JP2000008963A - 過給エンジンの排気再循環装置 - Google Patents
過給エンジンの排気再循環装置Info
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/34—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with compressors, turbines or the like in the recirculation passage
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
- F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
- F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
- F02M26/08—EGR systems specially adapted for supercharged engines for engines having two or more intake charge compressors or exhaust gas turbines, e.g. a turbocharger combined with an additional compressor
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
- F02B29/04—Cooling of air intake supply
- F02B29/0481—Intake air cooling by means others than heat exchangers, e.g. by rotating drum regenerators, cooling by expansion or by electrical means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D9/00—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits
- F02D9/02—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits concerning induction conduits
- F02D2009/0201—Arrangements; Control features; Details thereof
- F02D2009/0283—Throttle in the form of an expander
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract
(57)【要約】 （修正有）
【課題】過給ディーゼル機関において、低い燃料済費率
を維持しつつ、全負荷時において、ＥＧＲが可能なＥＧ
Ｒ装置を提供する。 【解決手段】ターボ過給機３を備えた過給機関１で、圧
縮機３ｂ出口側と機関給気入口の間にＥＧＲ用タービン
１４ａを介装し、ＥＧＲ用圧縮機１４ｂの入口をターボ
過給機のタービンへの排気管路に、又ＥＧＲ用圧縮機の
出口を機関の給気入口に各々連結した第１の発明と、低
圧、高圧ターボ過給機を直列連結した過給機関で、高圧
ターボ過給機の高圧圧縮機出口側と機関給気入口の間に
ＥＧＲ用タービンを介装したものと、ターボ過給機と機
関駆動の容積型過給機を直列連結した過給機関で、容積
型過給機の出口側と機関給気入口の間にＥＧＲ用タービ
ンを介装した第３の発明とからなる。ＥＧＲ用圧縮機の
入口側及び又は出口側に排気冷却器を配設し、或いはタ
ーボ過給機の圧縮機及び又は容積型過給機の出口側に給
気冷却器を配設した。
を維持しつつ、全負荷時において、ＥＧＲが可能なＥＧ
Ｒ装置を提供する。 【解決手段】ターボ過給機３を備えた過給機関１で、圧
縮機３ｂ出口側と機関給気入口の間にＥＧＲ用タービン
１４ａを介装し、ＥＧＲ用圧縮機１４ｂの入口をターボ
過給機のタービンへの排気管路に、又ＥＧＲ用圧縮機の
出口を機関の給気入口に各々連結した第１の発明と、低
圧、高圧ターボ過給機を直列連結した過給機関で、高圧
ターボ過給機の高圧圧縮機出口側と機関給気入口の間に
ＥＧＲ用タービンを介装したものと、ターボ過給機と機
関駆動の容積型過給機を直列連結した過給機関で、容積
型過給機の出口側と機関給気入口の間にＥＧＲ用タービ
ンを介装した第３の発明とからなる。ＥＧＲ用圧縮機の
入口側及び又は出口側に排気冷却器を配設し、或いはタ
ーボ過給機の圧縮機及び又は容積型過給機の出口側に給
気冷却器を配設した。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、過給機を備えたエ
ンジンにおける排気再循環（以下ＥＧＲと称す）装置に
関するものである。
ンジンにおける排気再循環（以下ＥＧＲと称す）装置に
関するものである。
【０００２】
【従来の技術】エンジン、殊にディーゼルエンジンのＮ
ＯXの低減には、燃焼温度を低下させることが効果的で
あり、その目的で給気冷却やＥＧＲが普及しているが、
例えば車両用エンジンでは給気冷却がほとんど大気によ
るので、大気温度以下に冷却することは不可能であり、
充分な効果を発揮していない。また、給気圧力が排気圧
力よりも高くなる過給エンジンでは、特にＥＧＲが困難
である。
ＯXの低減には、燃焼温度を低下させることが効果的で
あり、その目的で給気冷却やＥＧＲが普及しているが、
例えば車両用エンジンでは給気冷却がほとんど大気によ
るので、大気温度以下に冷却することは不可能であり、
充分な効果を発揮していない。また、給気圧力が排気圧
力よりも高くなる過給エンジンでは、特にＥＧＲが困難
である。
【０００３】即ち、図７に示すターボ過給機を備えた過
給エンジン（以下ターボ過給エンジンと称す）１では、
エンジン１から排出された高圧の排気は排気管２を経て
ターボ過給機３のタービン３ａを駆動しつつ大気圧にま
で膨張し、排気管４より大気に放出される。また、エン
ジン１には吸気管５より大気が吸入され、これが前記タ
ービン３ａにより駆動される圧縮機３ｂにより断熱圧縮
され、圧力、温度を高めて吸気管６を経て該吸気管６に
介装された給気冷却器７に入り、ここで冷却されてエン
ジン１に給気される。
給エンジン（以下ターボ過給エンジンと称す）１では、
エンジン１から排出された高圧の排気は排気管２を経て
ターボ過給機３のタービン３ａを駆動しつつ大気圧にま
で膨張し、排気管４より大気に放出される。また、エン
ジン１には吸気管５より大気が吸入され、これが前記タ
ービン３ａにより駆動される圧縮機３ｂにより断熱圧縮
され、圧力、温度を高めて吸気管６を経て該吸気管６に
介装された給気冷却器７に入り、ここで冷却されてエン
ジン１に給気される。
【０００４】上記構成の過給システムにおいてＥＧＲす
る場合は、排気管４に絞り弁８を設けて排気管４内圧力
を高め、或いは吸気管５に絞り弁９を設けて吸気管５内
圧力を低下させ、バイパス１０により排気をＥＧＲさせ
ることが考えられる。しかしながら、排気中には固形物
質（以下ＰＭと称す）およびＮＯX、ＳＯXなどの酸性物
質を含有し、これらが前記圧縮機３ｂおよび吸気冷却器
７を汚染し、腐食させる。従って、絞り弁８、９および
バイパス１０によってＥＧＲさせることは不可能であ
る。
る場合は、排気管４に絞り弁８を設けて排気管４内圧力
を高め、或いは吸気管５に絞り弁９を設けて吸気管５内
圧力を低下させ、バイパス１０により排気をＥＧＲさせ
ることが考えられる。しかしながら、排気中には固形物
質（以下ＰＭと称す）およびＮＯX、ＳＯXなどの酸性物
質を含有し、これらが前記圧縮機３ｂおよび吸気冷却器
７を汚染し、腐食させる。従って、絞り弁８、９および
バイパス１０によってＥＧＲさせることは不可能であ
る。
【０００５】上記ターボ過給エンジンにとって望ましい
ＥＧＲ装置は、前記固形物質、酸性物質等による前記害
を避けようとすれば、図７に示すようにバイパス１１に
よって、タービン３ａの上流の高圧の排気を吸気冷却器
７の下流に流入させることである。また、給気温度をＥ
ＧＲによって高めないように、排気をＥＧＲ冷却器１２
によって冷却することもＥＧＲの効果を高めるために望
ましいことである。
ＥＧＲ装置は、前記固形物質、酸性物質等による前記害
を避けようとすれば、図７に示すようにバイパス１１に
よって、タービン３ａの上流の高圧の排気を吸気冷却器
７の下流に流入させることである。また、給気温度をＥ
ＧＲによって高めないように、排気をＥＧＲ冷却器１２
によって冷却することもＥＧＲの効果を高めるために望
ましいことである。
【０００６】しかしながら、高効率故に普及しているタ
ーボ過給機を備えたエンジンにおける排気管２内の圧力
は図８の線ａ−ｂで示されるように、吸気管６内圧力を
示す線ａ−ｃより低く、前記バイパス１１によるＥＧＲ
は不可能である。また、前記の絞り弁８によって排気圧
力を高めること、或いは絞り弁９によって給気圧力を低
下させることも、ターボ過給機の機能を低下させ、エン
ジン出力を低下させるばかりでなく、燃料消費率（以下
ＢＳＦＣと称す）も大幅に悪化させ、実用的ではない。
ーボ過給機を備えたエンジンにおける排気管２内の圧力
は図８の線ａ−ｂで示されるように、吸気管６内圧力を
示す線ａ−ｃより低く、前記バイパス１１によるＥＧＲ
は不可能である。また、前記の絞り弁８によって排気圧
力を高めること、或いは絞り弁９によって給気圧力を低
下させることも、ターボ過給機の機能を低下させ、エン
ジン出力を低下させるばかりでなく、燃料消費率（以下
ＢＳＦＣと称す）も大幅に悪化させ、実用的ではない。
【０００７】特に図９に示す如き、ターボ過給機３と直
列にエンジン１のクランク軸１ａによってプーリ１ｂ、
ベルトＢ、プーリ１３ａ、軸１３ｂを介して駆動される
容積型過給機１３を有する、いわゆるハイブリッド過給
エンジンでは、その給気圧力は図８のｃ−ｄの如くな
り、図９のバイパス１１によるＥＧＲは到底不可能であ
る。従来は、排気圧力が給気圧力より高まるエンジンの
部分負荷時においてのみ、ＥＧＲすることによってもＮ
ＯXを排ガス規制値以内とすることが可能であったが、
２０００年以降は全負荷時においても規制される予定
で、抜本的な対策が急がれている。
列にエンジン１のクランク軸１ａによってプーリ１ｂ、
ベルトＢ、プーリ１３ａ、軸１３ｂを介して駆動される
容積型過給機１３を有する、いわゆるハイブリッド過給
エンジンでは、その給気圧力は図８のｃ−ｄの如くな
り、図９のバイパス１１によるＥＧＲは到底不可能であ
る。従来は、排気圧力が給気圧力より高まるエンジンの
部分負荷時においてのみ、ＥＧＲすることによってもＮ
ＯXを排ガス規制値以内とすることが可能であったが、
２０００年以降は全負荷時においても規制される予定
で、抜本的な対策が急がれている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】本発明は上記に鑑み案
出されたもので、発明の課題は、過給エンジン、殊に過
給ディーゼルエンジンにおいて、エンジンの低いＢＳＦ
Ｃを維持しつつ、全ての負荷時において、ＥＧＲが可能
な過給エンジンのＥＧＲ装置を提供することにある。
出されたもので、発明の課題は、過給エンジン、殊に過
給ディーゼルエンジンにおいて、エンジンの低いＢＳＦ
Ｃを維持しつつ、全ての負荷時において、ＥＧＲが可能
な過給エンジンのＥＧＲ装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】前記課題を解決するため
の本発明過給エンジンの排気再循環装置は、ターボ過給
機を備えた過給エンジンにおいて、前記ターボ過給機の
圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に排気再循環用タ
ービンを介装し、該タービンにより駆動される排気再循
環用圧縮機の入口を前記ターボ過給機のタービンへの排
気管路に、また前記排気再循環用圧縮機の出口をエンジ
ンの給気入口に各々連結したことを特徴とする第１の発
明と、低圧、高圧ターボ過給機を直列に連結して備えた
過給エンジンにおいて、前記高圧ターボ過給機の高圧圧
縮機出口側とエンジン給気入口の間に排気再循環用ター
ビンを介装し、該タービンにより駆動される排気再循環
用圧縮機の入口を前記高圧ターボ過給機のタービンとエ
ンジン間の排気管路に、また前記排気再循環用圧縮機の
出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを特徴と
する第２の発明と、ターボ過給機とエンジン動力で駆動
される容積型過給機を直列に連結して備えた過給エンジ
ンにおいて、前記容積型過給機の出口側とエンジン給気
入口の間に排気再循環用タービンを介装し、該タービン
により駆動される排気再循環用圧縮機の入口を前記ター
ボ過給機のタービンへの排気管路に、また前記排気再循
環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結した
ことを特徴とする過給エンジンの排気再循環装置ことを
特徴とする第３の発明とからなる。
の本発明過給エンジンの排気再循環装置は、ターボ過給
機を備えた過給エンジンにおいて、前記ターボ過給機の
圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に排気再循環用タ
ービンを介装し、該タービンにより駆動される排気再循
環用圧縮機の入口を前記ターボ過給機のタービンへの排
気管路に、また前記排気再循環用圧縮機の出口をエンジ
ンの給気入口に各々連結したことを特徴とする第１の発
明と、低圧、高圧ターボ過給機を直列に連結して備えた
過給エンジンにおいて、前記高圧ターボ過給機の高圧圧
縮機出口側とエンジン給気入口の間に排気再循環用ター
ビンを介装し、該タービンにより駆動される排気再循環
用圧縮機の入口を前記高圧ターボ過給機のタービンとエ
ンジン間の排気管路に、また前記排気再循環用圧縮機の
出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを特徴と
する第２の発明と、ターボ過給機とエンジン動力で駆動
される容積型過給機を直列に連結して備えた過給エンジ
ンにおいて、前記容積型過給機の出口側とエンジン給気
入口の間に排気再循環用タービンを介装し、該タービン
により駆動される排気再循環用圧縮機の入口を前記ター
ボ過給機のタービンへの排気管路に、また前記排気再循
環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結した
ことを特徴とする過給エンジンの排気再循環装置ことを
特徴とする第３の発明とからなる。
【００１０】
【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を図１乃至図
６により詳細に説明する。なお、図７、図９と共通する
部品、部材には同符号を付して詳細な説明は省略する。
図１は第１の発明を示すもので、エンジン１の排気管２
はターボ過給機３のタービン３ａに連通し、排気管２内
の高圧の排気はタービン３ａ内で断熱膨張して、排気管
４より大気に放出される。一方、前記タービン３ａによ
り駆動される圧縮機３ｂは大気を吸気管５より吸入し、
断熱圧縮して給気管６内に圧送する。
６により詳細に説明する。なお、図７、図９と共通する
部品、部材には同符号を付して詳細な説明は省略する。
図１は第１の発明を示すもので、エンジン１の排気管２
はターボ過給機３のタービン３ａに連通し、排気管２内
の高圧の排気はタービン３ａ内で断熱膨張して、排気管
４より大気に放出される。一方、前記タービン３ａによ
り駆動される圧縮機３ｂは大気を吸気管５より吸入し、
断熱圧縮して給気管６内に圧送する。
【００１１】給気管６には給気冷却器７が配設され、吸
気はここで冷却された後、給気冷却器７とエンジン１と
の間に配設された排気再循環用過給機（以下ＥＧＲ用過
給機と称す）１４の排気再循環用タービン（以下ＥＧＲ
用タービンと称す）１４ａに流入して断熱膨張し、給気
は更に温度と圧力を下げつつ給気管１５によりエンジン
１に供給されるのである。
気はここで冷却された後、給気冷却器７とエンジン１と
の間に配設された排気再循環用過給機（以下ＥＧＲ用過
給機と称す）１４の排気再循環用タービン（以下ＥＧＲ
用タービンと称す）１４ａに流入して断熱膨張し、給気
は更に温度と圧力を下げつつ給気管１５によりエンジン
１に供給されるのである。
【００１２】そして、ＥＧＲ用タービン１４ａにより駆
動される排気再循環用圧縮機（以下ＥＧＲ用圧縮機と称
す）１４ｂは、入口をバイパス１６により排気再循環用
冷却器（以下ＥＧＲ用冷却器と称す）１７を介して前記
排気管２に連結し、また出口をバイパス１８により前記
と同様なＥＧＲ用冷却器１９を介して前記給気管１５で
エンジン１に連通されている。従って、前記ＥＧＲ用圧
縮機１４ｂは、ＥＧＲ用冷却器１７により冷却した排気
管２内の高圧排気を、前記給気管１５内圧力以上に圧縮
してバイパス１８内に吐出し、更にＥＧＲ用冷却器１９
で冷却してから給気管１５内空気と合流させ、ＥＧＲを
行うのである。
動される排気再循環用圧縮機（以下ＥＧＲ用圧縮機と称
す）１４ｂは、入口をバイパス１６により排気再循環用
冷却器（以下ＥＧＲ用冷却器と称す）１７を介して前記
排気管２に連結し、また出口をバイパス１８により前記
と同様なＥＧＲ用冷却器１９を介して前記給気管１５で
エンジン１に連通されている。従って、前記ＥＧＲ用圧
縮機１４ｂは、ＥＧＲ用冷却器１７により冷却した排気
管２内の高圧排気を、前記給気管１５内圧力以上に圧縮
してバイパス１８内に吐出し、更にＥＧＲ用冷却器１９
で冷却してから給気管１５内空気と合流させ、ＥＧＲを
行うのである。
【００１３】前記作用を、更に図３に示すｐ−ｖ線図に
より説明すると、線ａ−ｂは大気圧を示し、線ｃ−ｄは
排気管２内圧力を示すが、エンジン１の排気は点ｄの圧
力（ｐ）と容積（ｖ）で前記タービン３ａに流入して断
熱膨張して、点ｂに示す大気圧となり、排気管４から大
気中に放出される。タービン３ａは面積ａ−ｃ−ｄ−ｂ
−ａの仕事をしてこれを圧縮機３ｂに伝え、該圧縮機３
ｂは給気管５から大気を吸入して点ｅから点ｆにまで断
熱圧縮する。点ｆの圧力および容積で給気管６に吐出さ
れた給気は、給気冷却器７によって冷却され、温度低下
によって給気管６内の給気はその容積を点ｆから点ｇに
減少する。
より説明すると、線ａ−ｂは大気圧を示し、線ｃ−ｄは
排気管２内圧力を示すが、エンジン１の排気は点ｄの圧
力（ｐ）と容積（ｖ）で前記タービン３ａに流入して断
熱膨張して、点ｂに示す大気圧となり、排気管４から大
気中に放出される。タービン３ａは面積ａ−ｃ−ｄ−ｂ
−ａの仕事をしてこれを圧縮機３ｂに伝え、該圧縮機３
ｂは給気管５から大気を吸入して点ｅから点ｆにまで断
熱圧縮する。点ｆの圧力および容積で給気管６に吐出さ
れた給気は、給気冷却器７によって冷却され、温度低下
によって給気管６内の給気はその容積を点ｆから点ｇに
減少する。
【００１４】給気管６内の給気はＥＧＲ用タービン１４
ａに流入し、断熱膨張して点ｈの圧力および容積とな
り、給気温度を点ｇより更に低下させる。タービン１４
ａの仕事量は面積ｊ−ｋ−ｇ−ｈ−ｊで表され、この仕
事によってＥＧＲ用圧縮機１４ｂが駆動される。
ａに流入し、断熱膨張して点ｈの圧力および容積とな
り、給気温度を点ｇより更に低下させる。タービン１４
ａの仕事量は面積ｊ−ｋ−ｇ−ｈ−ｊで表され、この仕
事によってＥＧＲ用圧縮機１４ｂが駆動される。
【００１５】排気管２内の排気が図３の点ｌ（エル）の
圧力と容積でバイパス１６に流入すると、ＥＧＲ用冷却
器１７により冷却されて容積は点ｍとなる。この排気を
ＥＧＲ圧縮機１４ｂが圧縮して出口側バイパス１８内圧
力を点ｎとし、給気管１５内圧力（点ｈ）以上にまで高
める。バイパス１８にはＥＧＲ冷却器１９が配設されて
おり、低温となったＥＧＲガスは低温の空気と給気管１
５内で混合し、エンジン１に供給される。エンジン１は
点ｈより圧縮行程を開始し、点ｏが圧縮上死点で、点
ｐ、ｑを経て点ｒで膨張行程を終了し、点ｓより排気行
程を開始する。
圧力と容積でバイパス１６に流入すると、ＥＧＲ用冷却
器１７により冷却されて容積は点ｍとなる。この排気を
ＥＧＲ圧縮機１４ｂが圧縮して出口側バイパス１８内圧
力を点ｎとし、給気管１５内圧力（点ｈ）以上にまで高
める。バイパス１８にはＥＧＲ冷却器１９が配設されて
おり、低温となったＥＧＲガスは低温の空気と給気管１
５内で混合し、エンジン１に供給される。エンジン１は
点ｈより圧縮行程を開始し、点ｏが圧縮上死点で、点
ｐ、ｑを経て点ｒで膨張行程を終了し、点ｓより排気行
程を開始する。
【００１６】以上述べた如く上記実施例によれば、点ｈ
におけるＥＧＲガスを含む給気の温度は、従来公知のい
ずれのＥＧＲシステムより低く、従って点ｏに示す圧縮
上死点においても低くなり、結果として線ｐ−ｑ間の燃
焼温度も低下してＮＯXの形成が阻害され、ＮＯXの排出
量が減少するのである。
におけるＥＧＲガスを含む給気の温度は、従来公知のい
ずれのＥＧＲシステムより低く、従って点ｏに示す圧縮
上死点においても低くなり、結果として線ｐ−ｑ間の燃
焼温度も低下してＮＯXの形成が阻害され、ＮＯXの排出
量が減少するのである。
【００１７】前記ターボ過給機を、低圧、高圧ターボ過
給機を直列に連結したものとした過給エンジンにおいて
も本発明を適用でき、本発明の第２の発明はこれを表し
ている。図示していないがこれを概説すると、この場合
は前記高圧ターボ過給機の高圧圧縮機出口側とエンジン
給気入口の間に、前記の如きＥＧＲ用タービンを介装
し、該タービンにより駆動されるＥＧＲ用圧縮機の入口
を前記低圧ターボ過給機のタービンへの排気管路に、ま
たＥＧＲ用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連
結すればよい。当然ながら、ＥＧＲ用圧縮機の出口圧力
（更にＥＧＲ用給気冷却器を通過させる場合は、その通
過後の圧力）は、エンジンの給気入口の給気圧力以上に
することが必要である。
給機を直列に連結したものとした過給エンジンにおいて
も本発明を適用でき、本発明の第２の発明はこれを表し
ている。図示していないがこれを概説すると、この場合
は前記高圧ターボ過給機の高圧圧縮機出口側とエンジン
給気入口の間に、前記の如きＥＧＲ用タービンを介装
し、該タービンにより駆動されるＥＧＲ用圧縮機の入口
を前記低圧ターボ過給機のタービンへの排気管路に、ま
たＥＧＲ用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連
結すればよい。当然ながら、ＥＧＲ用圧縮機の出口圧力
（更にＥＧＲ用給気冷却器を通過させる場合は、その通
過後の圧力）は、エンジンの給気入口の給気圧力以上に
することが必要である。
【００１８】図２は第３の発明を示すもので、いわゆる
ハイブリッド過給エンジンに応用したものである。即ち
図１のものと同様に、エンジン１の排気管２はターボ過
給機３のタービン３ａに連通し、排気管２内の高圧の排
気はタービン３ａ内で断熱膨張して、排気管４より大気
に放出される。一方、前記タービン３ａにより駆動され
る圧縮機３ｂは大気を吸気管５より吸入し、断熱圧縮し
て給気管６内に圧送される。
ハイブリッド過給エンジンに応用したものである。即ち
図１のものと同様に、エンジン１の排気管２はターボ過
給機３のタービン３ａに連通し、排気管２内の高圧の排
気はタービン３ａ内で断熱膨張して、排気管４より大気
に放出される。一方、前記タービン３ａにより駆動され
る圧縮機３ｂは大気を吸気管５より吸入し、断熱圧縮し
て給気管６内に圧送される。
【００１９】給気管６内の給気は、エンジン１のクラン
ク軸１ａによって、プーリ１ｂ、ベルトＢ、プーリ１３
ａ、軸１３ｂを介して駆動される容積型過給機１３に供
給されて更に断熱圧縮され、給気管２０を経て給気冷却
器７に入る。給気はここで冷却された後、給気冷却器７
とエンジン１との間に配設されたＥＧＲ用過給機１４の
ＥＧＲ用タービン１４ａに流入して断熱膨張し、給気は
更に温度を下げつつ給気管１５によりエンジン１に供給
されるのである。
ク軸１ａによって、プーリ１ｂ、ベルトＢ、プーリ１３
ａ、軸１３ｂを介して駆動される容積型過給機１３に供
給されて更に断熱圧縮され、給気管２０を経て給気冷却
器７に入る。給気はここで冷却された後、給気冷却器７
とエンジン１との間に配設されたＥＧＲ用過給機１４の
ＥＧＲ用タービン１４ａに流入して断熱膨張し、給気は
更に温度を下げつつ給気管１５によりエンジン１に供給
されるのである。
【００２０】そして前記と同様に、ＥＧＲ用タービン１
４ａにより駆動されるＥＧＲ用圧縮機１４ｂは、入口を
バイパス１６によりＥＧＲ用冷却器１７を介して前記排
気管２に連結し、また出口をバイパス１８により前記と
同様なＥＧＲ用冷却器１９を介して前記給気管１５でエ
ンジン１に連結されている。従って、前記ＥＧＲ用圧縮
機１４ｂは、ＥＧＲ用冷却器１７により冷却した排気管
２内の高圧排気を、前記給気管１５内圧力以上に圧縮し
てバイパス１８内に吐出し、更にＥＧＲ用冷却器１９で
冷却してから給気管１５内空気と合流させ、ＥＧＲを行
うのである。
４ａにより駆動されるＥＧＲ用圧縮機１４ｂは、入口を
バイパス１６によりＥＧＲ用冷却器１７を介して前記排
気管２に連結し、また出口をバイパス１８により前記と
同様なＥＧＲ用冷却器１９を介して前記給気管１５でエ
ンジン１に連結されている。従って、前記ＥＧＲ用圧縮
機１４ｂは、ＥＧＲ用冷却器１７により冷却した排気管
２内の高圧排気を、前記給気管１５内圧力以上に圧縮し
てバイパス１８内に吐出し、更にＥＧＲ用冷却器１９で
冷却してから給気管１５内空気と合流させ、ＥＧＲを行
うのである。
【００２１】図２に示す第３の発明の作用を図４により
説明すると、線ａ−ｂは全負荷時におけるエンジン速度
と排気間２内圧力の相関を示し、線ａ−ｃはエンジン速
度と給気管６内圧力の相関を示す。ハイブリッド過給エ
ンジンでは、例えば、点ｄに示すエンジン低速時におい
ては、容積型過給機１３によって給気管２０内圧力を点
ｄに低速トルクを確保することになるが、このとき、タ
ーボ過給機３のタービン３ａへの排気量は点ｌ（エル）
にまで増加し、点ｌ（エル）で作動したタービン３ａに
より駆動される圧縮機３ｂは、点ｍにまで給気管６内圧
力を高め、ＥＧＲ用タービン１４ａは給気管２０内の給
気を断熱膨張させて給気管１５内圧力を点ｈに低下さ
せ、この時の仕事量によって、給気量の約１／１０の量
のＥＧＲ用の排気を点ｌ（エル）から点ｎと、ＥＧＲ用
圧縮機１４ｂにより点ｈより高い圧力にまで圧縮して、
バイパス１８より給気管１５内に合流させＥＧＲするの
である。
説明すると、線ａ−ｂは全負荷時におけるエンジン速度
と排気間２内圧力の相関を示し、線ａ−ｃはエンジン速
度と給気管６内圧力の相関を示す。ハイブリッド過給エ
ンジンでは、例えば、点ｄに示すエンジン低速時におい
ては、容積型過給機１３によって給気管２０内圧力を点
ｄに低速トルクを確保することになるが、このとき、タ
ーボ過給機３のタービン３ａへの排気量は点ｌ（エル）
にまで増加し、点ｌ（エル）で作動したタービン３ａに
より駆動される圧縮機３ｂは、点ｍにまで給気管６内圧
力を高め、ＥＧＲ用タービン１４ａは給気管２０内の給
気を断熱膨張させて給気管１５内圧力を点ｈに低下さ
せ、この時の仕事量によって、給気量の約１／１０の量
のＥＧＲ用の排気を点ｌ（エル）から点ｎと、ＥＧＲ用
圧縮機１４ｂにより点ｈより高い圧力にまで圧縮して、
バイパス１８より給気管１５内に合流させＥＧＲするの
である。
【００２２】このとき、一方のＥＧＲ用冷却器１７は排
気を冷却して圧縮機３ｂの過熱を防止し、他方のＥＧＲ
用冷却器１９は圧縮されたＥＧＲガスを冷却してＥＧＲ
効果を高める。
気を冷却して圧縮機３ｂの過熱を防止し、他方のＥＧＲ
用冷却器１９は圧縮されたＥＧＲガスを冷却してＥＧＲ
効果を高める。
【００２３】次に、本発明において有効なＥＧＲ量の調
整について述べる。前記したＥＧＲ用過給機のタービン
１４ａが通常のタービンであるとすると、全負荷時にお
いては設計時に期待されたＥＧＲを行うことが可能であ
るとしても、部分負荷時には過剰にＥＧＲされる結果、
前記固形物質の過大な排出のおそれがある。従って、エ
ンジンの負荷状態に対応した最適なＥＧＲを行うことが
要望される。そこで、ＥＧＲ用ターボ過給機１４のター
ビン１４ａに、図５に示す如き公知の可変ノズル面積シ
ステム（ＶＧＳ）を採用すれば、ターボ過給機の給気圧
力比が比較的低く、ＥＧＲも容易な、エンジンの低速時
や低負荷時においては図５の実線に示す如きタービンノ
ズル面積を大とし、ＥＧＲ用ターボ過給機のタービンの
膨張比を小とし、圧縮機の仕事量を小さくしてＥＧＲの
適正化を図ることができる。
整について述べる。前記したＥＧＲ用過給機のタービン
１４ａが通常のタービンであるとすると、全負荷時にお
いては設計時に期待されたＥＧＲを行うことが可能であ
るとしても、部分負荷時には過剰にＥＧＲされる結果、
前記固形物質の過大な排出のおそれがある。従って、エ
ンジンの負荷状態に対応した最適なＥＧＲを行うことが
要望される。そこで、ＥＧＲ用ターボ過給機１４のター
ビン１４ａに、図５に示す如き公知の可変ノズル面積シ
ステム（ＶＧＳ）を採用すれば、ターボ過給機の給気圧
力比が比較的低く、ＥＧＲも容易な、エンジンの低速時
や低負荷時においては図５の実線に示す如きタービンノ
ズル面積を大とし、ＥＧＲ用ターボ過給機のタービンの
膨張比を小とし、圧縮機の仕事量を小さくしてＥＧＲの
適正化を図ることができる。
【００２４】図５はＶＧＳ付きのＥＧＲ用タービンを示
すが、タービンノズル羽根２１は、低速時又は低負荷時
には、実線に示すように大きな面積で開口し、高速時、
高負荷時には、点線に示すようにノズル面積を小さくし
てタービン仕事量を増加させて給気圧力比を低下させ、
ＥＧＲ量を増加させることができるのである。
すが、タービンノズル羽根２１は、低速時又は低負荷時
には、実線に示すように大きな面積で開口し、高速時、
高負荷時には、点線に示すようにノズル面積を小さくし
てタービン仕事量を増加させて給気圧力比を低下させ、
ＥＧＲ量を増加させることができるのである。
【００２５】図５のＶＧＳ付きのＥＧＲ用タービンは、
図１に示す前記第１の発明に係る過給エンジンのみでな
く、前記第２の発明に係る過給エンジン、図２に係る過
給エンジンにも採用でき、その作用は前記と同様であ
る。なお、本発明はディーゼルエンジンのみでなく、火
花点火エンジンにも適用できることを申し添える。
図１に示す前記第１の発明に係る過給エンジンのみでな
く、前記第２の発明に係る過給エンジン、図２に係る過
給エンジンにも採用でき、その作用は前記と同様であ
る。なお、本発明はディーゼルエンジンのみでなく、火
花点火エンジンにも適用できることを申し添える。
【００２６】
【発明の効果】本発明の過給エンジンの排気再循環装置
は、ターボ過給機を備えた過給エンジンにおいて、前記
ターボ過給機の圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に
排気再循環用タービンを介装し、該タービンにより駆動
される排気再循環用圧縮機の入口を前記ターボ過給機の
タービンへの排気管路に、また前記排気再循環用圧縮機
の出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを特徴
とする第１の発明と、低圧、高圧ターボ過給機を直列に
連結して備えた過給エンジンにおいて、前記高圧ターボ
過給機の高圧圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に排
気再循環用タービンを介装し、該タービンにより駆動さ
れる排気再循環用圧縮機の入口を前記高圧ターボ過給機
のタービンとエンジン間の排気管路に、また前記排気再
循環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結し
たことを特徴とする第２の発明と、ターボ過給機とエン
ジン動力で駆動される容積型過給機を直列に連結して備
えた過給エンジンにおいて、前記容積型過給機の出口側
とエンジン給気入口の間に排気再循環用タービンを介装
し、該タービンにより駆動される排気再循環用圧縮機の
入口を前記ターボ過給機のタービンへの排気管路に、ま
た前記排気再循環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口
に各々連結したことを特徴とする過給エンジンの排気再
循環装置ことを特徴とする第３の発明とからなることを
特徴とするので、過給機によりエンジンを高出力に且つ
ＢＳＦＣを低く維持し、また固形物質の排出を抑えつ
つ、全ての負荷時にわたり適切なＥＧＲが可能な過給エ
ンジンのＥＧＲ装置を提供する効果がある。
は、ターボ過給機を備えた過給エンジンにおいて、前記
ターボ過給機の圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に
排気再循環用タービンを介装し、該タービンにより駆動
される排気再循環用圧縮機の入口を前記ターボ過給機の
タービンへの排気管路に、また前記排気再循環用圧縮機
の出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを特徴
とする第１の発明と、低圧、高圧ターボ過給機を直列に
連結して備えた過給エンジンにおいて、前記高圧ターボ
過給機の高圧圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に排
気再循環用タービンを介装し、該タービンにより駆動さ
れる排気再循環用圧縮機の入口を前記高圧ターボ過給機
のタービンとエンジン間の排気管路に、また前記排気再
循環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結し
たことを特徴とする第２の発明と、ターボ過給機とエン
ジン動力で駆動される容積型過給機を直列に連結して備
えた過給エンジンにおいて、前記容積型過給機の出口側
とエンジン給気入口の間に排気再循環用タービンを介装
し、該タービンにより駆動される排気再循環用圧縮機の
入口を前記ターボ過給機のタービンへの排気管路に、ま
た前記排気再循環用圧縮機の出口をエンジンの給気入口
に各々連結したことを特徴とする過給エンジンの排気再
循環装置ことを特徴とする第３の発明とからなることを
特徴とするので、過給機によりエンジンを高出力に且つ
ＢＳＦＣを低く維持し、また固形物質の排出を抑えつ
つ、全ての負荷時にわたり適切なＥＧＲが可能な過給エ
ンジンのＥＧＲ装置を提供する効果がある。
【００２７】また、前記排気再循環用圧縮機の入口側お
よび／または出口側に排気冷却器を配設し、或いは前記
ターボ過給機の圧縮機および／または容積型過給機の出
口側に給気冷却器を配設したものでは、給気およびＥＧ
Ｒガスを冷却してエンジンの燃焼温度を低下させ、結果
的にＮＯXの形成を阻害し、ＮＯXの排出量を減少させる
とともに、排気再循環用圧縮機の過熱を防止し、またＥ
ＧＲガスを冷却してＥＧＲ効果を高める効果がある。
よび／または出口側に排気冷却器を配設し、或いは前記
ターボ過給機の圧縮機および／または容積型過給機の出
口側に給気冷却器を配設したものでは、給気およびＥＧ
Ｒガスを冷却してエンジンの燃焼温度を低下させ、結果
的にＮＯXの形成を阻害し、ＮＯXの排出量を減少させる
とともに、排気再循環用圧縮機の過熱を防止し、またＥ
ＧＲガスを冷却してＥＧＲ効果を高める効果がある。
【００２８】また、前記排気再循環用タービンが、その
ノズルを可変ノズル面積としたガイドベーンを備えたも
のでは、エンジンの低速時や低負荷時においては、ター
ビンノズル面積を大とし、ＥＧＲ用ターボ過給機のター
ビンの膨張比を小とし、圧縮機の仕事量を小さくしてＥ
ＧＲの適正化を図ることができるとともに、高速時、高
負荷時には、ノズル面積を小さくしてタービン仕事量を
増加させて給気圧力比を低下させ、ＥＧＲ量を増加させ
ることができる効果がある。
ノズルを可変ノズル面積としたガイドベーンを備えたも
のでは、エンジンの低速時や低負荷時においては、ター
ビンノズル面積を大とし、ＥＧＲ用ターボ過給機のター
ビンの膨張比を小とし、圧縮機の仕事量を小さくしてＥ
ＧＲの適正化を図ることができるとともに、高速時、高
負荷時には、ノズル面積を小さくしてタービン仕事量を
増加させて給気圧力比を低下させ、ＥＧＲ量を増加させ
ることができる効果がある。
【００２９】また、本発明を火花点火エンジンに適用し
たものでは、給気温度が低下し且つＥＧＲによってノッ
キングが防止され、従って高い給気圧力の過給時におい
ても高圧縮比が維持でき、高出力、低ＢＳＦＣのエンジ
ンを提供できる効果がある。
たものでは、給気温度が低下し且つＥＧＲによってノッ
キングが防止され、従って高い給気圧力の過給時におい
ても高圧縮比が維持でき、高出力、低ＢＳＦＣのエンジ
ンを提供できる効果がある。
【図１】本発明過給エンジンの排気再循環装置の一実施
例を示す概略構成図
例を示す概略構成図
【図２】本発明過給エンジンの排気再循環装置の他の実
施例を示す概略構成図
施例を示す概略構成図
【図３】本発明過給エンジンの排気再循環装置を備えた
エンジンの作動を説明するｐ−ｖ線図
エンジンの作動を説明するｐ−ｖ線図
【図４】本発明の作動原理を説明する圧力比−給気流量
線図
線図
【図５】本発明における排気再循環用タービンの実施例
を示す一部切欠き正面図
を示す一部切欠き正面図
【図６】過給エンジンの従来例を示す概略構成図
【図７】過給エンジンにおける給気圧と排気圧の関係を
示す図
示す図
【図８】過給エンジンの他の従来例を示す概略構成図
１ エンジン ２、４ 排気管 ３ ターボ過給機 ３ａ タービン ３ｂ 圧縮機 ５、６ 吸気管 ７ 給気冷却器 ８、９ 絞り弁 １０、１１、１６、１８ バイパス １２、１７、１９ 排気再循環用冷却器 １３ 容積型過給機 １４ 排気再循環用過給機 １４ａ 排気再循環用タービン １４ｂ 排気再循環用圧縮機 １５、２０ 給気管 ２１ タービンノズル羽根。
Claims (6)
- 【請求項１】ターボ過給機を備えた過給エンジンにおい
て、前記ターボ過給機の圧縮機出口側とエンジン給気入
口の間に排気再循環用タービンを介装し、該タービンに
より駆動される排気再循環用圧縮機の入口を前記ターボ
過給機のタービンへの排気管路に、また前記排気再循環
用圧縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結したこ
とを特徴とする過給エンジンの排気再循環装置。 - 【請求項２】低圧、高圧ターボ過給機を直列に連結して
備えた過給エンジンにおいて、前記高圧ターボ過給機の
高圧圧縮機出口側とエンジン給気入口の間に排気再循環
用タービンを介装し、該タービンにより駆動される排気
再循環用圧縮機の入口を前記高圧ターボ過給機のタービ
ンとエンジン間の排気管路に、また前記排気再循環用圧
縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを
特徴とする過給エンジンの排気再循環装置。 - 【請求項３】ターボ過給機とエンジン動力で駆動される
容積型過給機を直列に連結して備えた過給エンジンにお
いて、前記容積型過給機の出口側とエンジン給気入口の
間に排気再循環用タービンを介装し、該タービンにより
駆動される排気再循環用圧縮機の入口を前記ターボ過給
機のタービンへの排気管路に、また前記排気再循環用圧
縮機の出口をエンジンの給気入口に各々連結したことを
特徴とする過給エンジンの排気再循環装置。 - 【請求項４】前記排気再循環用圧縮機の入口側および／
または出口側に排気冷却器を配設したことを特徴とする
請求項１または請求項２または請求項３記載の過給エン
ジンの排気再循環装置。 - 【請求項５】前記排気再循環用タービンが、そのノズル
を可変ノズル面積としたガイドベーンを備えたことを特
徴とする請求項１または請求項２または請求項３記載の
過給エンジンの排気再循環装置。 - 【請求項６】前記ターボ過給機の圧縮機および／または
容積型過給機の出口側に給気冷却器を配設したことを特
徴とする請求項１または請求項２または請求項３または
請求項４または請求項５記載の過給エンジンの排気再循
環装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10189814A JP2000008963A (ja) | 1998-06-19 | 1998-06-19 | 過給エンジンの排気再循環装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10189814A JP2000008963A (ja) | 1998-06-19 | 1998-06-19 | 過給エンジンの排気再循環装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000008963A true JP2000008963A (ja) | 2000-01-11 |
Family
ID=16247666
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10189814A Pending JP2000008963A (ja) | 1998-06-19 | 1998-06-19 | 過給エンジンの排気再循環装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2000008963A (ja) |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20030013599A (ko) * | 2001-08-08 | 2003-02-15 | 현대자동차주식회사 | 터보차저를 이용한 이지알시스템 |
| WO2008062315A2 (en) * | 2006-11-23 | 2008-05-29 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| DE102007017843A1 (de) * | 2007-04-16 | 2008-11-06 | Siemens Ag | Turboladeranordnung |
| US7571608B2 (en) * | 2005-11-28 | 2009-08-11 | General Electric Company | Turbocharged engine system and method of operation |
| EP2196659A1 (de) * | 2008-12-10 | 2010-06-16 | ABB Turbo Systems AG | Zweistufiges Aufladesystem für Abgaszirkulation |
| WO2010072227A1 (de) * | 2008-12-22 | 2010-07-01 | Fev Motorentechnik Gmbh | Abgasrückführungssystem und verfahren zur abgasrückführung |
| US8176736B2 (en) * | 2008-03-21 | 2012-05-15 | Cummins Inc. | EGR apparatuses, systems, and methods |
| WO2020120614A3 (en) * | 2018-12-12 | 2020-08-06 | Eaton Intelligent Power Limited | Egr pump system and control method of egr pump |
-
1998
- 1998-06-19 JP JP10189814A patent/JP2000008963A/ja active Pending
Cited By (13)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20030013599A (ko) * | 2001-08-08 | 2003-02-15 | 현대자동차주식회사 | 터보차저를 이용한 이지알시스템 |
| US7571608B2 (en) * | 2005-11-28 | 2009-08-11 | General Electric Company | Turbocharged engine system and method of operation |
| US8302400B2 (en) | 2006-11-23 | 2012-11-06 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| WO2008062315A3 (en) * | 2006-11-23 | 2008-07-17 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| WO2008062254A1 (en) * | 2006-11-23 | 2008-05-29 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| WO2008062315A2 (en) * | 2006-11-23 | 2008-05-29 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| US8479512B2 (en) | 2006-11-23 | 2013-07-09 | Renault Trucks | Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system |
| DE102007017843A1 (de) * | 2007-04-16 | 2008-11-06 | Siemens Ag | Turboladeranordnung |
| US8176736B2 (en) * | 2008-03-21 | 2012-05-15 | Cummins Inc. | EGR apparatuses, systems, and methods |
| EP2196659A1 (de) * | 2008-12-10 | 2010-06-16 | ABB Turbo Systems AG | Zweistufiges Aufladesystem für Abgaszirkulation |
| WO2010072227A1 (de) * | 2008-12-22 | 2010-07-01 | Fev Motorentechnik Gmbh | Abgasrückführungssystem und verfahren zur abgasrückführung |
| WO2020120614A3 (en) * | 2018-12-12 | 2020-08-06 | Eaton Intelligent Power Limited | Egr pump system and control method of egr pump |
| US11698046B2 (en) | 2018-12-12 | 2023-07-11 | Eaton Intelligent Power Limited | EGR pump system and control method of EGR pump |
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Legal Events
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|---|---|---|---|
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