamientos de bolas 1132 contactan los canales 1114-1120 y el ángulo de contacto particular de los canales con respecto a los rodamientos de bolas 1132. La carcasa 1170 se atomilla ajustadamente a la carcasa 1172 para contener el muelle 1154, lo cual crea la cantidad adecuada de fuerza de sujeción entre el canal de entrada 1114 y el canal estacionario 1120. Los rodamientos de bolas 1132, como se ilustra en la Figura 11, tienen una progresión rotacional 1131 en los cuatro canales 1114,1116,1118, 1120. La dirección rotacional 1112 del eje 1102 provoca al piñón 1122 girar en una dirección rotacional 1128, como se ilustra en la Figura 11 .

La Figura 12 es una vista de primer plano de los canales 1114-1120 y la bola 1132, que ilustra la operación de la transm isión variable continua del transmisión de tracción 1100. Como se muestra en la Figura 12, el canal 1114 contacta enérgicamente la bola 1132 en la posición de contacto 1134. El canal 1116 contacta enérgicamente la bola 1132 en la posición de contacto 1136. El canal 1118 contacta enérgicamente la bola 1132 en la posición de contacto 1138. El canal 1120 contacta enérgicamente la bola 1132 en la posición de contacto 1140. Cada una de las

posiciones de contacto 1134, 1136, 1138, 1140 está situada en un gran circulo común en la superficie de la bola 1132. El gran círculo está situado en un plano que contiene el centro de la bola 1132 y el eje 1106 del eje 1102. La bola 1132 gira alrededor de un eje rotacional 1142 que pasa a través del centro de la bola 1132 y disecciona el gran círculo que contiene las posiciones de contacto 1134, 1136, 1138, 1140. El eje rotacional 1142 de la bola 1132 está inclinado en un ángulo 1146 con el eje vertical 1144. El ángulo de inclinación 1146 es el mismo para cada una de las bolas dispuestas en los canales alrededor de la circunferencia del transmisión de tracción 1100. El ángulo de inclinación 1146 establece una relación matemática entre una relación de distancia y una relación de velocidad circunferencial. La relación de distancia es la relación entre la primera distancia 1148, la cual es la distancia ortogonal desde el eje rotacional 1142 a la posición de contacto 1134, y una segunda distancia 1150, la cual es la distancia ortogonal desde el eje rotacional 1142 a la posición de contacto 1136. Esta relación de distancia es igual a la relación de velocidad circunferencia l. La relación de velocidad circunferencial es la relación entre la primera velocidad circunferencial y la segunda velocidad circunferencial, en que la primera velocidad circunferencial es la diferencia entre la velocidad circunferencial de la bola 1132 en el canal 1114 y una velocidad circunferencial orbital común de la bola 1132 y las otras bolas en los canales, mientras que la segunda velocidad circunferencial es la diferencia entre la velocidad circunferencial de la bola 1132 en el canal 1116 y la velocidad circunferencial orbital común de la bola 1132, asi como las otras bolas dispuestas en los canales. El radio de curvatura de cada uno de los canales 1114-1120 es mayor que el radio de curvatura de la bola 1132. Además, el radio de curvatura de cada uno de los canales 1114-1120 no necesita ser un radio constante de curvatura, sino que puede variar. Además, el radio de curvatura de cada uno de los cuatro canales no tiene que ser igual.

Cuando los canales 1116, 1118 se trasladan simultáneamente en una dirección lateral, tal como la dirección de traslación lateral 1108, la relación de velocidad de la rotación del eje 1102 y la dirección rotacional 1112 cambian con respecto a la rotación del piñón 1122 y la dirección rotacional 1128. La traslación de los canales 1116, 1118 en la dirección de traslación lateral 1108 provoca que la primera distancia 1148 sea mayor y la segunda distancia 1150 sea más pequeña. Por lo tanto, la relación de distancias, asi como la relación de velocidad circunferencial, cambia, lo cual cambia la velocidad rotacional del piñón 1122 con respecto al eje 1102.

Como se indicó anteriormente, la salida de la transmisión variable continua está en contacto de engranajes con el mecanismo de reducción de velocidad del transmisión de tracción que conecta al eje del compresor de la turbina. Como se indicó anterionnente, hayal menos dos o tres diferentes tipos de sistemas de reducción de velocidad de transmisión de tracción que se pueden usar. El tipo típico es un transmisión de tracción de tipo planetario para reducción de alta velocidad, el cual se revela en las Figuras 6-9, y la Figura 10. Si se desea una velocidad grande diferencial entre el eje de la turbina y el rodillo planetario, la realización de la Figura 10 puede utilizar solamente dos rodillos en lugar de tres, para obtener el cambio de relación de cambio que se desee.

Con tres rodillos, existe un limite de alrededor de una reducción 10:1 en velocidad y puede haber una necesidad de más de una transmisión 20:1 para obtener la operación de alta velocidad de 250.000 rpm por debajo de las 25.000 rpm para la cual requerirla una transmisión 10:1. Por lo tanto, se puede usar un transmisión de tracción de dos planetarios de rodillos en lugar de un sistema de propulsor de tres planetarios, en la Figura 10, para lograr la reducción de velocidad requerida de los sistemas más pequeños de la más alta velocidad. Dos rodillos también proporcionan menor inercia, ya que cada rodillo añade alguna cantidad de inercia al sistema. Para la inercia más baja, deberían ser suficientes dos rodillos. La anchura del rodillo de tracción es ligeramente más amplia que una realización de tres rodillos.

Los rodillos planeta rios de diámetro múltiple que ruedan frente al eje están hechos de un material elástico, por ejemplo, o bien un acero elástico o bien otro material, que pennite alguna defonnación del rodillo dentro del tambor exterior. La aplicación de un rodillo cargado elástico puede proporcionar la presión necesaria en el eje, pero no restringe la capacidad del eje para encontrar su centro de rotación ideal.

Cuando un turbocompresor opera en velocidades extremadamente altas, tiene restricciones de equilibrio que provocan al eje la necesidad de encontrar su propio centro de rotación. El equilibrio se compensará mediante el movimiento del eje central. Este movimiento se puede compensar mediante rodillos cargados elásticamente. Los rodillos cargados elásticamente también se puede hacer de peso extremadamente ligero haciéndolos fuera de una banda delgada de acero que los permite operar contra el eje con inercia muy baja. El espesor de la banda debe ser bastante grueso para poner suficiente presión en las superficies de tracción para proporcionar la fuerza nonnal necesaria para la tracción. Un prolongador de leva se puede disponer dentro del rodillo que situará cada rodillo y mantendrá esa posición dentro del sistema. Los rodillos necesitan operar en un alineamiento muy recto entre el tambor exterior y el eje de la turbinafcompresor, pero la clave para la baja inercia es el peso ligero. Se pueden utilizar uno o dos prolongadores de leva para mantener la banda de acero en situación, de manera que la banda de acero permanece en alineamiento en el sistema.

El rodillo circular 614 está conectado a un piñón en la superficie exterior de manera que el rodillo circular puede transm itir la potencia en o fuera de! transmisión de tracción de diámetro múltiple 416. El rodillo circular 614 se puede hacer de numerosas maneras. El rodillo circular 614 puede ser simplemente una pieza sólida de acero u otro material adecuado que es capaz de transmitir el par en y fuera del transmisión de tracción de diámetro múltiple 416.

El rodillo circular 614 se puede hacer de numerosos materiales que penniten que el rodillo circular 614 sea de peso ligero, pero el rodillo circular 614 tiene que ser de un material que se puede usar como una superficie de transmisión de tracción en la superficie del rodillo 687. Una superficie de rodillo adecuado 687 permite a los rodillos planetarios 664, 666, 668 transmitir el par a través de tracción.

Además, el eje de la turbina/compresor 414 necesita que sea mantenido en un alineamiento muy preciso. El alineamiento del eje de la turbina/compresor 414, dentro de la carcasa, pennite que los espacios a ser mantenidos entre las puntas de las palas del compresor y la carcasa del compresor. Un espacio más ajustado aumenta la eficiencia del compresor. Una posición más precisa disminuye la posibilidad de tocarse entre el ventilador del compresor de la turbina 638 y la carcasa del compresor 640 . Un método para controlar la carga de avance que viene de comprimir el gas contra el rotor del compresor es necesario para asegurar que hay un minimo de espacio. Esto se puede hacer utilizándose un rodamiento de avance (no se muestra) que se alimenta de aceite o un rodamiento de avance que es un rodamiento de bolas o un tipo de rodamiento de rodamiento de rodillo.

Tipicamente, en un turbocompresor, los rodamientos son, por razones de fiabilidad , rodamientos de manguitos que tienen un espacio de aceite tanto en el interior como en el exterior para permitir que el eje de la turbina se centre a si misma en su giro armónico. Los requerimientos de equilibrio para un turbocompresor fabricado de alto volumen se reducen usando un rodamiento de doble espacio. Estos tipos de rodamientos se han usado debido a que el requerimiento de espacios más ajustados y alineamiento más preciso del eje del turbocompresor. Un rodamiento de bolas se usa para mantener tanto el compresor como la turbina y para mantener mejor alineamiento con la carcasa desde la perspectiva de movimiento de lado a lado. Esto se puede lograr con uno o dos rodamientos de bolas. El alineamiento de los rodamientos dentro de un área exterior que está presurizada con aceite permite a los rodamientos flotar y permite al rodamiento encontrar un centro. Esto afecta al espacio entre los bordes de fuera de la carcasa, la turbina y el compresor, pero pennite que el espacio de avance permanezca pequeño. Los rodamientos del eje del turbo proporcionan un tercer punto de restricción para mantener el alineamiento de los rodillos. Los prolongadores de leva en el medio de los rodillos pueden mantener los rodillos a 120 grados uno del otro. Dos prolongadores de leva pequeños se pueden usar para cada rodillo para eliminar el retroceso cuando la potencia cambia da dirección.

También, se puede usar una turbina mayor. El rotor de la turbina se puede hacer mayor de lo normal en diámetro. Es posible hacer el diámetro exterior de la turbina incluso mayor que el rotor del compresor, sin alcanzar la velocidad critica en que las puntas se acercan a la velocidad del sonido, porque la densidad del escape es menor que el aire de entrada y por lo tanto la velocidad del sonido es mayor. Esto permite al escape generar más par en el eje de la turbina/compresor sin mayor contrapresión. Tener mayor par provoca a la turbina recuperar más energia de la que se requiere para comprimir el aire de admisión. Esto produce más energia de la que se puede recuperar y transmitir al motor. Más energia del mismo flujo de gases de escape que no se necesita para la compresión se transfiere al cigüeñal y crea un menor consumo de combustible.

Además, la eficiencia de la turbina se puede mejorar utilizando distribuidores que controlan el ángulo de incidencia el cual impactan los gases de escape al rotor de turbina. Esto hace mayor el pico de eficiencia, pero estrecha la gama de velocidad sobre el cual se logra la eficiencia. Una gama de velocidad estrecha es mala para un turbooompresor normal, y no es un problema para un súper turbocompresor cuando el regulador puede proporcionar el control de velocidad necesario.

La contra presión mayor a través de la turbina comparada con la presión a través del compresor también puede crear un súper turbocompresor desequilibrado. Para un turbocompresor nonnal, esta diferencia de presión es al revés. Tener mayor contrapresión provoca a la turbina recuperar más energia que se requiere para comprimir el aire de admisión. Esto produce más energia que se puede recuperar y transmitir al motor. La contrapresión mayor se necesita para los budes de EGR de alta presión en motores de diese!. La contra presión alta normalmente requiere una válvula o una restricción, de manera que la contra presión alta es normalmente energía perdida debido a que un turbocompresor normal no se puede desequilibrar sin exceso de velocidad. Aumentar la oontrapresión es malo para los motores de gasolina y gas natural, porque aumenta la cantidad de gas de escape que se queda atrapado en el cilindro, la que hace que el motor tenga problemas de detonación más probablemente.

De acuerdo con otra realización, un segundo rotor de turbina se puede situar en el eje de la turbina/compresor para aumentar la energia recuperada por la turbina y aumenta la eficiencia del combustible del sistema del motor. También, un segundo rotor de compresor se puede situar en el mismo eje para aumentar la potencial presión de sobrealimentación del súper turbocompresor y permite el intercambio de calor entre las etapas. Esto hace más fria la temperatura de admisión para una sobrealimentación dada y por lo tanto baja el NOx.

Además, el enfriamiento de las palas de la turbina se puede proporcionar a través de las puntas de ala para reducir las temperaturas en aplicaciones de alta temperatura. Esto se puede hacer con puntas de ala huecas en el borde exterior de la turbina. Este diseño de puntas especial aumenta la eficiencia de la turbina y proporciona un recorrido para enfriar el aire para atravesar las palas. El enfriamiento de las alas de la turbina también se puede proporcionar mediante aire comprimido del lado del compresor alimentado a través de la carcasa al lado trasero del rotor de la

turbina. Además, se puede usar una tuberia de calor para enfriar el rotor y las palas de la turbina.

Además, un dispositivo de suavización torsional puede utilizarse en el recorrido de potencia. La energia del cigüeñal

o la energia mecánica rotacional del tren de propulsión se puede llevar a través del eje flexible o un dispositivo de suavización de impulso (o bien cargado por muelle o bien flexionando) de tal manera que los impulsos de par del motor o del tren de propulsión se eliminan sin pérdida de esa energia, antes de introducir la carcasa. Al no impactar la transmisión con altos picos de par en el transmisión de tracción, se reduce el requerimiento de par pico. Eliminando estos picos de par, los propulsores de tracción son más fiables, porque los requisitos de tracción están limitados por el par máximo en el sistema. Minimizando estos picos de par en los propulsores de tracción, se puede minimizar el tamaño y las áreas de contacto de la superficie de los propulsores de tracción. Las áreas de contacto de superficie minima maximizan la eficiencia del sistema, y pueden todavia lograr el par requerido para transmitir la potencia continua.

Altemativamente, y de acuerdo con otra realización, se puede utilizar un diseño de transmisión de tracción de velocidad variable con bombas hidráulicas de desplazamientos fijas en lugar del eje, correa o propulsor de engranajes. Esto hace que el sistema sea más fácil de empaquetar, lo cual podría ser especialmente útil en motores muy grandes que tengan múltiples turbocompresores.

En otra realización, ilustrada en la Figura 13, un segundo súper turbocompresor está funcionando fuera de una transm isión como una forma de obtener una relación de presión más alta, y como una forma de obtener temperaturas de admisión más frias usando un segundo intercambiador de calor. Esto es posible con una relación de velocidad fija entre los dos súper turbocompresores. El primer súper turbocompresor 1302 tiene un conducto de admisión 1308 y comprime el aire, el cual se suministra al motor a partir del conducto de aire comprimido 1310. El conducto de aire de escape 1314 recibe gas de escape desde el motor para hacer funcionar la turbina del primer súper turbocompresor 1302. El gas de escape sale al conducto de salida de escape 1312. El primer súper turbocompresor 1302 está acoplado al segundo súper turbocompresor 1304 con un piñón de transferencia 1306.

La Figura 14A ilustra otra realización de una implementación del uso de dos súper turbocompresores, tal como el súper turbocompresor de baja presión 1402 y el súper turbocompresor de alta presión 1404. Un súper turbocompresor estándar no hace un buen trabajo de recuperar el pulso de alta presión que sale del cilindro cuando la válvula de escape se abre por primera vez. Para mejorar esta recuperación de presión de impulsos, como se ilustra en la Figura 14A, los puertos de la válvula de escape de alta presión 1406, 1408 están separados de los puertos de la válvula de escape de baja presión 1410. 1412 de un motor de cuatro válvulas. Los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se dirigen a la turbina de alta presión 1434 a través del colector de escape de alta presión 1430, mientras que los puertos de escape de baja presión se dirigen a la turbina de baja presión 1420, a través del colector de escape de baja presión 1428. Cambiando la temporización de la válvula de las válvulas en los puertos de escape de alta presión 1406, 1408, tal que válvulas en los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se abren primero y se llevan a la turbina de alta presión 1434, la energia del pulso se recupera mejor. Las válvulas en los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se cierran rápidamente, y entonces las válvulas en los puertos de escape de baja presión 1410, 1412 se abren durante la duración del recorrido de escape. Las válvulas en los puertos de escape de baja presión 1410, 1412 se llevan a una turbina de baja presión 1420. Este proceso reduce el trabajo requerido por el pistón para evacuar del cilindro. Este proceso mejora la eficiencia del combustible al ralentí,

o al menos elimina las pérdidas parásitas al ralenti. La salida de la turbina de alta presión 1434 está también conectada a la turbina de baja presión 1420. Un filtro de particulas diesel catalizado (no se muestra) también se puede disponer antes de la turbina de presión más baja.

Como también se ilustra en la Figura 14A, un conducto de EGR 1438 está conectado al colector de escape de alta presión 1430. El conducto de EGR 1438 permite a una parte del escape del coleclor de escape de alta presión 1430 ser canalizado de vuelta al colector de admisión 1444, a través del enfriador 1440 y de la válvula de EGR 1442. El escape del coleclor de escape de alta presión 1430, que se canaliza a través del conducto de EGR 1438, está canalizada al colector de admisión 1444 para el propósito de la recirculación de los gases de escape. Los gases de escape que fluyen a través del conducto de recirculación de gases de escape 1438 ayudan a bajar la temperatura de combustión en la cámara de combustión, especialmente después ser enfriada en el enfriador 1440.Los gases de escape que fluyen a través del conducto de recirculación de gases de escape 1438 ayudan a bajar la temperatura de combustión en la cámara de combustión, especialmente después de ser enfriado en el enfriador 1440. Los gases de escape contienen humedad y otros liquidas que ayudan a bajar la temperatura de la cámara de combustión para reducir por ello las emisiones de NOx del motor. La cantidad de gas de escape recirculado se controla por la válvula de EGR 1442. La válvula de EGR 1442 se puede fijar, tal como a través del uso de una válvula de restricción, o se puede variar, dependiendo de las emisiones de NOx monitorizadas del motor.

Corno también se muestra en la Figura 14A, el aire de alta presión se canaliza a través del colector del rompresor de alta presión 1446 del compresor de alta presión 1432 al colector de admisión 1444. Por lo tanto, el colector de admisión 1444 se mantiene en un nivel de alta presión predeterminado dictado por la salida del compresor de alta presión 1432. Para que los gases recirculados fluyan a través del conducto de EGR 1438, la presión en el colector de alta presión 1430 debe ser más alta que la presión en el colector de admisión 1444, como se dicta por la presión

de salida del compresor de alta presión 1432. A este respecto, las válvulas en los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se abren suficientemente pronto durante el recorrido de descenso del pistón, cuando la presión residual todavia existe en el pistón para crear una presión suficientemente alta en el colector de escape de alta presión 1430 para propulsar los gases de escape de alta presión 1430 a través del conducto de EGR 1438. Como se revela más adelante, las válvulas en los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 abierto en un punto en el cual hay una pequeña cantidad pérdida de energia en el proceso de propulsar los pistones hacia abajo. El punto de apertura de las válvulas de alta presión es anterior al punto muerto inferior, pero más allá del punto de par máximo del pistón en el cigüeñal, el cual es el punto en el cual las bielas están considerablemente a 90°. Este punto ocurre a aproximadamente 100°. La cantidad de par es proporcional al coseno del ángulo de las bielas, de manera que cuando menor sea el pistón cuando las válvulas de alta presión se abren, menor es la energia que se pierde en propulsar los pistones. No obstante, hay una considerable cantidad de presión residual restante en la cámara del cilindro, la cual puede evacuar desde la cámara cilind rica por las válvulas de alta presión anterior a alcanzar el punto muerto inferior, que se puede usar para propulsar los gases de escape en el conducto de EGR 1438 a la turbina de alta presión 1434. Aspirando previamente el cilindro, usar las válvulas de alta presión de los puertos de escape de alta presión 1406, 1408, una gran cantidad de la presión residual en el cilindro se evacúa anterior a la apertura de los puertos de escape de baja presión 1410, 1412. Cuando se abre, los puertos de escape de baja presión 1410, 1412 son capaces de evacuar la mayoria de la presión de los cilindros. De esta manera, la presión residual en los cilindros se usa para canalizar los gases de escape a través de tanto el conducto de EGR 1438, para reducir las emisiones de NOx como para propulsar la turbina de alta presión 1434, la cual añade potencia y eficiencia adicionales al motor.

Como también se muestra en la Figura 14A, los gases de escape del colector de escape de baja presión se usan para propulsar una turbina de baja presión 1420 del súper turbocompresor de baja presión 1402. Los gases de escape emitidos por turbina de alta presión 1434 se combinan con los gases de escape de baja presión de los puertos de escape de baja presión 1410, 1412 para propulsar la turbina de baja presión 1420. Los gases de escape de la turbina de baja presión 1420 se evacúan por la salida de escape 1436. La turbina de baja presión 1420 se acopla con el compresor de baja presión 1418, el cual comprime el aire de entrada 1422 por una cantidad predeterminada. El conducto 1424 canaliza el aire comprimido del compresor de baja presión 1418 a la enlrada del compresor de alta presión 1432, el cual funciona para comprimir además el aire presurizado en 1424 para producir aire comprimido de presión más alta, el cual se canaliza al colector de entrada 1444 mediante el colector del compresor de alta presión 1446.

La Figura 148 iluslra una variación de la realización ilustrada en la Figura 14A. Como se ilustra en la Figura 148, los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se combinan en un colector de escape de alta presión que está acoplado a la turbina de alta presión 1434. En otras palabras, todo el escape de alta presión del colector de escape de alta presión 1430 se aplica a la turbina de alta presión 1434 para propulsar la turbina de alta presión 1434, la cual a su vez propulsa el compresor de alta presión 1432. El compresor de alta presión 1432 recibe aire comprimido en el conducto 1424 del compresor de baja presión 1418 del súper turbocompresor de baja presión 1402 que comprime el aire de entrada 1422. La salida del compresor de alta presión 1432 se alimenta al colector de entrada 1444 a través del colector del compresor de alta presión 1446. El compresor de baja presión 1418 se propulsa por la turbina de baja presión 1420 que se propulsa por los gases de escape de baja presión, en el colector de escape de baja presión 1428, que se emiten por los puertos de escape de baja presión 1410, 1412. Los gases de escape de la turbina de baja presión 1420 se evacúan a través de la salida de escape 1436. Los gases de alta presión del colector de escape de alta presión 1430. que propulsan la turbina de alta presión 1434, están acoplados al conducto (de EGR) de recirculación de gases de escape 1426 y transmite de vuelta al colector de admisión 1444. los gases de alta presión del colector de escape de alta presión 1430, que propulsan la turbina de alta presión 1434, no se reducen considerablemente en presión y tiene una presión suficientemente alta para introducir los gases de escape del conduelo de EGR 1426 en el coleclor de admisión 1444. La Figura 148 proporciona la mayor reducción en los gases de NOx, dado que esencialmente todos los gases de escape del colector de escape de alta presión 1430 se recirculan al colector de admisión 1444.

Como también se ilustra en la Figura 148, se puede usar una válvula de descarga 1448 para desviar los gases de escape de alta presión del colector de escape de alta presión 1430 al conducto de EGR 1426. Los gases de escape de alta presión, a veces, pueden estar demasiado caliente y/o puede proporcionar gases de escape a una presión que saturará la turbina de alta presión 1434. En ese caso, la válvula de descarga 1448 se puede abrir para alimentar una parte de los gases de escape de alta presión del colector de escape de alta presión 1430 directamente al conducto de EGR 1426. Además, se puede anadir una válvula de EGR 1450, la cual conecta el conducto de EGR 1426 al colector de escape de baja presión 1428. Si una cantidad suficiente de gases de escape están siendo alimentados a través del conducto de EGR 1426, una parte de esos gases podria dirigirse desde el conducto de EGR 1426 al colector de escape de baja presión 1428 a través de la válvula de EGR 1450. Los gases en exceso del conducto de EGR 1426 entonces se pueden usar para hacer funcionar la turbina de baja presión 1420 para anadir potencia adicional al motor aumentando la presión del colector de admisión 1444. El uso de la válvula de EGR 1450 proporciona una manera adicional en la cual los gases recirculados se pueden recuperar para anadir potencia adicional al motor y aumentar la eficiencia de la operaCión del motor.

La Figura 14C ilustra otra modificación de las realizaciones de las Figuras 14A y 148. Como se muestra en la Figura 14C, el aire de entrada 1422 se comprime por el compresor de baja presión 1418. El aire comprimido del compresor de baja presión 1418 se alimenta por el conducto 1424 para el colector de admisión 1444. Como también se ilustra en la Figura 14C, la segunda turbina de alta presión no se utiliza y todo el gas de recirculación se recircula desde los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 a través del conducto de EGR 1426 al colector de admisión 1444. Los gases de escape los puertos de escape de baja presión 1410, 1412 se combinan en el conducto 1428 para operar la turbina de baja presión 1420. Los gases de escape entonces se evacúan en la salida de escape 1436. Por lo tanto, todos los gases de purga de los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 se realimentan dentro del colector de admisión 1444 para crear una gran reducción en gases de NOx. Alternativamente, una válvula de EGR 1450 se puede usar para canalizar una parte de los gases de escape en el conducto de EGR 1426 al colector de escape de baja presión 1428, el cual añade potencia adicional a la turbina de baja presión 1420 y reduce la cantidad de gases recirculados en el conducto de EGR 1426. La válvula de EGR 1450 se puede ajustar para ajustar la cantidad de gases de escape que se alimentan desde el conducto de EGR 1426 al colector de escape de baja presión 1428. Este proceso puede ser beneficioso si se circula una cantidad suficiente de gases de escape en el conduelo de EGR 1426 para reducir la salida de NOx del motor.

La Figura 14D es un gráfico de la elevación de la válvula, la presión del cilindro y una tasa de flujo en función de la posición del pistón después del punto muerto superior. Como se muestra en la Figura 140, la presión del cilindro 1450 disminuye regularmente después del punto muerto superior, todo el camino a través del recorrido del pistón. La elevación de la válvula de alta presión 1456 crea el flujo de alta presión 1452. La elevación de la válvula de alta presión 1456 ocurre alrededor de 1000 de giro y crea una gran oscilación brusca de purga del flujo de alta presión 1452 que se evacúa a través de los puertos de escape de alta presión 1406, 1408 (Figuras 14A, 149 Y 14C). La elevación de la válvula de baja presión se ilustra en la curva 1454. La elevación de la válvula de baja presión crea el flujo de baja presión 1458 en los puertos de escape de baja presión 1410, 1412. Como resultado, la presión del cilindro 1450 se reduce además en el cilindro.

La Figura 14E es un grafico de PV de la presión del cilindro frente al volumen en el cilindro, según el pistón se mueve hacia abajo y luego hacia arriba en el cilindro. Casi cero representa el punto muerto superior, mientras que 1 representa el punto muerto inferior del giro del cilindro. Se muestran dos curvas en la Figura 14E. La curva 1464 representa la curva de la presión del cilindro frente al volumen de un motor que no emplea el cido de Riley. La curva 1462 es una curva que ilustra la presión del cilindro frente al volumen en el cilindro para un dispositivo de ciclo de Riley, tal como se ilustra en las Figuras 14A-C. En el punto 1466, la válvula de alta presión se abre en el dispositivo de ciclo de Riley, como se ilustra en las Figuras 14A-C, y la presión se reduce. El área 1468, entre los puntos 1466, 1470, es representativa de la perdida de energía abriendo la válvula de alta presión. No obstante, como se indica en la Figura 14E, en el punto 1472, la presión en el dispositivo de cido de Riley cae por debajo de la presión en un dispositivo del ciclo no Riley y se mantiene por debajo de la presión del dispositivo de ciclo no Riley todo el camino a través del punto 1474. Entre 1472 y el punto 1474, hay menos presión en el cilindro, lo cual provoca menos conlrapresión en el cilindro según se mueve el cilindro desde el punlo 1472 al punto 1474. La gran cantidad de área entre la curva del ciclo de Riley 1462 y la curva normal 1464, entre los puntos 1472 y 1476, como se indica por 1478, es indicativa de la energia ahorrada por el movimiento del pistón en el cilindro en la baja presión.

En una realización alternativa, se puede usar un súper turbocompresor como una bomba de aire para después del tratamiento, asi como para el motor y elimina la necesidad de una bomba separada solo para el quemador.

En otra realización, un regulador (no se muestra) se proporciona para impedir el exceso de velocidad, manteniendo el compresor fuera de la condición de oscilaciones bruscas y controlando la eficiencia máxima de la turbina y el compresor. Un súper turbocompresor puede ser único de un turbocompresor normal porque el pico de la eficiencia de la turbina y el pico de la eficiencia del compresor pueden estar a la misma velocidad. Controlando esta velocidad de eficiencia de pico para un requerimiento de sobrealimentación dado se puede modelar y programar en un regulador electrónico. Un actuador puede proporcionar regulación, aunque un actuador no se necesite para la transmisión eléctrica.

En otra realización, el sistema de engrasado para el súper turbocompresor tira de un vacio dentro de la carcasa, y por lo tanto reduce las pérdidas aerodinámicas de los componentes de alta velocidad.

En otra realización alternativa, un súper turbocompresor de doble embrague incluye una transmisión manual desplazada automáticamente. Este tipo de transmisión se desplaza muy suavemente porque tiene un embrague en ambos extremos. La Figura 3C ilustra que la transmisión podria ser de muchos tipos diferentes.

En otra realización, se usan los propulsores de tracción tanto para la transmisión como la reducción de velocidad del eje de turbo. Con rodamientos de bolas, el fluido de tracción funciona como el lubricante también. Durante la sobrealimentación, el sistema mejora la aceptación de carga, reduce las emisiones de carbonilla, proporciona hasta un aumento del 30% en el par del extremo inferior y hasta un aumento del 10% en la potencia de pico. Durante el turbo-compuesto, el sistema proporciona una economia de combustible mejorada de hasta el 10% y controla la contrapresiÓn. Para la reducción del tamaño del motor, el sistema proporciona un 30% más de par del extremo

inferior que permite que el motor sea de un 30 a un 50% más pequeño, teniendo la masa del motor más baja y una economía de combustible del vehículo mejorada del 17% o más. La Figura 15 ilustra la mejora de BSFC simulada para un motor de gas natural.

También, un catalizador, se puede situar un DPF o incluso un DPF más quemador enfrente de la turbina del súper turbocompresor para calentar el gas de escape a una temperatura más alta que el calor del motor. Temperaturas más altas expanden el aire incluso haciendo además la tasa de flujo más alta a través de la turbina. Aproximadamente el 22% de esta adición de calor se puede convertir en trabajo mecánico a través del súper turbocompresor, asumiendo el 80% de la eficiencia de la turbina. Normalmente, el volumen más alto en el escape que se alimenta a la turbina ralentizaría la respuesta de la turbina y crea el retraso del turbo incluso mayor, pero el súper turbocompresor supera este problema con el transmisión de tracción 114 y la transmisión variable continua 116 conduciendo la respuesta de presión. Técnicas similares que usan un convertidor catalítico se revelan en la Solicitud de Patente Intemacional N° PCT/US 2009f051742 clasificada el 24 de julio de 2009 por Van Dyne y otros titulado "Mejorando la Eficiencia del Combustible para un Motor de Pistones que Usa un Súper Turbocompresor" la cual se incorpora específicamente aquí dentro de referencia para todo lo que revela y enseña.

La Figura 16 es una ilustración simplificada con forma de una única linea de una realización de un sistema de motor de súper turbocompresor de alta eficiencia 1600. Como llegará a ser evidente a aquellos expertos en la técnica de la siguiente descripción, tal sistema de motor de súper turbocompresor 1600 encuentra aplicabilidad particular en los motores diesel y algunos motores de gasolina iniciados mediante bujías que se usan en vehículos de pasajeros y comerciales, y por lo tanto los ejemplos ilustrativos discutidos aqui dentro usan tal entomo para ayudar en la comprensión de la invención. No obstante, reconociendo que las realizaciones del sistema 1600 tienen aplicabilidad para otros entamas de operación tales como, por ejemplo, los motores de generación de potencia de origen terrestre, y otros motores de origen terrestre, tales ejemplos se deberian tomar a modo de ilustración y no a modo de limitación.

Como se muestra en las Figura 16, el súper turbocompresor 1604 incluye una turbina 1606, un compresor 1608, y una transmisión 1610 que está acoplada al cigüeñal 1612 del motor 1602 u otras partes del tren de propulsión. Mientras que no se requiera en todas las realizaciones, la realización ilustrada de la Figura 16 también incluye un intercambiador de calor 1614 para aumentar la densidad del aire suministrado al motor 1602 desde el compresor 108 para aumentar de nuevo la potencia disponible del motor 1602.

Los súper turbocompresores tienen ciertas ventajas de turbocompresores. Un turbocompresor usa una turbina que está propulsada por el escape del motor. Esta turbina está acoplada a un compresor que comprime el aire de admisión que se alimenta a los cilindros del motor. La turbina en un turbocompresor está propulsada por el escape del molar. Como tal, el motor experimenta un retraso en la sobrealimentación cuando se acelera por primera vez hasta que hay suficiente escape caliente para girar la turbina para encender un compresor, el cual se acopla mecánicamente a la turbina, para generar suficiente sobrealimentación. Para minimizar el retraso, se utilizan tipicamente los turbocompresores más pequeños y/o más ligeros. La inercia más baja de los turbocompresores de peso ligero les permite que giren muy rápidamente, minimizando por ello el retraso en el rendimiento.

Desafortunadamente, tales turbocompresores más pequeFios y/o de peso ligero pueden exceder de velocidad durante la operación de motor de alta velocidad cuando un gran cantidad de flujo de escape fluye y la temperatura se produce. Para impedir tales ocurrencias de exceso de velocidad, los turbocompresores trpicos de válvula de descarga que se instala en el tubo del escape hacia arriba de la turbina. La válvula de descarga es una válvula operada por presión que desvia algunos de los gases de escape alrededor de la turbina cuando la presión de salida del compresor excede un límite predeterminado. Este límite se establece a una presión que indica que el turbocompresor está a punto de exceder la velocidad. Desafortunadamente, esto provoca que una parte de la energía disponible de los gases de escape del motor se desperdicie.

Reconociendo que los turbocompresores convencionales sacrifican el rendimiento del extremo inferior por potencia del extremo alta, se desarrollaron dispositivos conocidos como súper turbocompresores. Un citado súper turbocompresor se describe en la Patente de EEUU N° 7.490.594 titulada "Súper Turbocompresor", emitida el 17 de febrero de 2009, la cual se incorpora específicamente aquí dentro por referencia para todo lo que revela y enseña.

Como se trató en la solicitud mencionada anteriormente, en un súper turbocompresor el compresor es dirigido por el cigüeñal del motor a través de la transmisión que está acoplada al motor durante la operaCión de motor de baja velocidad cuando los gases de escape del motor suficientemente calentados no está disponible para propulsar la turbina. La energía mecánica suministrada por el motor al compresor reduce el problema de retraso del turbo sufrido por los turbocompresores convencionales, y permite que una turbina más eficiente y mayor y un compresor sean usadas.

El súper turbocompresor 1604, ilustrado en la Figura 16, opera para suministrar aire comprimido del compresor 1608 al motor 1602 sin sufrir por el problema del retraso de turbo de un turbocompresor convencional en el extremo inferior y sin gastar energra disponible del calor de los gases de escape del motor suministrado a la turbina 1606 en el extremo superior. Estas ventajas se proporcionan mediante la inclusión de la transmisión de súper

turbocompresor 1610 que tanto puede extraer potencia de, como suministrar potencia a, el cigüeñal del motor 1612 tanto para propulsar el compresor 1608 como cargar la turbina 1606, respectivamente, durante varios modos de operación del motor 1602.

Durante el arranque, cuando los turbocompresores convencionales sufren un retraso debido a la carencia de suficiente potencia a partir del calor de escape del motor para propulsar la turbina, el súper turbocompresor 1604 proporciona una acción de sobrealimentación por la cual la potencia se coge del cigüeñal 1612 a través de la transm isión del súper turbocompresor 1610 para propulsar el compresor 1608 para proporcionar suficiente sobrealimentación al motor 1602. Según llega el motor hasta la velocidad ya la cantidad de potencia disponible a partir del calor del gas de escape del motor es suficiente para propulsar la turbina 1606, la cantidad de potencia tomada desde el cigüeñal 1612 por la transmisión 1610 se reduce. A partir de entonces, la turbina 1606 continua suministrando potencia al compresor 1608 para comprimir el aire de admisión para usar por la energía 1602.

Según aumenta la velocidad del motor, la cantidad de potencia disponible a partir del calor del gas de escape del motor aumenta al punto en el que la turbina 1606 excedería la velocidad en un turbocompresor convencional. No obstante, con el súper turbocompresor 1604, la energía en exceso proporcionada por el calor de los gases de escape del motor a la turbina 1606 se canaliza a través de la transmisión 1610 al cigüeñal del motor 1612 mientras se mantiene el compresor 1608 a la velocidad apropiada para suministrar la sobrealimentación ideal al motor 1602. Cuanto mayor sea la potencia de salida disponible a partir del calor del gas de escape del motor 1602, mayor será la potencia generada por la turbina 1606 que se canaliza a través de la transmisión 1610 al cigüeñal 1610 mientras se mantiene la sobrealimentación óptima disponible desde el compresor 1608. Esta carga de la turbina 1606 mediante la transmisión 1610 impide a la turbina 1606 que exceda de velocidad y maximiza la eficiencia de la potencia extraida de los gases de escape del motor. Como tal, no se requiere una compuerta de descarga convencional.

Mientras que la cantidad de potencia disponible para propulsar la turbina 1606 en una aplicación de súper turbocompresor convencional está limitada estrictamente a la cantidad de potencia disponible del escape del motor, la turbina 1606 es capaz de generar significativamente más potencia si la energia térmica y el flujo de la masa suministrados a las palas de la turbina se puede utilizar complemente y{o se puede aumentar. No obstante, la turbina 1606 no puede operar por encima de una cierta temperatura sin daño, y el flujo de masa esta convencionalmente limitado a los gases de escape que llegan del motor 1602.

Reconociendo esto, la realización del sistema 1600 protege la turbina 1606 de los transitorios de alta temperatura situando un filtro de partículas diesel catalizado 1616 hacia arriba de la turbina 1606. En una realización , el filtro de particulas diesel catalizado se sitúa hacia arriba de la turbina cerca del colector de escape que permite a las reacciones exotérmicas que permitan un aumento en la temperatura del gas de escape durante la operaCión de alta velocidad o carga sostenidas del motor. Usando un filtro de particulas digital catalizadas, se puede recuperar la energía a partir de la carbonilla, los hidrocarburos y el monóxido de carbono que se quema en el filtro de partículas diesel catalizado 1616 para añadir potencia al súper turbocompresor que se sitúa hacia abajo del filtro de particulas digital catalizadas 1616. La recuperación de la energia se puede lograr o bien a partir de un filtro de particulas diesel convencional que tiene una capacidad de flujo transversal muy restringida, con cerca de una recolección del 100% de la carbonilla, o bien usando un filtro de partículas digital catalizadas de flujo transversal. Un filtro de partículas digital catalizadas de flujo transversal es un filtro de partículas diesel que solo recoge alrededor de la mitad de la carbonitla y deja que la otra mitad pase a través. Ambos tipos de filtros de particulas digitales se catalizan para tener emisiones quemadas a una temperatura razonablemente baja. La catalización del filtro de particulas digital se consuma proporcionando una cobertura de platino a los elementos del filtro de particulas que asegura que se quemen la carbonilla, los hidrocarburos y el monóxido de carbono a bajas temperaturas. Adicionalmente, es posible usar un filtro de particulas diesel y un quemador para quemar la carbonilla del filtro de particulas digital hacia arriba del súper turbocompresor. Los motores de gasolina típicamente no tienen suficiente carbonilla para requerir un filtro de partículas diesel. No obstante, algunos motores de inyección directa de gasolina producen suficiente carbonilla y otras particulas de manera que el uso de un filtro de particulas podria ser beneficioso, y el uso de un filtro de partículas diesel catalizado se puede desplegar de la manera revelada aquí dentro.

Para enfriar el gas de escape, anterior a alcanzar la turbina, una parte del aire comprimido generado por el compresor se alimenta directamente al escape hacia arriba de la turbina, a través de una válvula de control 1618, y añadida a los gases de escape del motor dejando del filtro de partículas diesel catalizado 1616. El aire de admisión más fria se expande y enfria el gas de escape y añade masa adicional al flujo de gas de escape, la cual añade potencia adicional a la turbina 1606 como se describe con más detalle más adelante. Como se proporciona aire más fria a los gases de escape para mantener la temperatura del flujo combinado a la turbina 1606 a la temperatura optima, la energia y el flujo de la masa que se entrega a las palas de la turbina también aumenta. Esto aumenta significativamente la potencia suministrada por la turbina para propulsar el cigüeñal del motor.

Para no interferir con la reacción estequiométrica dentro del filtro de partículas diesel catalizado 1616, el aire realimentado del compresor se añade hacia abajo del filtro de partículas diesel catalizado 1616. En tal realización, los gases de escape del motor se pasan a través del filtro de partículas diesel catalizado 1616 y la temperatura del gas de escape se aumenta mediante la reacción exotérmica. El aire de realimentación comprimido se añade

entonces y se expande de manera que el flujo de masa total suministrado a la turbina se aumenta. Las realizaciones de la presente invención controlan la cantidad de aire de realimentación comprimido suministrada para enfriar el escape y para propulsar la turbina para asegurar que la combinación del aire de realimentación comprimido más frío y los gases de escape del motor se entregan a la turbína a una temperatura óptíma para la operación de las palas de la turbi na.

Dado que el filtro de partículas díesel catalízado 1616, ilustrado en la Figura 16, tiene una masa térmica mayor que los gases de escape del motor 1602, el filtro de partículas de diesel catalizado 1616 opera como un amortiguador térmico inicialmente, el cual impide que una punta térmica de alta temperatura alcance la turbina 1606. No obstante, dado que las reacciones en el filtro de partículas diesel catalizado 1616 son exotérmicas en naturaleza, la temperatura de los gases de escape que dejan el filtro de partículas diesel catalizado 1616 son más altas que aquella del gas de escape que entran al filtro de partículas diesel catalizado 1616. Siempre y cuando la temperatura del gas de escape que entra en la turbina permanezca por debajo de la temperatura de operación máxima de la turbina 1606, no hay problema.

No obstante, durante la operación de alta carga y alta velocidad sostenida del motor 1602, las temperaturas de salida del gas de escape convertido desde el filtro de particulas diesel catalizado 1616 puede exceder la temperatura de operación máxima de la turbina 1606. Como se estableció anteriormente, la temperatura de los gases de escape que salen del filtro de particulas diesel catalizado 1616 se reduce suministrando una parte del aire comprimido del compresor 1608 a través de una válvula de realimentación 1618, y mezclado con el gas de escape que sa le del filtro de partículas diesel catalizado 1616. La economia de combustible mejorada significativamente se logra no usando el combustible como un refrigerante durante tales condiciones, como se hace en sistemas convencionales. Adicionalmente, la operación de la transmisión se controla para permitir que el compresor 1608 suministre una cantidad suficiente de aire comprimido para proporcionar la sobrealimentación óptima al motor 1602 y el aire de realimentación comprimido a la turbina 1606 a través de la válvula de realimentación 1618. El exceso de potencia generado por la turbina 1606 que resulta del flujo de masa aumentado del aire comprimido a través de la turbina se canaliza a través de la transmisión 1610 al cigOeñal 1612, todavia aumentando aún más la eficiencia del combustible.

La temperatura de salida del aire comprimido del compresor 1608 está tipicamente entre alrededor de 200°C a 300°C. Una turbina convencional puede operar óptimamente para extraer potencia de los gases a aproximadamente 950°C, pero no más alta sin distorsión o un posible fallo. Debido a los limites materiales de las palas de la turbina, la potencia óptima se logra a aproximadamente 950°C. Dado que los materiales limitan las temperaturas del gas de escape a alrededor de 950OC, suministrando más aire para aumentar el flujo de masa a través de la turbina al limite de temperatura, por ejemplo, 950°C, aumenta el rendimiento de la turbina.

Mientras que tal flujo de aire de realimentación comprimido a entre 200°C a 300°C es muy útil en la reducción de la temperatura del gas de escape que llega del filtro de particulas diesel catalizado 1616, se reconoce que la potencia máxima de la turbina 1606 se puede suministrar cuando la temperatura y el flujo de masa se maximiza dentro de los limites térmicos de la turbina 1606. Como tal, en una realización, la cantidad de aire de realimentación se controla de manera que la combinación de gas de escape y aire de realimentación se mantiene en o cerca de la temperatura de operación máxima de la turbina de manera que la cantidad de potencia entregada a la turbina se maximice o aumente significativamente. Dado que toda esta potencia en exceso normalmente no se requiere por el Gompresor 1608 para suministrar la sobrealimentación óptima al motor 1602 y para suministrar el aire de realimentación del compresor a través de la válvula de realimentación 1618, la potencia en exceso se puede transferir por la transmisión 1610 al cigüeñal 1612 del motor 1602 para por ello aumentar la eficiencia o la potencia total del motor 1602.

Como se trató anteriormente, en una realización, la conexión del aire de realimentación del compresor a través de la válvula de realimentación 1618 emplea un filtro de particulas diesel catalizado 1616 como el almacenador temporal térmico entre el motor 1602 y la turbina 1606. Como tal, el suministro de aire del compresor se proporciona hacia abajo del filtro de partículas diesel catalizado 1616 para no interrumpir la reacción estequiométrica dentro del filtro de particulas diesel catalizado 1616. Es decir, en realizaciones que utilizan un filtro de particulas diesel catalizado 1616, suministrando el aire de realimentación del compresor hacia arriba del filtro de particulas diesel catalizado 1616 provocaría oxígeno en exceso que se suministra al filtro de partículas diesel catalizado 1616, impidiendo por ello que el filtro de particulas diesel catalizado 1616 genere una reacción estequiométrica que se requiere para la operación apropiada.

Dado que la eficiencia óptima de la generación de potencia por la turbina 1606 se logra cuando la temperatura de la mezcla de gas del aire de realimentación del compresor y el gas de escape en las palas de la turbina se maximiza (dentro de los limites materiales de la turbina en si misma), la cantidad de aire de realimentación del compresor admitido por la válvula de realimentación 1618 se limita para no reducir la temperatura significativamente por debajo de tal temperatura optimizada. Como el filtro de partículas diesel catalizado 1616 produce más energía térmica a través de una reacción exotérmica y la temperatura de los gases de escape convertidos desde el filtro de partículas diesel catalizado 1616 aumenta a una temperatura por encima de la temperatura de operaCión máxima de la turbina

1606, se puede suministrar más aire de realimentación del compresor a través de la válvula de realimentación 1618 lo cual aumenta el flujo de masa y la energía suministrada a la turbina 1606. Como la cantidad de energía térmica generada por el filtro de partículas diesel catalizado 1616 se reduce, la cantidad del aire de realimentación del compresor suministrada por la válvula de realimentación 1618 también se puede reducir para evitar suministrar más aire del necesario, lo cual provoca el mantenimiento de la temperatura de la mezcla de gases a la condición de operación óptima.

En otra realización, el sistema utiliza la válvula de realimentación 1618 para realimentar el aire del compresor más fria en el escape delante de la turbina en condiciones de operación de baja velocidad, atta carga para evitar oscilar bruscamente el compresor. Las oscilaciones bruscas del compresor suceden cuando la presión del compresor aumenta pero el flujo de masa permitido en el motor es bajo como resultado del motor que gira a unas rpm bajas y que no requiere mucho flujo de aire de admisión. Las oscilaciones bruscas (o estancamiento aerodinámico) del compresor que resultan de un bajo flujo de aire a través de las palas del compresor provoca que la eficiencia del compresor caiga muy rápidamente. En el caso de un turbocompresor normal, bastantes oscilaciones bruscas pueden hacer que la turbina pare de girar. En el caso de un súper turbocompresor es posible usar la potencia del eje del cigüenal del motor para empujar al compresor en oscilaciones bruscas. Abrir la válvula de realimentación 1618 permite que una parte del aire comprimido se realimente alrededor del motor. Este flujo de realimentación lleva al compresor fuera de las oscilaciones bruscas y permite una presión de sobrealimentación más alta para alcanzar el motor 1602, permitiendo por ello que el motor 1602 genere más potencia de la que seria posible normalmente a bajas velocidades del motor. Inyectar el aire comprimido en el escape delante de la turbina conserva el flujo de masa total a través del compresor de manera que todo el flujo alcance la turbina lo cual minimiza la potencia necesaria desde el motor para sobrealimentar a un nivel de presión de sobrealimentación alto.

En otra realización, se puede incluir una válvula adicional de control de arranque en fria 1620 para operar durante los arranques en fria de motores ricos. Durante tal arranque en frío del motor, los gases de escape del motor 1602 tipicamente incluyen un exceso de combustible no quemado. Dado que esta mezcla rica no es estequiométrica, el filtro de particulas diesel calalizado 1616 es incapaz de reducir completamente los hidrocarburos no quemados (UHC) en el gas de escape. Durante tales ocasiones, se puede abrir la válvula de control de arranque en frio 1620 para proporcionar aire de realimentación del compresor a la entrada del filtro de particulas diesel catalizado 1616 para suministrar el oxigeno adicional necesa rio para reducir la mezcla rica a niveles estequiométricos. Esto permite que el filtro de partículas diesel catalizado 1616 se aligere más rápido y reduzca más eficientemente las emisiones durante el evento de arranque en fria. Si el motor está al ralenti, un turbocompresor normal no tendria presión de sobrealimentación para ser capaz de suministrar el aire de realimentación. No obstante, la relación de transmisión de la transmisión 1610 se puede ajustar para dar bastante velocidad al compresor para generar la presión necesaria para que el aire fluya a través de la válvula 1620. A este respecto, la senal de control 1624 se puede usar para ajustar la tasa de la transmisión 1610 para que se pueda proporcionar suficiente velocidad rotacional desde el eje del propulsor del motor 1612 al compresor 1608 durante el ralenti, especialmente durante el arranque en frío, para comprimir bastante aire para fluir a través de la válvula de arranque en frío 1620 y encender el filtro de partículas diesel catalizado 1616 con una suficiente cantidad de oxigeno.

El requerimiento del oxigeno adicional tipicamente se limita en un evento de arranque en fria, ya menudo dura solamente de 30 a 40 segundos. Muchos vehiculos actualmente incluyen una bomba de aire separada para suministrar este oxigeno durante el evento de arranque en fria, con costes y peso significativos comparado con la limitada cantidad de tiempo que tal bomba de aire se requiere que opere. Sustituyendo la bomba de aire separada por la válvula simple de control de arranque en frío 1620, se realizan significantes ahorros de costes, peso y complejidad. Debido a que el súper turbocompresor 1604 puede controlar la velocidad del compresor 1608 a través de la transmisión 1610, la válvula de control de arranque en fria 1620 puede comprimir una simple válvula de encendidofapagado. La cantidad de aire suministrada durante el evento de arranque en frío entonces se puede controlar controlando la velocidad del compresor 1608 a través de la transmisión 1610 bajo la operación de la senal de control 1624.

La válvula de control de arranque en fria 1620 también se puede usar durante periodos de operación de temperatura extremadamente alta si el combustible se usa como un refrigerante dentro del motor yfo para el filtro de particulas diesel catalizado 1616, a pesar del efecto negativo en la eficiencia del combustible. En tales situaciones, la válvula de control de arranque 1620 será capaz de suministrar el oxigeno adicional necesario para llevar el escape rico de vuelta abajo a niveles estequiométricos para permitir al filtro de particulas diesel catalizado 1616 reducir adecuadamente las emisiones de hidrocarburos no quemados en el escape. Esto proporciona un beneficio significativo al medioambiente sobre anteriores sistemas.

En realizaciones en que la válvula de control de arranque en fria 1620 es una válvula de encendidofapagado, el sistema puede modular la válvula de control de arranque en frio 1620 para variar la cantidad de aire comprimido suministrada para llevar el escape hacia abajo a niveles estequiométricos. Otros tipos de válvulas de control de flujo variable también se pueden usar para consumar esta misma función.

La Figura 16 también revela un controlador 1640. El controlador 1640 controla la operación de la válvula de

realimentación 1618 Y la válvula de arranque en frio 1620. El controlador 1640 opera para optimizar la cantidad de flujo de aire a través de la válvula de realimentación 1618 para condiciones diferentes. La cantidad de aire que fluye a través de la válvula de realimentación 1618 es la cantidad minima de flujo de aire que es necesaria para obtener una condición deseada especifica, como se describió anteriormente. Hay dos condiciones especificas en las cuales el controlador 1640 opera la válvula de realimentación 1618, las cuales son: 1) el limite de oscilaciones bruscas del compresor para un requerimiento de sobrealimentación dado está próximo a bajas rpm, alta carga del motor; y, 2) la temperatura de la mezcla de gases está próxima introduciendo la turbina 1606 en condiciones de altas rpm, alta carga .

Como se muestra en la Figura 16, el controlador 1640 recibe la señal de temperatura de la mezcla de gases 1630 a partir de un sensor de temperatura 1638 que detecta la temperatura de la mezcla de gases del aire de refrigeración suministrado desde el compresor 1608 que está mezclado con los gases de escape calientes producidos por el filtro de particulas diesel catalizado 1616. Además, el controlador 1640 detecta la señal de presión de admisión de aire comprimido 1632 que se genera por el sensor de presión 1636 que está dispuesto en el conducto del aire comprimido que se suministra desde el compresor 1608. Además, una señal de velocidad del motor 1626 y una señal de carga del motor 1628 que se suministran desde el motor 1602 o un acelerador se alimentan al controlador 1640.

Con respecto al control de temperatura de la mezcla de gases que se suministra a la turbina 1606 en condiciones de alta velocidad, alta carga, el controlador 1640 limita la temperatura de la mezcla de gases a una temperatura que maximiza la operación de la turbina 1606, sin ser tan alta como para dañar los mecanismos de la turbina 1606. En una realización, una temperatura de aproximadamente 925°C es una temperatura óptima para la mezcla de gases para operar la turbina 1606. Una vez que la temperatura de la mezcla de gases que se alimenta en la turbina 1606 comienza a exceder 900°C, la válvula de realimentación 1618 se abre, para permitir al aire comprimido del compresor 1608 enfriar los gases de escape calientes desde el filtro de particulas diesel catalizado 1616 anterior a pasar dentro de la turbina 1606. El controlador 1640 se puede diseñar para alcanzar una temperatura de aproximadamente 925°C, con un limite superior de 950°C y un limite inferior de 900OC. El limite de 950°C es uno al cual pueden ocurrir danos a la turbina 1606 usando materiales convencionales. Por supuesto, el controlador se puede diseñar para otras temperaturas, dependiendo de los tipos particulares de componentes y materiales usados en la turbina 1606. Se puede usar un dispositivo de lógica de control de derivado integral proporcional (PID) convencional en el controlador 1640 para producir estos resultados controlados.

El beneficio de controlar la temperatura de la mezcla de gases que entra en la turbina 1606 es que se elimina el uso de combustible en el escape para limitar las temperaturas de entrada de la turbina de la mezcla de gases. Usar el flujo del aire comprimido enfriado para enfriar los gases de escape calientes desde el filtro de particulas diesel catalizado 1616 requiere una gran cantidad de aire, el cual contiene una gran masa para lograr las temperaturas de enfriamiento deseadas de la mezcla de gases. La cantidad de aire que se requiere pa ra enfriar los gases de escape calientes del filtro de particulas diesel catalizado 1616 es grande debido a que el aire comprimido refrigerante del compresor 1608 no es un buen refrigerante, especialmente cuando se compara con el combustible liquido que se inserta en el gas de escape. Los gases de escape calientes de la salida del filtro de particulas diesel catalizado 1616 provocan al gas comprimido refrigerante del compresor 1608 que se expanda para crear la mezcla de gases. Dado que se requiere una gran masa del aire comprimido refrigerante desde el compresor 1608 para bajar la temperatura de los gases de escape calientes del filtro de particulas diesel catalizado 1616, un gran flujo de masa de la mezcla de gases fluye a través de la turbina 1606, el cual aumenta mucho la salida de la turbina 1606. La potencia de la turbina aumenta por la diferencia de la potencia creada por el diferencial del flujo de masa menos el trabajo requerido para comprimir el aire comprimido que fluye a través de la válvula de realimentación 1618. Obteniendo la señal de temperatura de mezcla de gases 1630 a partir del sensor de temperatura 1638 y controlando la adición de aire comprimido por la válvula de realimentación 1618, no se excede la temperatura máxima.

El controlador 1640 también controla la válvula de realimentación 1618 para limitar las oscilaciones bruscas en el compresor 1608. El limite de oscilaciones bruscas es un limite que varia como una función de la presión de sobrealimentación, el flujo de aire a través del compresor y el diseño del compresor 1608. Los compresores, tales como el compresor 1608, que se usan típicamente en turbocompresores, exceden un limite de oscilaciones bruscas cuando el flujo de aire de admisión 1622 es bajo y la relación de presión entre el aire de admisión 1622 y el aire comprimido es alta. En súper turbocompresores convencionales, el flujo de aire de admisión 1622 es bajo cuando la velocidad del motor (rpm) 1626 es baja. A bajas rpm, cuando el aire comprimido no se usa en grandes volúmenes por el motor 1602, el flujo de masa del aire de admisión 1622 es bajo y las oscilaciones bruscas ocurren debido a que el compresor que gira 1608 no puede empujar aire en un conducto de alta presión sin un flujo razonable de aire de admisión 1622. La válvula de realimentación 1618 permite el flujo a través del conducto de aire comprimido 1609 e impide o reduce las oscilaciones bruscas en el compresor 1608. Una vez suceden las oscilaciones bruscas en el compresor 1608, la presión en el conducto de aire comprimido 1609 no se puede mantener. Por lo tanto, en condiciones de operación de bajas rpm, alta carga del motor 1602, la presión del aire comprimido en el conducto de aire comprimido 1609 puede caer por debajo de niveles deseados. Abriendo la válvula de realimentación 1618, se aumenta el flujo de aire de admisión 1622 a través del compresor 1608, especialmente en condiciones de operación de bajas rpm, alta carga, lo cual permite que el nivel deseado de sobrealimentación sea logrado en el conducto de

aire comprimido 1609. La válvula de realimentación 1618 se pueda abrir simplemente hasta que la presión deseada en el conducto de aire comprimido 1609 se alcanza. No obstante, simplemente detectando presión de sobrealimentación en el conducto de aire comprimido 1609, aparecerán oscilaciones bruscas anterior a que la válvula de realimentación 1618 se abra para nevar al compresor 1608 fuera de una situación de oscilaciones bruscas.

Es preferible, no obstante, determinar un límite de oscilaciones bruscas y abrir la válvula de realimentación 1618 por adelantado, anterior a la aparición de una situación de oscilaciones bruscas. Para un nivel de rpm dado y sobrealimentación deseado se puede determinar un limite de oscilaciones bruscas. La válvula de realimentación 1618 puede comenzar a abrirse anterior a que el compresor 1608 alcance un limite de oscilaciones bruscas calculado. Abrir la válvula pronto permite al compresor rotar hasta una presión de sobrealimentación más alta más rápidamente debido a que el compresor permanece más próximo a los puntos de eficiencia más alta de los parámetros de operación del compresor. Entonces se puede lograr una elevación rápida de la presión de sobrealimentación a bajas rpm. Abriendo la válvula antes de que ocurran las oscilaciones bruscas, también se puede lograr un sistema de control más estable.

Abrir la válvula de realimentación 1618 de tal manera para mejorar la respuesta del motor 1602, se logra permitiendo al motor 1602 obtener una presión de sobrealimentación más alta más rápidamente cuando el motor 1602 está en unas rpm más bajas. El compresor 1608 también es más eficiente, lo cual provoca menos trabajo para que la transm isión 1610 logre la sobrealimentación. El control del limite de oscilaciones bruscas se puede modelar dentro del código de simulación de control basado en modelo estándar, tal como MATLAB. Modelar de esta manera permitirá la simulación del controlador 1640 y la codificación automática de algoritmos para el controlador 1640.

Un sistema de control basado en modelado, tal como el descrito anteriormente, es único, porque la utilización de la transmisión 1610 para controlar la rotación de la turbina 1606 y el compresor 1608 genera presión de sobrea limentación sin retraso del turbo. En otras palabras, la transmisión 1610 puede extraer energía rotacional desde el cigüeñal 1612 para propulsar el compresor 1608 para lograr una sobrealimentación deseada en el conducto de aire comprimido 1609 muy rápidamente y anterior a que la turbina 1606 que genera energía mecánica suficiente para propulsar el compresor 108 a tal nivel deseado. De esta manera, los controles en un turbocompresor convencional para reducir el retraso se reducen o eliminan. El control basado en modelado del controlador 1640 se debería diseñar para mantener la eficiencia óptima del compresor 1608 dentro de los parámetros de operación del compresor 108.

El modelo de control del controlador 1640 también debería ser modelado cuidadosamente en los parámetros de operaCión de la presión, según se asigna frente al flujo de masa permitido por el motor para una velocidad y carga objetivo dadas en la que la velocidad y la carga objetivo se pueden defini r en relación con la posición del acelerador del vehículo. Como se muestra en la Figura 16, la senal de velocidad del motor 1626 se puede obtener a partir del motor 1602 y se aplica al controlador 1640. De manera similar, la senal de carga del motor 1628 se puede obtener del motor 1602 y aplicar al controlador 1640. Alternativamente, estos parámetros se pueden obtener a partir de unos sensores situados en el acelerador de motor (no se muestra). La válvula de realimentación 1618 entonces se puede operar en respuesta a una señal de control 1642 generada por el controlador 1640. El sensor de presión 1636 genera la senal de presión de admisión de aire comprimido 1632 que se aplica al controlador 1640, que calcula la señal de control 1642 en respuesta a la señal de velocidad del motor 1626, la señal de carga del motor 1628 y la señal de presión de admisión de aire comprimido 1632.

Durante las condiciones de operaCión del motor 1602, en las que un limite de oscilaciones bruscas no se está acercando por el compresor 1608 y la temperatura de la mezcla de gases, según se detecta por el sensor de temperatura 1638, no se alcanza, la válvula de realimentación 1618 se cierra de manera que el sistema trabaja como un sistema de súper turbocompresor convencional. Esto ocurre sobre la mayoría de los parámetros de operaCión del motor 1602. Cuando las condiciones de carga alta y de rpm bajas del motor 1602 ocurren, la válvula de realimentación 1618 se abre para impedir oscilaciones bruscas. De manera similar, en condiciones de operación de altas rpm, alta carga del motor 1602, se producen altas temperaturas en los gases de escape en la salida del filtro de partículas diesel catalizado 1616, de manera que la válvula de realimentación 1618 se debe abrir para reducir la temperatura de la mezcla de combustible aplicada a la turbina 1606 por debajo de una temperatura que provocaría danos a la turbina 1606.

La Figura 17 es un diagrama detallado de la realización del sistema de motor de súper turbocompresor de alta eficiencia 1600 ilustrado en la Figura 16. Como se muestra en la Figura 17, el motor 1602 incluye un súper turbocompresor que ha sido modificado, como se describió anteriormente con respecto a la Figura 16, para proporcionar eficiencia total más alta que los motores con súper turbocompresores convencionales, así como proporcionar eficiencia alta, óptima en condiciones de operación de bajas rpm, baja carga, y eficiencia alta, óptima en condiciones de operaCión de altas rpm, alta carga. El súper turbocompresor incluye una turbina 1606 que está conectada mecánicamente por un eje al compresor 1608. El compresor 1608 comprime el aire de admisión 1622 y suministra el aire de admisión comprimido al conducto 1704. El conducto 1704 está conectado a la válvula de realimentación 1618 y al intercambiador de calor 1614. Como se reveló anteriormente, el intercambiador de calor

1614 funciona para enfriar el aire comprimido, el cual llega a ser calentado durante el proceso de compresión. El intercambiador de calor 1614 está conectado al conducto de aire comprimido 1726 el cual, a su vez, está conectado al colector de admisión (no se muestra) del motor 1602. El sensor de presión 1636 está conectado al conducto de aire comprimido 1704 para detectar la presión y suministrar una lectura de presión a través de la senal de presión de aire de admisión comprimido 1632, la cual se aplica al controlador 1640. La válvula de realimentación 1618 se controla por una senal de control de válvula de realimentación del controlador 1642 generada por el controlador 1640, como se reveló anteriormente. Bajo cierlas condiciones de funcionamiento, la válvula de realimentación 1618 se abre para suministrar aire comprimido desde el conducto de aire comprimido 1704 a una cámara de mezcla 1706.

Como se muestra en la realización de la Figura 17, la cémara de mezcla 1706 simplemente comprime una serie de aperturas 1702 en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado 1708, que está rodeado por el conducto de aire comprimido 1704 de manera que el aire comprimido suministrado desde el conducto de aire comprimido 1704 pasa a través de las aperturas 1702 para mezdarse con los gases de escape en el conducto de salida del filtro de particulas diesel catalizado 1708. Se puede usar cualquier tipo deseado de cámara de mezcla para mezclar el aire comprimido enfriado con los gases de escape para bajar la temperatura de los gases de escape. El sensor de temperatura 1638 está situado en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado 1708 para medir la temperatura de los gases de escape en el conducto de salida del filtro de particulas diesel catalizado 1708. El sensor de temperatura 1638 suministra una senal de temperatura de mezcla de gases 1630 para controlar 1640, el cual controla la válvula de realimentación 1618 para asegurar que la temperatura de los gases de escape en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado 208 no exceda una temperatura máxima que danaria a la turbina 1606. El filtro de partículas diesel catalizado 1616 está conectado al colector de escape 1710 por medio del conducto de entrada del filtro de particulas diesel catalizado 1714. Situando el filtro de partículas diesel catalizado 1616 próximo al colector de escape 1710, los gases de escape calientes del motor fluyen directamente dentro del filtro de particulas diesel catalizado 1616, que ayuda en la activación del filtro de partlculas diesel catalizado 1616. En otras palabras, la situación próxima del filtro de partículas diesel catalizado 1616 cerca de la salida de los gases de escape del motor no permite a los gases de escape enfriarse considerablemente anterior a introducirse en el filtro de particulas diesel catalizado 1616, lo cual aumenta el rendimiento del filtro de partlculas diesel catalizado 1616. Según los gases de escape pasan a través del filtro de partículas diesel catalizado 1616, el filtro de particulas diesel catalizado 1616 anade calor adicional a los gases de escape. Estos gases de escape muy calientes en la salida del filtro de partículas diesel catalizado 1616 se suministran al conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado 208 y se enfrían en la cámara de mezcla 1706 con el aire de admisión comprimido del conducto de aire comprimido 1704. Dependiendo de la temperatura de los gases de escape muy calientes que se producen en la salida del filtro de partlculas diesel catalizado 1616, que varia dependiendo de las condiciones de operación del motor 1602, se anadirá una cantidad diferente de aire de admisión comprimido al gas de escape durante condiciones de alta velocidad, alta carga. Durante condiciones de velocidad de motor baja, carga de motor alta, la válvula de realimentación 1618 también funciona para permitir al aire de admisión fluir a través del compresor para impedir oscilaciones bruscas. Las oscilaciones bruscas son similares al ahogamiento aerod inámico de las palas del compresor, lo cual ocurre como resultado de las condiciones de bajo flujo a través del compresor durante condiciones de velocidad de motor baja. Cuando ocurren las oscilaciones bruscas, la presión en el colector de admisión (no se muestra) cae debido a que el compresor 1608 es incapaz de comprimir el aire de admisión. Permitiendo al aire fluir a través del compresor 1608 como resultado de que la válvula de realimentación 1618 se abre, la presión se puede mantener en el colector de admisión de manera que, cuando se requiere un par alto a velocidades del motor bajas, el par alto se puede lograr debido a la alta presión del colector de admisión.

Como se reveló anteriormente, cuando el motor está operando bajo condiciones de alta velocidad, alta carga, el filtro de partículas diesel catalizado 1616 provoca una cantidad grande de calor a ser generada en los gases de escape que se suministran al conducto de salida del filtro de particulas diesel catalizado 1708. Suministrando aire de admisión comprimido, más frio al conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado 1708, los gases de escape calientes bajo condiciones de alta velocidad, alta carga se enfrían. Según aumenta la carga y la velocidad del motor, se producen gases más calientes y se requiere más del aire comprimido del conducto 1704. Si la turbina 1606 no proporciona suficiente energla rotacional para propulsar el compresor, tal como bajo condiciones de baja velocidad, alta carga, el cigüenal del motor 1612 puede suministrar energía rotacional al compresor 1608 a través de la correa de propulsión 1722, la polea de propulsión 1718, el eje 1724, la transmisión variable continua 1716 y la transmisión 1728. De nuevo, cualquier parte del tren de propulsión se puede usar para suministrar la energla rotacional al compresor 1608, y la Figura 17 revela una implementación de acuerdo con una realización revelada.

Como se ilustra también en la Figura 17, una válvula de arranque en frío 1620 también está conectada al conducto de aire comprimido 1704, la cual a su vez está conectada al conducto de arranque en fria 1712. El conducto de arranque en fria 1712 está conectado al conducto de entrada del filtro de partlculas diesel catalizado 1714, el cual está hacia arriba del filtro de partículas diesel catalizado 1616. El propósito de la válvula de arranque en frío es proporcionar aire de admisión comprimido a la entrada del filtro de partículas diesel catalizado 1616 durante las condiciones de arranque, como se reveló anteriormente. Bajo condiciones de arranque, anterior a que el filtro de partículas diesel catalizado 1616 alcance temperaturas de operación plenas, se proporciona oxígeno adicional a través del conducto de arranque en fria 1712 para iniciar el proceso catalitico. El oxigeno adicional que se proporciona a través del conducto de arranque en frío 1712 ayuda en la iniciación del proceso catalítico. El

controlador 1640 controla la válvula de arranque en fria 1620 a través de la señal de control de la válvula de arranque en fria del controlador 1644 en respuesta a la señal de velocidad del motor 1626, la señal de carga del motor 1628, y la señal de temperatura de mezcla de gases 1630.

Por lo tanto, el motor con súper turbocompresor, de alta eficiencia 1600 opera de una manera similar a un súper turbocompresor, con la excepción de que la válvula de realimentación 1618 suministra una parte del aire comprimido del compresor a la entrada de la turbina por dos razones. Una razón es enfriar los gases de escape anterior a introducir1os en la turbina de manera que la energia total de los gases de escape se puede utilizar y una compuerta de descarga no se necesita bajo condiciones de alta velocidad, alta carga. La otra razón es proporcionar un flujo de aire a través del compresor para impedir oscilaciones bruscas en condiciones de bajas rpm, alta carga. Además, el filtro de partículas diesel catalizado se puede conectar en la secuencia de escape antes de que los gases de escape alcancen la turbina de manera que el calor generado por el filtro de partículas diesel catalizado 1616 se pueden usar en propulsar la turbina 1606, y expandir el aire de admisión comprimido que se mezcla con los gases calientes del filtro de particulas diesel catalizado 1616, lo cual aumenta extremadamente la eficiencia del sistema. Además, la válvula de arranque en frío 1620 se puede usar para iniciar el proceso catalítico en el filtro de partículas diesel catalizado 1616 proporcionando oxígeno a los gases de escape durante las condiciones de arranque.

Por lo tanto, se revela un único súper turbooompresor que usa un transmisión de tracción de alta velocidad que tiene una relación fija que reduce la velocidad mecánica rotacional del eje de la turbina/compresor a un nivel de rpm que se puede usar por una transmisión variable continua que acopla energía entre un tren de propulsión y el eje de la turbina/compresor. La unicidad del diseño del súper turbocompresor es que la transmisión está dispuesta dentro del sistema. La transmisión variable continua se dispone dentro de una parte más baja del alojamiento del súper turbocompresor. La transmisión variable continua 1116 proporciona las relaciones de velocidad infinitamente variables que se necesitan para transferir la energia mecánica rotacional entre el súper turbocompresor y el motor. Se puede usar o bien una transmisión variable continua de engranajes como la transmisión variable continua 1116 o bien se puede usar una transmisión variable continua con transmisión de tracción. Por lo tanto, se pueden usar propulsores de tracción tanto para el transmisión de tracción de alta velocidad 1114 como la transmisión variable continua 1116.

La descripción anteriormente mencionada de la invención se ha presentado para propÓSitos de ilustración y descripción. No se pretende que sea exhaustiva o que limite la invención a la forma precisa revelada, y pueden ser posibles otras modificaciones y variaciones a la luz de las enseñanzas anteriores. La realización fue elegida y descrita para explicar mejor los principios de la invención y su aplicación práctica para permitir por ello a otros expertos en la técnica utilizar mejor la invención en diversas realizaciones y diversas modificaciones según sea adecuado al uso particular contemplado. Se pretende que las reivindicaciones anexas sean interpretadas para incluir otras realizaciones altemativas de la invención excepto en la medida que se limite por la técnica anterior.

Claims

REIVINDICACIONES

1. Un súper turbocompresor que está acoplado a un motor que comprende:

una turbina que genera energia mecánica rotacional de turbina a partir de la entalpia del gas de escape producido por dicho molar;

un compresor que comprime el aire de admisión y suministra aire comprimido a dicho motor en respuesta a dicha energia mecánica rotacional de la turbina generada por dicha turbina y la energra mecánica rotacional del motor transferida desde dicho motor;

un eje que tiene partes extremas que están conectadas a dicha turbina y dicho compresor, y una parte central que tiene una superficie de tracción del eje;

un transmisión de tracción dispuesto alrededor de dicha parte central de dicho eje, dicho transmisión de tracción que comprende:

una pluralidad de rodillos planetarios que tiene una pluralidad de superficies de tracción de los rodillos planetarios que hacen de interfaz con dicha superficie de tracción del eje de manera que una primera pluralidad de interfaces de tracción existe entre dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios y dicha superficie de tracción del eje;

un rodillo circular que se gira por dicha pluralidad de rodillos planetarios a través de una segunda pluralidad de interfaces de tracción;

una transmisión variable continua, que está acoplada mecánicamente a dicho rodillo circular y dicho motor, que transfiere la energra mecánica rotacional de la turbina a dicho motor y energia mecánica rotacional del motor a dicho súper turbocompresor a velocidades de operación de dicho motor.
2.

El súper turbocompresor de la reivindicación 1 en el que dicha transmisión variable continua comprende una transmisión variable continua con transmisión de tracción.
3.

El súper turbocompresor de la reivindicación 2 en el que dicha transmisión variable continua comprende una transmisión variable continua con transmisión de tracción con rodamiento de bolas planetario.
4.

El súper turbocompresor de la reivindicación 2 en el que dicho transmisión de tracción comprende un transmisión de tracción planetario que tiene al menos dos rodillos planetarios.
5.

El súper turbocompresor de la reivindicación 4 en el que dicho transmisión de tracción planetario tiene al menos tres rodillos planetarios.
6.

El súper turbocompresor de la reivindicación 4 en el que dicho transmisión de tracción planetario tiene un soporte de planetarios en el cual están montados dichos rodillos planetarios.
7.

El súper turbocompresor de la reivindicación 6 en el que dicho transmisión de tracción planetario tiene rodillos planetarios de diámetro múltiple.
8.

El súper turbocompresor de la reivindicación 6 en el que dicho rodillo circular tiene una superficie de tracción de rodillo circular que hace de interfaz con dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios para crear dicha segunda pluralidad de interfaces de tracción.
9.

El súper turbocompresor de la reivindicación 7 en el que dicho rodillo circular tiene una superficie de tracción de rodillo circular que hace de interfaz con una pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios adicionales que tienen un diámetro que es menor que dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios para crear dicha segunda pluralidad de interfaces de tracción.
10.

Un método para transferir la energía mecánica rotacional entre un súper turbocompresor y un motor que comprende:

generar energra mecánica rotacional de turbina en una turbina a partir de la entalpia del gas de escape producido por dicho motor;

comprimir aire de admisión usando un compresor para suministrar aire comprimido a dicho motor en respuesta a dicha energía mecánica rotacional de la turbina generado por dicha energía mecánica rotacional de la turbina y la energia mecánica rotacional del motor generada por dicho motor;

proporcionar un eje que tiene partes extremas que están conectadas a dicha turbina y dicho compresor, y una parte central que tiene una superficie de tracción del eje;

acoplar mecánicamente un transmisión de tracción a dicha superficie de tracción del eje de dicho eje;

situar una pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios de una pluralidad de rodillos planetarios en contacto con dicha superficie de tracción del eje de manera que se crea una pluralidad de primeras interfaces de tracción entre dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios y dicha superficie de tracción del eje;

situar un rodillo circular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios de manera que se crea una pluralidad de segundas interfaces de tracción entre dicha pluralidad de rodillos planetarios y dicho rodillo circular;

acoplar mecánicamente una transmisión variable continua a dicho rodillo circular y dicho motor para transferir dicha energia mecánica rotacional de la turbina a dicho motor a velocidades de operación de dicho motor y la energia mecánica rotacional del motor a dicho eje a velocidades de operación de dicho compresor y dicha turbina.
11.

El método de la reivindicación 10 en el que dicho proceso de transferir la energia mecánica rotacional entre dicho súper turbocompresor y dicho motor comprende transferir energia mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico.
12.

El método de la reivind icación 11 en el que dicho proceso de transferir la energia mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico comprende transferir la energia mecánica rotacional a través de una transmisión de un vehiculo.
13.

El método de la reivindicación 11 en el que dicho proceso de transferir la energia mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico comprende transferir la energia mecánica rotacional a un tren de propulsión de un vehículo.
14.

El método de la reivindicación 10 en el que dicho proceso de situar dicho rodillo circular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios comprende:

situar una superfiCie de tracción de rodillo circular de dicho rodillo circular en contacto con dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios para crear dicha pluralidad de segundas interfaces de tracción.
15.

El método de la reivindicación 10 en el que dicho proceso de situar dicho rodillo circular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios comprende:

situar una superfiCie de tracción de rodillo circular de dicho rodillo circular en contacto con una pluralidad de superfides de tracción de rodillos planetarios adicionales, que tienen un diámetro que es menor que dicha pluralidad de superfiCies de tracción de rodillos planetarios, para crear dicha pluralidad de segundas interfaces de tracción.
16.

El método de la reivindicación 10 en el que dicho proceso de acoplar mecánicamente una transmisión variable continua con transmisión de tracción a dicho transmisión de tracción comprende:

acoplar mecánicamente una transmisión variable continua de rodamientos de bolas planetarios a dicho transmisión de tracción.
17.

El método de la reivindicación 10 en el que dicho proceso de acoplar mecánicamente un transmisión de tracción a dicha superficie de tracción del eje comprende:

acoplar mecánicamente un transmisión de tracción planetario que tiene al menos tres rod illos planetarios de diámetro múltiple.