JP2004100620A

JP2004100620A - Variable nozzle opening control system for exhaust turbine supercharger

Info

Publication number: JP2004100620A
Application number: JP2002265685A
Authority: JP
Inventors: Toshihiko Nishiyama; 西山　利彦
Original assignee: Petroleum Energy Center PEC; Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd; Japan Petroleum Energy Center JPEC
Priority date: 2002-09-11
Filing date: 2002-09-11
Publication date: 2004-04-02
Anticipated expiration: 2022-09-11
Also published as: JP4056333B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable nozzle opening control system capable of substantializing size reduction of the entire system, positive opening control, and improvement in responsiveness. SOLUTION: Driving force to balance with the sum of enregizing force of a return spring and torque applied to the variable nozzle is calculated in an output control means 45 and outputted from a variable nozzle drive device, thereby preventing unsteadiness of the variable nozzle while maintaining the posture of the variable nozzle with an optimum opening. Because the drive device needs only to output driving force to maintain the posture according to the driving state, the return spring can be made small. The drive device can also be made small because the outputted driving force opposing the energizing force can be small. Feed forward control can be applied to obtain an optimum nozzle opening, and responsiveness can be improved. COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばディーゼルエンジン等に用いられる排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムに関する。
【０００２】
【背景技術】
ディーゼルエンジン等に用いられる排気タービン過給機としては、排気タービン外周部の複数の可変ノズルを回動可能に設けてノズル開度を調整できるようにし、エンジンの低速回転域や、トルクライズが必要な中速回転域では、ノズル開度を小さくして排気タービンに流入する排気ガスの流速を増加させ、よって排気タービンの回転エネルギを大きくして給気圧縮機の過給能力を上げる可変式のものが知られている。このような可変式の排気タービン過給機では、複数の可変ノズルを可変ノズル駆動装置で回動駆動しているのであるが、この可変ノズル駆動装置を制御することで、エンジンの運転域の各作動点における可変ノズルの開度が最適になるようにコントロールしている。
【０００３】
この際、可変ノズルは、リターンスプリング等により常時全開側（場合によっては全閉側）に付勢されており、可変ノズル駆動装置では、このリターンスプリングのばね力に抗するだけの吸気圧等が導入されることで、可変ノズルを回動駆動する構成になっている（例えば、特許文献１参照）。また、リターンスプリングとしては、大きなばね力を有したものが用いられており、所定の開度に開いた可変ノズルの姿勢を大きなばね力で確実に維持することで、排気ガスの圧力が可変ノズルに作用しても可変ノズルがふらつかないようにし、安定した開度コントロールができるようになっている。
【０００４】
【特許文献１】
特開昭６３−５１１７号公報（第２図）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、大きなばね力を有したリターンスプリングを用いると、可変ノズル駆動装置を制御するためには、その大きなばね力に対抗するようにして、さらに大きな負圧または正圧の吸気圧を導入する必要があり、可変ノズル駆動装置の容量が大きくなって装置が大型化するという問題がある。また、そのようなリターンスプリングは外形も大きいために、特にリターンスプリングが可変ノズル駆動装置の内部に組み込まれるタイプでは、可変ノズル駆動装置の大型化を回避するのがより困難になる。
【０００６】
さらに、従来では、可変ノズル駆動装置に導入される負圧あるいは正圧は、運転状態によって変化する吸気圧をそのまま利用しているのであるが、運転状態が変動してから変動後の吸気圧が導入されるまでにはタイムラグがあるため、応答性が悪いという問題があった。
【０００７】
本発明の目的は、リターンスプリングや可変ノズル駆動装置等の小型化を促進することでシステム全体を小型化できるとともに、可変ノズルのふらつきを防いで開度コントロールを確実に実現でき、かつ応答性を良好にできる排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムを提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段と作用効果】
本発明の排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムは、エンジンの排気で回転する排気タービンの外周部に設けられた複数の回動自在な可変ノズルを駆動制御するための排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムであって、前記可変ノズルを回動駆動する可変ノズル駆動装置と、この可変ノズル駆動装置から出力される駆動力に対抗する付勢力を有したリターンスプリングと、エンジンの運転域の各作動点における前記可変ノズルの開度を決定する開度決定手段と、この開度決定手段で決定された開度での前記リターンスプリングの付勢力を算出する付勢力演算手段と、当該作動点における前記可変ノズルにかかるトルクを算出するトルク演算手段と、このトルク演算手段で算出されたトルクと前記付勢力演算手段で算出された付勢力との和に釣り合うように前記可変ノズル駆動装置の駆動力を制御する出力制御手段とを備えていることを特徴とする。
【０００９】
このような可変ノズル開度制御システムでは、可変ノズル駆動装置の駆動出力を出力制御手段で制御することにより、可変ノズルの開度を開度決定手段で決定した所定開度にコントロールするのであるが、この際には、当該所定開度でのリターンスプリングの付勢力（ばね力）を付勢力演算手段で算出するとともに、排気ガスの圧力が作用することで生じる可変ノズルでのトルクをトルク演算手段で算出し、これらの付勢力とトルクとの和に釣り合うだけの駆動力を可変ノズル駆動装置から出力させ、よって所定開度での可変ノズルの姿勢を維持させるので、可変ノズル駆動装置からは、運転状態に応じた大きさの姿勢維持用の駆動出力を出力させればよく、リターンスプリングとしては、可変ノズル駆動装置を駆動しない時に、可変ノズルを常時全開側または全閉側に付勢させるだけのばね力を有していればよい。
【００１０】
従って、排気ガスによる可変ノズルのふらつきを防止するような大きな付勢力が不要であるから、小さいばね力のリターンスプリングが用いられるようになり、リターンスプリング自身の大きさや、可変ノズル駆動装置が小さくなってシステムの小型化が促進される。また、駆動力に対して前記付勢力とトルクとの和を釣り合わせることにより、可変バルブのふらつきも発生せず、開度コントロールが確実に行われる。さらに、所定の開度となるように可変ノズルを積極的に回動させるので、マップ等を用いたフィードフォワード制御が行え、応答性が良好になる。
【００１１】
本発明の排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムでは、当該システムをエンジン回転速度検出手段と、エンジン負荷検出手段とを備え、前記トルク演算手段は、これらの検出手段からの出力に基づいて前記可変ノズルにかかるトルクを算出することが考えられる。
このような可変ノズル開度制御システムによれば、エンジン回転速度検出手段やエンジン負荷検出手段は、エンジン自身の制御等にも一般的に用いられているので、これらを可変ノズルの開度コントロールに特別に設ける必要がなく、システムが低コストで構築されるようになる。
【００１２】
これに対して、本発明の排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムでは、コンプレッサ出口圧検出手段を備え、前記トルク演算手段は、このコンプレッサ出口圧検出手段からの出力に基づいて前記可変ノズルにかかるトルクを算出することが考えられる。
可変ノズルにかかるトルクは、圧縮機（コンプレッサ）の出口圧から精度よく算出することが可能であり、従って、このような可変ノズル開度制御システムによれば、この算出結果に基づいて可変ノズル駆動装置が正確に制御されるようになる。
【００１３】
本発明の排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムは、前記可変ノズル駆動装置を、流体圧を利用して前記可変ノズルを駆動するように構成し、前記出力制御手段を、当該可変ノズル駆動装置に流入する流体の流体圧を制御するように構成することが考えられる。
このような可変ノズル開度制御システムによれば、油圧等の流体圧を用いて可変ノズル駆動装置を制御するので、構造が簡単で、制御も容易かつ正確であるうえ、熱影響も受けにくく、小型軽量、信頼性、および耐熱性に優れたシステムが構築されるようになる。
【００１４】
一方、本発明の排気タービン過給機用の可変ノズル開度制御システムでは、前記可変ノズル駆動装置を、電気エネルギを利用して前記可変ノズルを駆動するように構成し、前記出力制御手段を、当該可変ノズル駆動装置に印加する電気エネルギを制御するように構成することが考えられる。
このような可変ノズル開度制御システムによれば、可変ノズル駆動装置として例えば小型の電動モータを用いればよく、システムが安価に構築可能であり、あた、制御も容易である。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。
図１には、本発明の一実施形態に係る可変ノズル開度制御システムが示されている。このシステムは、ディーゼルエンジン（エンジン）１に用いられている排気タービン過給機１０の可変ノズル５０の開度を制御するものである。
【００１６】
〔エンジン全体の概略説明〕
図１において、ディーゼルエンジン１は、それぞれ内部に複数（本実施形態では４つ）の燃焼室が形成されたエンジン本体２と、燃焼室に吸気を導入する吸気管路３と、外部へ排気ガスを排出する排気管路４と、ディーゼルエンジン１を冷却するための冷却機構５と、過給を行うために吸気を圧縮する排気タービン過給機１０と、排気タービン過給機１０の可変ノズル５０の開度を調節する前記可変ノズル駆動装置２０と、ディーゼルエンジン１の動作を制御するエンジンコントローラ３０と、可変ノズル駆動装置２０の動作を制御するノズル開度コントローラ４０とを備えている。
なお、本実施形態では、可変ノズル駆動装置２０と、ノズル開度コントローラ４０とを備えてノズル開度制御システムが構成されている。
【００１７】
これらのうち、冷却機構５は、エンジン本体２内に収められたクランクシャフト（図示せず）等により駆動されるポンプ８を備え、ポンプ８によって圧送された冷却水は、ディーゼルエンジン１のエンジン本体２、排気タービン過給機１０、図示しないオイルクーラ等の冷却必要部位を冷却した後、冷却機構５に設けられたラジエータ６で空冷されるようになっている。また、吸気管路３の途中には、排気タービン過給機１０で圧縮された空気を冷却するためのインタークーラ７が設けられている。このラジエータ６およびインタークーラ７は、エンジン本体２に設けられ、かつ、クランクシャフト等により回転駆動されるファン９によって、その冷却作用が促進されるようになっている。
【００１８】
排気タービン過給機１０は、吸気管路３の途中に設けられた圧縮機１１と、排気管路４の途中に設けられた排気タービン１２とを備える。図２に示されるように、圧縮機１１は、回転することで外部からの吸気を圧縮するインペラ１３を有している。排気タービン１２は、流入する排気ガスによって回転するタービンホイール１４を有し、また、これらのタービンホイール１４とインペラ１３とはシャフト１５で連結されており、ハウジング１６によって回転可能に支持されている。この際、排気タービン１２は、タービンホイール１４の外周に沿って、排気ガスを導入するノズル部１７の入口面積を調節する複数の可変ノズル５０を備えている。これらの可変ノズル５０は、可変ノズル駆動装置２０によってノズル部の入口面積を調節できるように設けられている。
【００１９】
ここで、可変ノズル５０は、図３にも示されるように、排気タービン１２の外周に沿って等間隔に設置され、これら可変ノズル５０の回動軸５１が、ノズル部１７の一部を形成するプレート１８を貫通して回動可能に支持されている。円周上に配置された各回動軸５１で囲まれた領域の内側には、シャフト１５と同心円上で回動可能な連結リング（連動手段）５２が設けられている。この連結リング５２の外周には半長孔状の係合孔５３が形成されており、この係合孔５３には、棒状のレバー５４の一端が回動可能に、かつ摺動可能に係合されている。各レバー５４の他端は各回動軸５１に固定されており、これらのレバー５４を介して連結リング５２が回動軸５１に支持されている。複数の回動軸５１のうちの一本は、ハウジング１６をも貫通した回動駆動軸５１Ａとなっている。また、レバー５４のうち、回動駆動軸５１Ａに結合されたものは、駆動用レバー５４Ａとなっている。
【００２０】
そして、回動駆動軸５１Ａは、ハウジング１６を貫通して回動可能に軸支され、貫通部分は簡易なリング状のシール部材により密封されている。また、回動駆動軸５１Ａは、他の回動軸５１よりも径寸法が大きく、高剛性に形成されている。これにより、回動駆動軸５１Ａは、すべての回動軸５１が連結された連結リング５２を、駆動用レバー５４Ａを介して回動させるのに十分な剛性を有する。さらに、駆動用レバー５４Ａは、回動駆動軸５１Ａからの回動駆動力を連結リング５２に伝達するのに十分な剛性を有するように、他のレバー５４よりも太く、高剛性になっている。このような回動駆動軸５１Ａは、ハウジング１６の外部に配置された可変ノズル駆動装置２０に接続されている。
【００２１】
なお、ノズル部１７の入口面積可変範囲は、可変ノズル５０の回動範囲によって決定されるが、この回動範囲は排気タービン過給機１０の過給能力範囲や、ディーゼルエンジン１の使用運転範囲などを勘案して予め適宜設定されている。本実施形態では、可変ノズル５０の回動範囲を、ノズル部１７の入口面積が最大となるような角度を全開（１００％）に、また、ディーゼルエンジン１の運転範囲や排気タービン過給機１０の過給能力範囲のうち取りうる最小の入口面積となる角度を全閉（０％）と設定している。従って、本実施形態では、可変ノズル５０の開度を０％としても、ノズル部１７の実質的な入口面積は０とはならない。
【００２２】
可変ノズル駆動装置２０は、ノズル開度コントローラ４０からの指示に従って回動駆動軸５１Ａを駆動するように設けられている。ここで、可変ノズル駆動装置２０は、油圧（流体圧）を利用したものであるが、その具体的な構成については後述する。
【００２３】
エンジンコントローラ３０は、エンジン本体２の燃料噴射量などを制御するために設けられ、図１に示されるように、エンジン本体２のクランクシャフトの回転速度を検出する回転速度検出センサ（エンジン回転速度検出手段）３１から得た回転速度信号Ｎや、燃料噴射装置３２に設けられたラック電圧検出センサ（エンジン負荷検出手段）３３からの燃料噴射量信号Ｆなどを受信している。エンジンコントローラ３０は、これらの信号によりディーゼルエンジン１の運転状態を把握し、状態に応じて燃料噴射量の調整などの制御を行っている。また、エンジンコントローラ３０には、ノズル開度コントローラ４０が電気的に接続されており、ノズル開度コントローラ４０へ回転速度信号Ｎおよび燃料噴射量信号Ｆを送信している。ただし、これらの信号Ｎ，Ｆを各センサ３１，３３から各コントローラ３０，４０に並列的に直接送信してもよい。そのようなノズル開度コントローラ４０についても後述する。
【００２４】
〔可変ノズル駆動装置の説明〕
図４は、可変ノズル駆動装置２０の概略全体を示す斜視図、図５は、図４に示す可変ノズル駆動装置２０を矢印Ｖ側から見た図、図６は、図４に示す可変ノズル駆動装置２０を矢印ＶＩ側から見た図、図７は、可変ノズル駆動装置２０の断面図である。さらに、図８ないし図１０にはそれぞれ、図７に示す矢印ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ、矢印ＩＸ−ＩＸ、矢印Ｘ−Ｘから見た断面図が示されている。なお、各図において、矢印ＩＮは作動油（流体）の供給側を、矢印ＯＵＴは排出側を示す。
【００２５】
可変ノズル駆動装置２０は、作動油の供給口２１が設けられたケース２２と、排出口２３が設けられたカバー２４と、ケース２２およびカバー２４の内部に回動可能に収容されたロータ２５とを備えており、供給口２１に供給した作動油の油圧でロータ２５を回動させるとともに、この回動力をロータ２５に連結された回動駆動軸５１Ａに伝達し、最終的に全ての可変ノズル５０を回動させる構成である。
【００２６】
ケース２２およびカバー２４は、これらを貫通する複数（本実施形態では４本）のボルト２６で互いに一体に設けられ、かつ排気タービン過給機１０のハウジング１６に固定されている。加えて本実施形態では、より小径の複数（本実施形態では２本）のボルト２７により、カバー２４がケース２２に固定されている。この際、ケース２２およびカバー２４は、位置決めピン２８（図７、図９、図１０）で互いに正確に位置決めされるようになっている。ロータ２５と回動駆動軸５１Ａとは、連結部材２９を介して互いに連結されている。この連結部材２９へのロータ２５および回動駆動軸５１Ａの接合は、凸状の二面幅部分とこれが嵌合する凹状の嵌合孔とで行われており、前述の４本のボルト２６を外すと、連結部材２９、ロータ２５、および回動駆動軸５１Ａも分離可能である。なお、ケース２２は、脚部２２１によってハウジング１６に当接されており、装置の本体部分をハウジング１６からより離間させることで、ハウジング１６側から本体部分への熱影響を少なくしている。
【００２７】
さらに、この連結部材２９には、この外周側に嵌め込まれてナット部材２９１で固定された回動レバー２９２が設けられており、図６に示すように、回動レバー２９２の先端とハウジング１６の上方部分とにはリターンスプリング２９３が掛設されている。このリターンスプリング２９３は、回動レバー２９２の端部を常時図６中の上側（反時計回り）に持ち上げる方向の付勢力を有し、ディーゼルエンジン１が停止して排気タービン過給機１０や可変ノズル駆動装置２０が動作していないときには、可変ノズル５０の開度が全開状態を維持するように付勢力を作用させている。
【００２８】
より具体的に、ケース２２の供給口２１は、図８にも示すように、ドリル等の機械加工によって穿設されており、この供給口２１を利用してさらに小さな径のドリルで第１供給流路６１が穿設されている。また、ケース２２の外部からのドリル加工により、前記第１供給流路６１と同一平面内でかつ平行な第２供給流路６２が穿設され、さらに、ケース２２の外部からは、当該第２供給流路６２と交差し、先端が供給口２１に達した第３供給流路６３が穿設されている。第２、第３供給流路６２，６３の加工基端側は球状のプラグ６４で封止されている。
【００２９】
図７、図８において、ケース２２の略中央には、第１〜第３供給流路６１〜６３に囲まれた位置に、ロータ２５が貫通支持される支持孔６５が穿設され、この支持孔６５には、ロータ２５の一端がベアリング６６を介して回動可能に支持されている。そして、ケース２２の外部からは、この支持孔６５に貫通した第１ドレイン流路６７が穿設され、この第１ドレイン流路６７の加工基端側もプラグ６４で封止されている。
【００３０】
また、図７、図９に示すように、ケース２２には、複数（本実施形態では４つ）の油圧室（流体圧室）６８を形成する部分が支持孔６５の周囲に等周間隔で、かつカバー２４側に開口して設けられている。これらの部分は、中央側が支持孔６５に連通しているとともに、支持孔６５を中心として外側に向けて扇状に拡がった形状であり、開口側をカバー２４で覆うことで完全な油圧室６８として形成される。各油圧室６８において、径方向に沿った（周方向に対向した）一対の内壁のうちの一方の内壁には、断面半円状の切欠部６９が設けられている。また、この切欠部６９と同じ径の連通孔７１が軸方向に穿設され、第１、第２（第３）供給流路６１，６２（６３）に達している。従って、この連通孔７１により、供給口２１と各油圧室６８とが連通し、油圧室６８に油圧が供給されるようになっている。さらに、第１ドレイン流路６７に対応した位置にも、軸方向に沿った連通孔７２が穿設されており、この連通孔７２がカバー２４側に開口している。そして、第１〜第３供給流路６１〜６３、第１ドレイン流路６７、および連通孔７１，７２により、各油圧室６８と装置外部とを連通させるケース２２側での油圧回路（流体圧回路）が形成されている。
【００３１】
一方、図７、図１０において、カバー２４には軸方向に貫通した支持孔７３が穿設されており、この支持孔７３にはベアリング６６を介してロータ２５の他端側が支持されている。支持孔７３と排出口２３とは第２ドレイン流路７４を介して連通している。さらに、排出口２３とケース２２側の連通孔７２とは、カバー２４側の連通孔７５を介して連通している。このため、各油圧室６８から支持孔６５，７３側（ベアリング６６側）に漏れた作動油は、第１、第２ドレイン流路６７，７４から排出口２３に導かれて排出される。また、カバー２４には、排出口２３から最も近い油圧室６８に対応した位置に軸方向の連通孔７６が穿設され、この連通孔７６と排出口２３とが当該排出口２３側からのドリルで穿設される第３ドレイン流路７７で連通している。これにより、各油圧室６８に供給された作動油のうち、ロータ２５の駆動に供されずに漏れ出した分がこの第３ドレイン流路７７を通って排出される。そして、第２、第３ドレイン流路７４，７７および各連通孔７５，７６により、各油圧室６８と装置外部とを連通させるカバー２４側での油圧回路（流体圧回路）が形成されている。
【００３２】
図７ないし図１０において、ロータ２５は、前述した支持孔６５，７３に支持される回動シャフト８１と、この回動シャフト８１の外周部に等週間隔で設けられた複数枚（本実施形態では４枚）の回動ベーン８２とを備え、回動シャフト８１の一端側が連結部材２９を介して回動駆動軸５１Ａに連結され、各回動ベーン８２が油圧室６８に格納されている。このようなロータ２５では、図９に示した位置にあるとき、連通孔７１から油圧室６８に油圧が供給されると、この油圧が回動ベーン８２の一方の面（連通孔７１側に向いた面）に作用するため、回動ベーン８２が他方の内壁側に向かって所定の角度範囲で回動し、これに伴って回動シャフト８１も図９中で時計方向に回動する。この回動は、外部に取り付けられたリターンスプリング２９３を伸ばす方向で行われ、回動するに従ってリターンスプリング２９３の反力である付勢力も大きくなる。また、ロータ２５の回動に伴って可変ノズル５０が回動する。なお、回動ベーン８２が油圧室６８の一方の内壁側、すなわち油圧供給側に最大に位置しているとき、可変ノズル５０（図２）は全開（開度１００％）状態にあり、回動ベーン８２が回動して他方の内壁側に近づくにつれて、可変ノズル５０が全閉（開度０％）側に移り変わる。
【００３３】
ロータ２５をより具体的に説明すると、支持孔６５，７３において、回動シャフト８１とケース２２との間、および回動シャフト８１とカバー２４との間には、環状のオイルシール８３が配置され、油圧室６８からの作動油が装置外部に漏れ出すのを防いでいる。また、回動シャフト８１には、十字状の連通孔８４が穿設されており、回動ベーン８２が油圧室６８の一方の内壁側にあるとき（図９参照）、回動ベーン８２で仕切られた油圧室６８の他方の内壁側の空間同士が連通孔８４を通して連通している。このため、これら他方の内壁側の空間は結果的に、連通孔７６および第３ドレイン流路７７を介して排出口２３に連通しており、これによって前述したように、漏れ出した作動油を排出することができ、また、回動ベーン８２が回動する際に背圧がかからないようになっている。
【００３４】
他方、回動ベーン８２の先端側には、軸方向に沿った断面円弧状の切欠部８５が設けられ、回動ベーン８２が油圧室６８の一方の内壁側にあるとき、その切欠部８５と連通孔７１の一部とが略一致し、可変ノズル５０が全開状態にあるときでも、切欠部８５には作動油が入り込んでおり、油圧が回動ベーン８２に瞬時に作用するようになっている。前述したケース２２側の切欠部６９も同様な機能を有する。
【００３５】
回動ベーン８２の切欠部８５はまた、排出口２３に最も近い油圧室６８においては（図１０参照）、回動ベーン８２が油圧室６８の他方側の内壁に到達する直前に連通孔７６と連通する（図１０において、連通孔７６から切欠部８５が顔を出す状態）。加えて、この時点では、回動シャフト８１の連通孔８４が各油圧室６８間の隔壁部８６を越えて回動するため、回動ベーン８２で仕切られた油圧室６８の油圧供給側の空間同士も連通孔８４を通して連通し（実際には各油圧室６８が全体的に連通する）、この空間内に供給された作動油も第３ドレイン流路７７から排出される。これにより、回動ベーン８２が勢いよく回動しても、他方側の内壁に衝突する寸前に作動油が排出されるので、衝突が防止される。すなわち、連通孔７６は本発明に係る排圧孔であり、これらの連通孔７６，８４で、本発明に係る排圧手段が形成されている。
【００３６】
この可変ノズル駆動装置２０には、図１に示すように、外部の油圧回路８７が接続されており、この油圧回路８７中の油圧ポンプ８８によって油圧（作動油）が供給される。油圧回路８７は、比例電磁弁等で構成された圧力調整弁８９を備えており、この圧力調整弁８９に任意の電流Ｉをノズル開度コントローラ４０から入力することで、この電流Ｉの値に応じた油圧が可変ノズル駆動装置２０に供給されるようになっている。ただし、可変の油圧ポンプ８８を用い、その斜板をコントロールすることで油圧の大きさを変えてもよい。
【００３７】
また、本実施形態の可変ノズル駆動装置２０には、ロータ２５の回動角度を検出する角度検出センサ９０が取り付けられている。この角度検出センサ９０は、カバー２４の外部にスペーサ９１および取付部材９２を介して取り付けられ、回動シャフト８１に連結されている。図１において、角度検出センサ９０は、ロータ２５の回動角度に応じた回動角度信号Ａをノズル開度コントローラ４０に出力する。また、ロータ２５の回動角度はそのまま、可変ノズル５０の開度に対応しており、互いを関連付けるテーブル等がノズル開度コントローラ４０内に記憶されている。なお、このような角度検出センサ９０としては、周知のものを採用できるため、ここでのさらなる説明を省略する。
【００３８】
〔ノズル開度コントローラの説明〕
図１１において、ノズル開度コントローラ４０は、エンジンコントローラ３０からの各出力信号Ｆ，Ｎ，Ａを受信する入力部４１と、開度決定手段４２と、付勢力演算手段４３と、トルク演算手段４４と、出力制御手段４５と、種々のマップや前記テーブルなどが記憶されている記憶部４６と、所望の駆動力に応じた電流Ｉを圧力調整弁８９に出力する出力部４７とを備え、各手段４２〜４５がコンピュータで実行されるプログラムで構成されている。
【００３９】
開度決定手段４２は、ディーゼルエンジン１の運転域の各作動点における可変ノズル５０の最適な開度、つまり任意の燃料噴射量およびエンジン回転速度で作動しているときの最適なノズル開度を決定する機能を有している。最適なノズル開度（０〜１００％）は、図１２に示すように、燃料噴射量（エンジン負荷）とエンジン回転速度との関数で定義されており、この関係が第１のマップとして記憶部４６に記憶されている。従って、開度決定手段４２は、このマップを呼び出すことで、燃料噴射量信号Ｆおよび回転速度信号Ｎから最適なノズル開度を決定することが可能である。
【００４０】
付勢力演算手段４３は、開度決定手段４２で決定された開度でのリターンスプリング２９３の付勢力を算出する機能を有している。リターンスプリング２９３の付勢力（反力）は、図１３に示すように、ノズル開度と略比例的な関係にあり、この関係が第２のマップとして記憶部４６に記憶されている。従って、付勢力演算手段４３は、このマップを呼び出すことで、開度決定手段４２で決定された最適な開度におけるリターンスプリング２９３の付勢力を算出することが可能である。
【００４１】
トルク演算手段４４は、ディーゼルエンジン１の任意の作動点において、排気ガスが作用することで生じる可変ノズル５０のトルクを算出する機能を有している。可変ノズル５０にかかるトルク（Ｔ１〜Ｔ５）も、図１４に示すように、燃料噴射量（エンジン負荷）とエンジン回転速度との関数で定義されており、この関係が第３のマップとして記憶部４６に記憶されている。従って、トルク演算手段４４は、このマップを呼び出すことで、燃料噴射量信号Ｆおよび回転速度信号Ｎから可変ノズル５０にかかるトルクを算出することが可能である。ただし、ここで算出したトルクは、ノズル開度によってシフトするため、開度決定手段４２で得られた開度に応じて係数を乗じる等し、これにより実際のトルクを決める。また、開度に応じた係数を用いて実際のトルクを算出するのではなく、各開度毎のマップを別途用意しておくことで決定してもよい。
【００４２】
出力制御手段４５は、トルク演算手段４４で算出されたトルクと付勢力演算手段４３で算出された付勢力との和に釣り合うように可変ノズル駆動装置２０の駆動力を制御する機能を有している。具体的に出力制御手段４５は、可変ノズル駆動装置２０に供給される油圧を制御するのであるが、このために当該トルクと付勢力との和から駆動力を算出し、この駆動力を生じさせるための油圧を算出し、この油圧を生じさせるための電流Ｉの値を算出する。これらの演算に必要なマップ等は、予め記憶部４６に記憶されている。勿論、駆動力から電流Ｉの値を直接決定できるマップを用いてもよい。また、出力制御手段４５では、回動角度信号Ａに基づき、電流Ｉの調整を行う機能も有している。すなわち、最適なノズル開度が開度決定手段４２で決定されると、この開度を維持するように可変ノズル駆動装置２０に油圧を供給するのであるが、何らかの外的障害等により、所定の電流Ｉを印可しても十分な油圧が立たない場合には、最適な開度に応じた回転角度までロータ２５が確実に回動するように、出力制御手段４５が電流Ｉの大きさを調整して油圧を立たせる。
【００４３】
〔実際の制御の例〕
以下には、図１５に示す流れ図に基づき、ノズル開度の制御方法を説明する。
ステップ１（図面では、ステップを単に「Ｓ」と略す。以下の説明でも同じである。）：ディーゼルエンジン１が始動すると、ノズル開度コントローラ４０の入力部４１は、回転速度信号Ｎおよび燃料噴射量信号Ｆをエンジンコントローラ３０から読み込む。
【００４４】
Ｓ２：次に、開度決定手段４２は、回転速度信号Ｎおよび燃料噴射量信号Ｆに基づき、記憶部４６から第１のマップを呼び出して最適なノズル開度を決定する。この際、例えば、図１２に示すように、エンジン回転速度がＮｎで燃料噴射量がＦｆの時には、ノズル開度がＢｂといった具合に決定される。
Ｓ３：この後、付勢力演算手段４３は、記憶部４６から第２のマップを呼び出し、例えば開度決定手段４２で決定した開度Ｂｂに応じたリターンスプリング２９３の付勢力Ｃｃを算出する。
Ｓ４：さらに、トルク演算手段４４は、記憶部４６から第３のマップを呼び出し、図１４に示すように、前記回転速度信号Ｎおよび燃料噴射量信号Ｆに応じた可変ノズル５０でのトルクＴｔを算出する。なお、実際のトルクは、開度に応じて決められた係数をトルクＴｔ乗じる等して算出される。
【００４５】
Ｓ５：次いで、出力制御手段４５は、付勢力と前記トルクとの和により駆動力を算出し、この駆動力に基づいた電流Ｉの値を最終的に算出する。
Ｓ６：そして、出力部４７は、圧力調整弁８９に対して電流Ｉを出力し、駆動力に見合った油圧を立てて可変ノズル駆動装置２０に供給する。
すると、可変ノズル駆動装置２０では、供給された油圧が付勢力とトルクとの和につり合う位置までロータ２５を回動させる。そして、可変ノズル５０側では、ロータ２５と共に回動して最適な開度で停止し、この位置での姿勢が維持される。
このＳ５、Ｓ６は、フィードフォワード制御である。
【００４６】
Ｓ７：さらに、入力部４１は、角度検出センサ９０からの回動角度信号Ａを読み込む。
Ｓ８：出力制御手段４５は、回動角度信号Ａに基づくロータ２５の実回動角度が、ノズル開度に対応した適切な回動角度であるか否かを監視し、適切な回動角度であればＳ１に戻る。
Ｓ９：Ｓ８において、回動角度が適切でなければ、出力制御手段４５は、検出される回動角度が適切な回動角度になるように電流Ｉの大きさを調整する。具体的には、所定の電流Ｉを出力したにもかかわらず、回動角度信号Ａに基づいて検出される回動角度が最適な回動角度よりも大きい場合には、可変ノズル５０の開度は実際には、最適な開度に比して閉まり気味になっているから、電流Ｉの値を小さくして油圧を若干落とし、駆動力を低減させてロータ２５を戻す。逆に、回動角度信号Ａに基づいて検出される回動角度が最適な回動角度よりも小さい場合には、可変ノズル５０の開度が実際には、最適な開度に比して開き気味になっているから、電流Ｉの値を大きくして油圧を大きくし、駆動力を増大させてロータ２５をさらに回動させる。
Ｓ７〜Ｓ９は、フィードバック制御である。
【００４７】
このような本実施形態によれば、以下のような効果がある。
（１）　すなわち、本実施形態での可変ノズル開度制御システムでは、可変ノズル駆動装置２０の駆動出力を出力制御手段４５で制御することにより、可変ノズル５０の開度が開度決定手段４２で決定した最適な開度となるようにコントロールするのであるが、この際には、最適な開度でのリターンスプリング２９３の付勢力を付勢力演算手段４３で算出するとともに、排気ガスの影響で生じる可変ノズル５０でのトルクをトルク演算手段４４で算出し、これらの付勢力とトルクとの和に釣り合うだけの駆動力を可変ノズル駆動装置２０から出力させ、よって可変ノズル５０のふらつきを防止しつつ、最適な開度での可変ノズル５０の姿勢を維持させるので、可変ノズル駆動装置２０からは、運転状態に応じた姿勢維持用の駆動力を出力させればよく、リターンスプリング２９３としては、システム停止時に可変ノズル５０を常時全開側に付勢できる程度の小さなものにできる。
【００４８】
（２）　従って、小さい付勢力のリターンスプリング２９３を用いることにより、この付勢力に対抗して出力される可変ノズル駆動装置２０の駆動力も小さくてよいから、リターンスプリング２９３自身の大きさに加え、可変ノズル駆動装置２０をも小さくでき、システムの小型化を促進できる。また、駆動力に対して付勢力とトルクとの和を釣り合わせることで、可変ノズル５０のふらつきも発生しないため、開度コントロールを確実に行える。
【００４９】
（３）　さらに、ノズル開度と電流Ｉとの関係を定義するマップ等を用いることで、最適なノズル開度に応じた電流Ｉを圧力調整弁８９に印加し、このことで可変ノズル５０を最適な開度に向けて積極的に回動させるので、フィードフォワード制御を実施でき、応答性を良好にできる。また、本実施形態では、角度検出センサ９０を用いてフィードバックを制御を行っており、より正確に開度を調整できる。そしてこのフィードバック制御は、回動角度を検出してノズル開度コントローラ４０にフィードバックするといった簡単な方法であるから、制御も容易にできる。なお、このようなフィードバック制御は必要に応じて行われればよく、前述したフィードフォワード制御でも、十分に開度調整を実現できるため、省略可能である。
【００５０】
（４）　可変ノズル開度制御システムのトルク演算手段４４では、回転速度検出センサ３１およびラック電圧検出センサ３３からの出力信号Ｎ，Ｆに基づいて可変ノズル５０にかかるトルクを算出するが、各センサ３１，３３は、その出力信号Ｎ，Ｆをエンジンコントローラ３０にも出力するなど、エンジン１自身の制御等にも一般的に用いられているので、これらを可変ノズル５０の開度コントロールに特別に設ける必要がなく、システムを低コストで構築できる。
【００５１】
（５）　可変ノズル駆動装置２０は、流体圧を利用してロータ２５を回動駆動し、よって可変ノズル５０を駆動するように構成され、出力制御手段４５がその可変ノズル駆動装置２０に流入する作動油の油圧を制御するように構成されているので、可変ノズル駆動装置２０を簡単な構造にでき、制御も容易かつ正確にできるうえ、熱影響も受けにくく、小型軽量、信頼性、および耐熱性に優れたシステムを構築できる。
【００５２】
（６）　可変ノズル駆動装置２０では、油圧室６８に供給させる油圧で複数の回動ベーン８２を回動させるとともに、これと一体の回動シャフト８１を回動させて回動力を出力する構成なので、直線運動を回転運動に変換するような従来のアクチュエータロッドや連結ロッドを不要にできるうえ、大きなダイアフラムも不要にでき、装置全体の大きさを格段にコンパクトにできる。従って、排気タービン過給機１０の排気タービン１２側と圧縮機１１側との間の僅かなスペースにも確実に収容でき、装着性を大幅に向上させることができる。
【００５３】
（７）　可変ノズル駆動装置２０では、供給口２１から油圧室６８までの油圧回路や、油圧室６８から排出口２３までの油圧回路がケース２２やカバー２４に形成されているため、その分外部配管を簡略化でき、小型化を一層促進できる。
【００５４】
（８）　可変ノズル駆動装置２０では、回動ベーン８２の一部および油圧室６８の一部に切欠部６９，８５が設けられているので、回動ベーン８２が油圧室６８の油圧供給側に完全に回動しきっている場合でも、作動油が切欠部６９，８５に導入されており、油圧を供給して回動ベーン８２を即座に回動させたいときなど、その応答性を向上させて立ち上りをスムーズにできる。
【００５５】
（９）　可変ノズル駆動装置２０では、連通孔７６，８４を備えた排圧手段が設けられているので、回動ベーン８２が急激に油圧室６８の油圧供給側とは反対側に完全に回動しようとしても、その直前で油圧を排圧手段によって除去でき、やはり、油圧室６８の壁部分に勢いよく衝突するのを防止でき、耐久性を一層向上させることができる。
【００５６】
（１０）　この際、排圧手段はカバー２４に設けられて油圧室６８と装置外部とを連通させる連通孔７６で形成されているから、回動ベーン８２が壁部分に衝突する直前で油圧室６８の圧力供給側の空間と連通孔７６とを連通させればよく、そのような位置に連通孔７６を設けるだけで、簡易な構造でかつ確実に排圧できる。
【００５７】
（１１）　また、排圧手段は、回動シャフト８１に設けられた十字状の連通孔８４を備えているので、回動ベーン８２が衝突するわずか手前の位置で全ての油圧室６８を連通させることができる。このため、前述の連通孔７６を一つの油圧室６８に開口するように設ければよく、ケース２２やカバー２４の加工を容易にできる。さらに、連通孔８４は常時、各油圧室６８の圧力供給側とは反対の空間同士を連通さており、この空間内に漏れた作動油を排圧孔から効率よく排除できるため、回動ベーン８２の回動時に作動油を圧縮することがなく、回動ベーン８２の動作をよりスムーズにできる。
【００５８】
〔その他の実施形態〕
本発明は、前記実施形態に限定されるものではなく、本発明の目的を達成できる他の構成等を含み、以下に示すような変形等も本発明に含まれる。
例えば、前記実施形態の可変ノズル駆動装置２０は油圧式であったが、これに限らず、電動モータを備えた電動式であってもよい。この場合には、電動モータの出力軸を回動駆動軸５１Ａに接続し、可変ノズル５０を回動させればよい。図１６に示す可変ノズル駆動装置２０は、電流Ｉ（電気エネルギ）を印加することで駆動される電動モータを備えたものであり、この電流Ｉがノズル開度コントローラ４０から出力される。この際の電流Ｉの大きさは、前記実施形態と同様に、付勢力と前記トルクとの和により出力制御手段４５で算出される。そして、電動モータからは、電流Ｉの大きさに応じた駆動力が出力され、可変ノズル５０を適正な開度に維持させる。このような構成は、請求項５の発明に含まれる。
【００５９】
また、前記実施形態のトルク演算手段４４では、第３のマップ（図１４参照）を呼び出し、この第３のマップに基づいて可変ノズル５０にかかるトルクを算出していたが、これに限定されない。つまり、可変ノズル５０にかかるトルクは、排気タービン過給機１０のターボ特性等により、圧縮機１１の出口圧から精度よく算出されるため、例えば、図１６に示すように、排気タービン過給機１０の圧縮機１１側に過給圧を検出する圧力センサ（コンプレッサ出口圧検出手段）１１０を設け、この圧力センサ１１の圧力信号Ｐをノズル開度コントローラ４０に出力させ、トルク演算手段４４では、この圧力信号Ｐに基づいてトルクを算出することができる。そして、このような構成は、請求項３の発明に含まれる。
【００６０】
前記実施形態の可変ノズル駆動装置２０では、ロータ２５の回動ベーン８２が４枚設けられていたが、５枚以上であってもよく、また、１枚ないし３枚であってもよい。そして、圧力室６８などは、回動ベーン８２の枚数に応じて設けられればよい。
さらに、ロータ２５に対して付勢力を付与するリターンスプリングとしては、可変ノズル駆動装置２０の外部に設けられたもの以外に、例えば、油圧室６８の内部に配置されるものであってもよい。
【００６１】
前記実施形態では、本発明に係るエンジン負荷検出手段としてラック電圧検出手段３３を用いたが、エンジン負荷検出手段としてはこの他に、エンジンの出力を直に計測可能なトルクメータであってもよく、あるいは、ディーゼルエンジン１が気筒内に燃料を直接噴射するタイプであれば、その燃料噴射用コモンレールの圧力変動を検出する圧力センサなどであってもよい。
【００６２】
その他、本発明を実施するための最良の構成、方法などは、以上の記載で開示されているが、本発明は、これに限定されるものではない。すなわち、本発明は、主に特定の実施形態に関して特に図示され、かつ、説明されているが、本発明の技術的思想および目的の範囲から逸脱することなく、以上述べた実施形態に対し、形状、材質、数量、その他の詳細な構成において、当業者が様々な変形を加えることができるものである。
従って、上記に開示した形状、材質などを限定した記載は、本発明の理解を容易にするために例示的に記載したものであり、本発明を限定するものではないから、それらの形状、材質などの限定の一部もしくは全部の限定を外した部材の名称での記載は、本発明に含まれるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る可変ノズル開度制御システムを示す構成図。
【図２】前記実施形態の可変ノズル駆動装置が取り付けられる排気タービン過給機を示す断面図。
【図３】前記排気タービン過給機の要部を示す拡大図。
【図４】前記可変ノズル駆動装置の概略全体を示す斜視図。
【図５】図４に示す前記可変ノズル駆動装置を矢印Ｖ側から見た図。
【図６】図４に示す前記可変ノズル駆動装置を矢印ＶＩ側から見た図。
【図７】前記可変ノズル駆動装置の断面図。
【図８】図７の矢印ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ断面図。
【図９】図７の矢印ＩＸ−ＩＸ断面図。
【図１０】図７の矢印Ｘ−Ｘ断面図。
【図１１】前記実施形態で用いられるノズル開度コントローラを示すブロック図。
【図１２】エンジン回転速度と燃料噴射量（エンジン負荷）とノズル開度との関係を示す図。
【図１３】ノズル開度とリターンスプリングの付勢力（反力）との関係を示す図。
【図１４】エンジン回転速度と燃料噴射量（エンジン負荷）とノズルにかかるトルクとの関係を示す図。
【図１５】前記可変ノズル駆動装置の制御を説明するための流れ図。
【図１６】本発明の変形例を示す構成図。
【符号の説明】
１…エンジンであるディーゼルエンジン、１０…排気タービン過給機、１２…排気タービン、２０…可変ノズル駆動装置、３１…エンジン回転速度検出手段である回転速度検出センサ、３３…エンジン負荷検出手段であるラック電圧検出センサ、４２…開度決定手段、４３…付勢力演算手段、４４…トルク演算手段、４５…出力制御手段、５０…可変ノズル、１１０…コンプレッサ出口圧検出手段である圧力センサ、２９３…リターンスプリング。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable nozzle opening control system for an exhaust turbine supercharger used for a diesel engine or the like, for example.
[0002]
[Background Art]
Exhaust turbine turbochargers used in diesel engines, etc. require a plurality of variable nozzles on the outer periphery of the exhaust turbine to be rotatable so that the nozzle opening can be adjusted. In a medium-speed rotation range, a variable type is used that increases the flow rate of exhaust gas flowing into the exhaust turbine by decreasing the nozzle opening, thereby increasing the rotational energy of the exhaust turbine and increasing the supercharging capacity of the charge air compressor. Things are known. In such a variable type exhaust turbine turbocharger, a plurality of variable nozzles are rotationally driven by a variable nozzle driving device. By controlling the variable nozzle driving device, each of the operating ranges of the engine is controlled. The opening of the variable nozzle at the operating point is controlled to be optimal.
[0003]
At this time, the variable nozzle is constantly urged to the fully open side (in some cases, the fully closed side) by a return spring or the like. By being introduced, the variable nozzle is configured to be rotationally driven (for example, see Patent Document 1). As the return spring, a spring having a large spring force is used. By reliably maintaining the posture of the variable nozzle opened at a predetermined opening with a large spring force, the pressure of the exhaust gas can be reduced. The variable nozzle does not fluctuate even if it acts on the, and stable opening control can be performed.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-63-5117 (FIG. 2).
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, when a return spring having a large spring force is used, in order to control the variable nozzle driving device, it is necessary to introduce a larger negative pressure or a positive intake pressure in order to oppose the large spring force. However, there is a problem that the capacity of the variable nozzle driving device increases and the size of the device increases. In addition, since such a return spring has a large outer shape, it is more difficult to avoid an increase in the size of the variable nozzle driving device, particularly in a type in which the return spring is incorporated inside the variable nozzle driving device.
[0006]
Further, conventionally, as the negative pressure or positive pressure introduced into the variable nozzle drive device, the intake pressure that changes depending on the operation state is used as it is, but after the operation state changes, the intake pressure after the change changes. There is a time lag before it is introduced, resulting in poor response.
[0007]
An object of the present invention is to promote the miniaturization of a return spring, a variable nozzle driving device, and the like, thereby making it possible to reduce the size of the entire system, prevent the fluctuation of the variable nozzle, reliably realize opening control, and improve responsiveness. It is an object of the present invention to provide a variable nozzle opening control system for an exhaust turbine supercharger that can be improved.
[0008]
[Means for Solving the Problems and Effects]
The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger according to the present invention includes an exhaust turbine supercharger for driving and controlling a plurality of rotatable variable nozzles provided on an outer peripheral portion of an exhaust turbine that is rotated by exhaust of an engine. A variable nozzle opening control system for a feeder, comprising: a variable nozzle driving device that rotationally drives the variable nozzle; and a return spring having a biasing force that opposes a driving force output from the variable nozzle driving device. Opening degree determining means for determining the opening degree of the variable nozzle at each operating point in the operating range of the engine; and urging force calculation for calculating the urging force of the return spring at the opening degree determined by the opening degree determining means. Means, a torque calculating means for calculating a torque applied to the variable nozzle at the operating point, and a torque calculated by the torque calculating means and the urging force calculating means. Wherein the and an output control means for controlling the driving force of the variable nozzle drive so as to balance the sum of the biasing force which is.
[0009]
In such a variable nozzle opening control system, the opening of the variable nozzle is controlled to a predetermined opening determined by the opening determining means by controlling the drive output of the variable nozzle driving device by the output control means. In this case, the urging force (spring force) of the return spring at the predetermined opening is calculated by the urging force calculating means, and the torque at the variable nozzle caused by the pressure of the exhaust gas is calculated. The variable nozzle driving device outputs a driving force that balances the sum of these urging force and torque from the variable nozzle driving device, and thereby maintains the posture of the variable nozzle at a predetermined opening degree. What is necessary is just to output a drive output for maintaining a posture of a size corresponding to the driving state. As a return spring, when the variable nozzle driving device is not driven, the variable nozzle It may have a spring force enough to always urged fully open side or fully closed.
[0010]
Therefore, since a large urging force for preventing the variable nozzle from wobbling due to exhaust gas is unnecessary, a return spring having a small spring force is used, and the size of the return spring itself and the variable nozzle driving device are reduced. Therefore, miniaturization of the system is promoted. Further, by balancing the sum of the urging force and the torque with respect to the driving force, the fluctuation of the variable valve does not occur, and the opening control is reliably performed. Further, since the variable nozzle is positively rotated so as to have a predetermined opening, feedforward control using a map or the like can be performed, and the responsiveness is improved.
[0011]
In the variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger according to the present invention, the system includes an engine rotation speed detection unit and an engine load detection unit, and the torque calculation unit outputs an output from these detection units. It is conceivable to calculate the torque applied to the variable nozzle based on the calculated value.
According to such a variable nozzle opening control system, since the engine rotational speed detecting means and the engine load detecting means are generally used for controlling the engine itself, etc., these are used for controlling the variable nozzle opening. No special provision is required, and the system can be constructed at low cost.
[0012]
On the other hand, the variable nozzle opening control system for an exhaust turbine supercharger of the present invention includes a compressor outlet pressure detecting unit, and the torque calculating unit is configured to output the torque based on an output from the compressor outlet pressure detecting unit. It is conceivable to calculate the torque applied to the variable nozzle.
The torque applied to the variable nozzle can be accurately calculated from the outlet pressure of the compressor (compressor). Therefore, according to such a variable nozzle opening control system, the variable nozzle drive is determined based on the calculation result. The device is controlled precisely.
[0013]
The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine supercharger according to the present invention is configured such that the variable nozzle driving device drives the variable nozzle using a fluid pressure, and the output control unit controls the variable nozzle. It is conceivable to configure so as to control the fluid pressure of the fluid flowing into the nozzle driving device.
According to such a variable nozzle opening control system, the variable nozzle driving device is controlled using a fluid pressure such as a hydraulic pressure, so that the structure is simple, the control is easy and accurate, and it is hardly affected by heat, A system that is excellent in small size, light weight, reliability, and heat resistance will be constructed.
[0014]
On the other hand, in the variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger of the present invention, the variable nozzle driving device is configured to drive the variable nozzle using electric energy, and the output control unit includes: It is conceivable to configure so as to control the electric energy applied to the variable nozzle driving device.
According to such a variable nozzle opening control system, for example, a small electric motor may be used as the variable nozzle driving device, and the system can be constructed at low cost, and the control is easy.
[0015]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a variable nozzle opening control system according to an embodiment of the present invention. This system controls the opening of a variable nozzle 50 of an exhaust turbine supercharger 10 used in a diesel engine (engine) 1.
[0016]
[Schematic description of the entire engine]
In FIG. 1, a diesel engine 1 includes an engine body 2 having a plurality of (four in this embodiment) combustion chambers formed therein, an intake pipe 3 for introducing intake air into the combustion chambers, and an exhaust gas Exhaust line 4, a cooling mechanism 5 for cooling the diesel engine 1, an exhaust turbine supercharger 10 for compressing intake air for supercharging, and a variable nozzle 50 of the exhaust turbine supercharger 10. The variable nozzle driving device 20 for adjusting the opening of the engine, the engine controller 30 for controlling the operation of the diesel engine 1, and the nozzle opening controller 40 for controlling the operation of the variable nozzle driving device 20 are provided.
In the present embodiment, a nozzle opening control system includes the variable nozzle driving device 20 and the nozzle opening controller 40.
[0017]
Among these, the cooling mechanism 5 includes a pump 8 driven by a crankshaft (not shown) or the like housed in the engine main body 2, and cooling water pumped by the pump 8 is supplied to the engine main body of the diesel engine 1. 2. After cooling required parts such as the exhaust turbine supercharger 10 and an oil cooler (not shown), the air is cooled by a radiator 6 provided in the cooling mechanism 5. An intercooler 7 for cooling the air compressed by the exhaust turbocharger 10 is provided in the intake pipe 3. The radiator 6 and the intercooler 7 are provided in the engine main body 2, and the cooling action thereof is promoted by a fan 9 driven to rotate by a crankshaft or the like.
[0018]
The exhaust turbine supercharger 10 includes a compressor 11 provided in the middle of the intake pipe 3 and an exhaust turbine 12 provided in the middle of the exhaust pipe 4. As shown in FIG. 2, the compressor 11 has an impeller 13 that rotates to compress intake air from outside. The exhaust turbine 12 has a turbine wheel 14 that rotates by inflowing exhaust gas, and the turbine wheel 14 and the impeller 13 are connected by a shaft 15 and are rotatably supported by a housing 16. At this time, the exhaust turbine 12 is provided with a plurality of variable nozzles 50 for adjusting the inlet area of the nozzle portion 17 for introducing exhaust gas along the outer periphery of the turbine wheel 14. These variable nozzles 50 are provided so that the inlet area of the nozzle portion can be adjusted by the variable nozzle driving device 20.
[0019]
Here, as shown in FIG. 3, the variable nozzles 50 are installed at equal intervals along the outer periphery of the exhaust turbine 12, and the rotation shafts 51 of these variable nozzles 50 form a part of the nozzle portion 17. The plate 18 is rotatably supported through the plate 18. A coupling ring (interlocking means) 52 that is rotatable concentrically with the shaft 15 is provided inside a region surrounded by the respective rotation shafts 51 arranged on the circumference. A semi-long hole-shaped engagement hole 53 is formed on the outer periphery of the connection ring 52, and one end of a rod-shaped lever 54 is rotatably and slidably engaged with the engagement hole 53. Have been. The other end of each lever 54 is fixed to each rotating shaft 51, and the connecting ring 52 is supported by the rotating shaft 51 via these levers 54. One of the plurality of rotation shafts 51 is a rotation drive shaft 51A that also passes through the housing 16. Further, of the levers 54, the one coupled to the rotation drive shaft 51A is a driving lever 54A.
[0020]
The rotation drive shaft 51A is rotatably supported by penetrating the housing 16, and the penetrating portion is sealed by a simple ring-shaped seal member. The rotation drive shaft 51A has a larger diameter than the other rotation shafts 51 and is formed with high rigidity. Thus, the rotation drive shaft 51A has sufficient rigidity to rotate the connection ring 52 to which all the rotation shafts 51 are connected via the drive lever 54A. Further, the driving lever 54A is thicker and more rigid than the other levers 54 so that the driving lever 54A has sufficient rigidity to transmit the rotation driving force from the rotation drive shaft 51A to the connection ring 52. . Such a rotation drive shaft 51A is connected to the variable nozzle drive device 20 arranged outside the housing 16.
[0021]
The variable range of the inlet area of the nozzle portion 17 is determined by the rotation range of the variable nozzle 50. The rotation range is determined by the supercharging capability range of the exhaust turbine turbocharger 10 and the operating range of the diesel engine 1. It is appropriately set in advance in consideration of such factors. In the present embodiment, the rotation range of the variable nozzle 50 is set to be fully open (100%) so that the inlet area of the nozzle portion 17 is maximized, and the operating range of the diesel engine 1 and the exhaust turbine supercharger 10 are set. Is set to be fully closed (0%), which is the smallest possible inlet area of the supercharging capacity range of the above. Therefore, in the present embodiment, even if the opening of the variable nozzle 50 is set to 0%, the substantial entrance area of the nozzle unit 17 does not become zero.
[0022]
The variable nozzle drive device 20 is provided so as to drive the rotary drive shaft 51A in accordance with an instruction from the nozzle opening controller 40. Here, the variable nozzle drive device 20 utilizes a hydraulic pressure (fluid pressure), and a specific configuration thereof will be described later.
[0023]
The engine controller 30 is provided for controlling a fuel injection amount of the engine body 2 and the like, and as shown in FIG. 1, a rotation speed detection sensor (engine rotation speed detection sensor) for detecting a rotation speed of a crankshaft of the engine body 2. ) 31 and a fuel injection amount signal F from a rack voltage detection sensor (engine load detection means) 33 provided in the fuel injection device 32. The engine controller 30 grasps the operation state of the diesel engine 1 based on these signals, and performs control such as adjustment of the fuel injection amount according to the state. The engine controller 30 is electrically connected to a nozzle opening controller 40, and transmits a rotation speed signal N and a fuel injection amount signal F to the nozzle opening controller 40. However, these signals N and F may be directly transmitted from the sensors 31 and 33 to the controllers 30 and 40 in parallel. Such a nozzle opening controller 40 will also be described later.
[0024]
[Explanation of variable nozzle driving device]
4 is a perspective view schematically showing the entirety of the variable nozzle driving device 20, FIG. 5 is a diagram of the variable nozzle driving device 20 shown in FIG. 4 viewed from the arrow V side, and FIG. 6 is a variable nozzle driving device shown in FIG. FIG. 7 is a sectional view of the variable nozzle driving device 20 when the device 20 is viewed from the arrow VI side. 8 to 10 are cross-sectional views taken along arrows VIII-VIII, IX-IX, and XX shown in FIG. 7, respectively. In each of the drawings, arrow IN indicates the supply side of hydraulic oil (fluid), and arrow OUT indicates the discharge side.
[0025]
The variable nozzle driving device 20 includes a case 22 provided with a supply port 21 for hydraulic oil, a cover 24 provided with a discharge port 23, and a rotor 25 rotatably housed inside the case 22 and the cover 24. And rotates the rotor 25 with the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the supply port 21, and transmits this rotating power to a rotary drive shaft 51 A connected to the rotor 25, and finally all the variable nozzles 50 is rotated.
[0026]
The case 22 and the cover 24 are provided integrally with each other by a plurality of (four in this embodiment) bolts 26 penetrating them, and are fixed to the housing 16 of the exhaust turbine turbocharger 10. In addition, in this embodiment, the cover 24 is fixed to the case 22 by a plurality of (two in this embodiment) smaller-diameter bolts 27. At this time, the case 22 and the cover 24 are accurately positioned with respect to each other by the positioning pins 28 (FIGS. 7, 9, and 10). The rotor 25 and the rotation drive shaft 51A are connected to each other via a connection member 29. The connection of the rotor 25 and the rotation drive shaft 51A to the connecting member 29 is performed by a convex two-plane width portion and a concave fitting hole into which the convex portion is fitted. When removed, the connecting member 29, the rotor 25, and the rotation drive shaft 51A can also be separated. The case 22 is in contact with the housing 16 by the legs 221, and the main body of the apparatus is further separated from the housing 16, thereby reducing the thermal influence from the housing 16 to the main body.
[0027]
Further, the connecting member 29 is provided with a rotating lever 292 fitted on the outer peripheral side and fixed by a nut member 291, and as shown in FIG. A return spring 293 is hung on the upper part. The return spring 293 has a biasing force in a direction of constantly lifting the end of the rotating lever 292 upward (counterclockwise) in FIG. 6, and the diesel engine 1 stops and the exhaust turbine turbocharger 10 and the variable When the nozzle driving device 20 is not operating, the urging force is applied so that the opening of the variable nozzle 50 is maintained in the fully opened state.
[0028]
More specifically, as shown in FIG. 8, the supply port 21 of the case 22 is formed by machining such as a drill. A flow channel 61 is provided. In addition, a second supply flow path 62 is formed in the same plane as the first supply flow path 61 and is parallel to the first supply flow path 61 by drilling from the outside of the case 22. A third supply channel 63, which intersects the supply channel 62 and has a tip reaching the supply port 21, is provided. The processing base ends of the second and third supply channels 62 and 63 are sealed with spherical plugs 64.
[0029]
7 and 8, a support hole 65 through which the rotor 25 is supported is formed substantially at the center of the case 22 at a position surrounded by the first to third supply passages 61 to 63. One end of the rotor 25 is rotatably supported in the hole 65 via a bearing 66. From the outside of the case 22, a first drain flow path 67 penetrating the support hole 65 is formed, and the processing base end side of the first drain flow path 67 is also sealed with a plug 64.
[0030]
As shown in FIGS. 7 and 9, the case 22 has a plurality of (four in this embodiment) hydraulic chambers (fluid pressure chambers) 68 formed at equal intervals around the support hole 65. , And open to the cover 24 side. These portions are connected to the support hole 65 on the center side and are fan-shaped outwardly around the support hole 65, and the opening side is covered with the cover 24 to form a complete hydraulic chamber 68. It is formed. In each of the hydraulic chambers 68, a notch 69 having a semicircular cross section is provided on one of the pair of inner walls along the radial direction (facing in the circumferential direction). A communication hole 71 having the same diameter as the notch 69 is formed in the axial direction, and reaches the first and second (third) supply channels 61 and 62 (63). Therefore, the supply port 21 and each of the hydraulic chambers 68 communicate with each other through the communication holes 71, and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 68. Further, a communication hole 72 extending in the axial direction is also formed at a position corresponding to the first drain flow path 67, and the communication hole 72 opens on the cover 24 side. The first to third supply flow channels 61 to 63, the first drain flow channel 67, and the communication holes 71 and 72 provide a hydraulic circuit (fluid pressure) on the case 22 side that allows each hydraulic chamber 68 to communicate with the outside of the device. Circuit) is formed.
[0031]
On the other hand, in FIGS. 7 and 10, a support hole 73 penetrating in the axial direction is formed in the cover 24, and the other end of the rotor 25 is supported in the support hole 73 via a bearing 66. The support hole 73 and the outlet 23 communicate with each other via a second drain channel 74. Further, the outlet 23 and the communication hole 72 on the case 22 side communicate with each other via a communication hole 75 on the cover 24 side. For this reason, the hydraulic oil leaked from each hydraulic chamber 68 to the support holes 65 and 73 (the bearing 66 side) is guided to the discharge port 23 from the first and second drain passages 67 and 74 and is discharged. An axial communication hole 76 is formed in the cover 24 at a position corresponding to the hydraulic chamber 68 closest to the discharge port 23, and the communication hole 76 and the discharge port 23 are drilled from the discharge port 23 side. Communicate with a third drain flow channel 77 formed in the hole. As a result, of the hydraulic oil supplied to each of the hydraulic chambers 68, a portion that leaks out without being used for driving the rotor 25 is discharged through the third drain channel 77. The second and third drain passages 74 and 77 and the communication holes 75 and 76 form a hydraulic circuit (fluid pressure circuit) on the cover 24 that connects the hydraulic chambers 68 to the outside of the apparatus. .
[0032]
7 to 10, the rotor 25 includes a rotating shaft 81 supported by the above-described support holes 65 and 73, and a plurality of rotors 25 provided on the outer peripheral portion of the rotating shaft 81 at equal intervals (this embodiment). And four rotating vanes 82. One end of the rotating shaft 81 is connected to the rotating drive shaft 51 A via the connecting member 29, and each rotating vane 82 is stored in the hydraulic chamber 68. In such a rotor 25, when the hydraulic pressure is supplied from the communication hole 71 to the hydraulic chamber 68 at the position shown in FIG. 9, this hydraulic pressure is applied to one surface of the rotary vane 82 (toward the communication hole 71 side). 9), the rotating vane 82 rotates in the predetermined angle range toward the other inner wall side, and accordingly, the rotating shaft 81 also rotates clockwise in FIG. This rotation is performed in the direction in which the return spring 293 attached to the outside is extended, and the biasing force, which is the reaction force of the return spring 293, increases with the rotation. Further, the variable nozzle 50 rotates with the rotation of the rotor 25. When the rotary vane 82 is positioned at the maximum on one inner wall side of the hydraulic chamber 68, that is, on the hydraulic pressure supply side, the variable nozzle 50 (FIG. 2) is in a fully open (opening degree 100%) state, and As the vane 82 rotates and approaches the other inner wall side, the variable nozzle 50 shifts to the fully closed (opening 0%) side.
[0033]
Describing the rotor 25 more specifically, an annular oil seal 83 is disposed between the rotation shaft 81 and the case 22 and between the rotation shaft 81 and the cover 24 in the support holes 65 and 73. This prevents the operating oil from the hydraulic chamber 68 from leaking out of the device. Further, a cross-shaped communication hole 84 is formed in the rotating shaft 81, and when the rotating vane 82 is located on one inner wall side of the hydraulic chamber 68 (see FIG. 9), it is partitioned by the rotating vane 82. The spaces on the other inner wall side of the hydraulic chamber 68 communicate with each other through the communication hole 84. As a result, the space on the other inner wall side communicates with the discharge port 23 through the communication hole 76 and the third drain passage 77 as a result. It can be discharged, and back pressure is not applied when the rotating vane 82 rotates.
[0034]
On the other hand, a notch 85 having an arc-shaped cross section along the axial direction is provided at the tip end side of the rotating vane 82. When the rotating vane 82 is located on one inner wall side of the hydraulic chamber 68, the notch 85 Even when the part of the communication hole 71 substantially matches and the variable nozzle 50 is in the fully opened state, the working oil enters the notch portion 85 and the hydraulic pressure instantaneously acts on the rotary vane 82. I have. The notch 69 on the case 22 described above has a similar function.
[0035]
In the hydraulic chamber 68 closest to the discharge port 23 (see FIG. 10), the cutout 85 of the rotary vane 82 is also connected to the communication hole 76 immediately before the rotary vane 82 reaches the inner wall on the other side of the hydraulic chamber 68. The communication is established (in FIG. 10, the notch 85 is exposed through the communication hole 76). In addition, at this time, since the communication hole 84 of the rotating shaft 81 rotates beyond the partition 86 between the hydraulic chambers 68, the space on the hydraulic pressure supply side of the hydraulic chamber 68 partitioned by the rotating vanes 82. The hydraulic fluid is also communicated with each other through a communication hole 84 (actually, the hydraulic chambers 68 are entirely communicated with each other), and the hydraulic oil supplied into this space is also discharged from the third drain passage 77. As a result, even if the rotating vane 82 rotates vigorously, the operating oil is discharged just before the collision with the inner wall on the other side, so that the collision is prevented. That is, the communication hole 76 is a pressure-reducing hole according to the present invention, and the communication holes 76 and 84 form a pressure-reducing means according to the present invention.
[0036]
As shown in FIG. 1, an external hydraulic circuit 87 is connected to the variable nozzle drive device 20, and hydraulic pressure (hydraulic oil) is supplied by a hydraulic pump 88 in the hydraulic circuit 87. The hydraulic circuit 87 is provided with a pressure adjusting valve 89 formed of a proportional solenoid valve or the like. When an arbitrary current I is input to the pressure adjusting valve 89 from the nozzle opening controller 40, the value of the current I is reduced. The corresponding hydraulic pressure is supplied to the variable nozzle drive device 20. However, the magnitude of the hydraulic pressure may be changed by using a variable hydraulic pump 88 and controlling the swash plate.
[0037]
Further, an angle detection sensor 90 that detects the rotation angle of the rotor 25 is attached to the variable nozzle drive device 20 of the present embodiment. The angle detection sensor 90 is attached to the outside of the cover 24 via a spacer 91 and an attachment member 92, and is connected to the rotating shaft 81. 1, the angle detection sensor 90 outputs a rotation angle signal A corresponding to the rotation angle of the rotor 25 to the nozzle opening controller 40. Further, the rotation angle of the rotor 25 directly corresponds to the opening of the variable nozzle 50, and a table or the like for associating them with each other is stored in the nozzle opening controller 40. It should be noted that a known sensor can be adopted as such an angle detection sensor 90, so that further description is omitted here.
[0038]
[Description of nozzle opening controller]
In FIG. 11, a nozzle opening controller 40 includes an input unit 41 that receives the output signals F, N, and A from the engine controller 30, an opening determination unit 42, an urging force calculation unit 43, and a torque calculation unit 44. An output control means 45, a storage unit 46 in which various maps and the tables are stored, and an output unit 47 for outputting a current I corresponding to a desired driving force to the pressure regulating valve 89. The means 42 to 45 are constituted by programs executed by a computer.
[0039]
The opening degree determining means 42 determines the optimum opening degree of the variable nozzle 50 at each operating point in the operating range of the diesel engine 1, that is, the optimum nozzle opening degree when operating at an arbitrary fuel injection amount and engine speed. Has a function to determine. The optimum nozzle opening (0 to 100%) is defined as a function of the fuel injection amount (engine load) and the engine speed as shown in FIG. 12, and this relationship is stored as a first map in the storage unit. 46. Accordingly, the opening degree determining means 42 can determine the optimum nozzle opening degree from the fuel injection amount signal F and the rotation speed signal N by calling this map.
[0040]
The urging force calculating means 43 has a function of calculating the urging force of the return spring 293 at the opening determined by the opening determining means 42. As shown in FIG. 13, the urging force (reaction force) of the return spring 293 is substantially proportional to the nozzle opening, and this relation is stored in the storage unit 46 as a second map. Accordingly, the urging force calculating means 43 can calculate the urging force of the return spring 293 at the optimal opening determined by the opening determining means 42 by calling this map.
[0041]
The torque calculating means 44 has a function of calculating the torque of the variable nozzle 50 generated by the action of the exhaust gas at an arbitrary operating point of the diesel engine 1. The torque (T1 to T5) applied to the variable nozzle 50 is also defined as a function of the fuel injection amount (engine load) and the engine rotation speed as shown in FIG. 14, and this relationship is stored as a third map in the storage unit. 46. Therefore, the torque calculation means 44 can calculate the torque applied to the variable nozzle 50 from the fuel injection amount signal F and the rotation speed signal N by calling this map. However, since the torque calculated here shifts according to the nozzle opening, the actual torque is determined by multiplying the coefficient according to the opening obtained by the opening determining means 42 or the like. Instead of calculating the actual torque using the coefficient corresponding to the opening, the determination may be made by separately preparing a map for each opening.
[0042]
The output control means 45 has a function of controlling the driving force of the variable nozzle driving device 20 so as to balance the sum of the torque calculated by the torque calculating means 44 and the urging force calculated by the urging force calculating means 43. I have. Specifically, the output control means 45 controls the hydraulic pressure supplied to the variable nozzle driving device 20. For this purpose, the output control means 45 calculates the driving force from the sum of the torque and the urging force, and generates this driving force. Is calculated, and the value of the current I for generating the hydraulic pressure is calculated. Maps and the like necessary for these calculations are stored in the storage unit 46 in advance. Of course, a map that can directly determine the value of the current I from the driving force may be used. The output control means 45 also has a function of adjusting the current I based on the rotation angle signal A. That is, when the optimal nozzle opening is determined by the opening determining means 42, the hydraulic pressure is supplied to the variable nozzle driving device 20 so as to maintain this opening. If sufficient hydraulic pressure does not stand even when the current I is applied, the output control means 45 adjusts the magnitude of the current I so that the rotor 25 can be surely rotated to a rotation angle corresponding to the optimal opening. And raise the hydraulic pressure.
[0043]
[Example of actual control]
Hereinafter, a method for controlling the nozzle opening will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
Step 1 (Steps are simply abbreviated to “S” in the drawings. The same applies to the following description.): When the diesel engine 1 starts, the input unit 41 of the nozzle opening controller 40 outputs the rotation speed signal N and the fuel injection. The quantity signal F is read from the engine controller 30.
[0044]
S2: Next, based on the rotation speed signal N and the fuel injection amount signal F, the opening degree determining means 42 calls up the first map from the storage unit 46 and determines the optimum nozzle opening degree. At this time, for example, as shown in FIG. 12, when the engine rotation speed is Nn and the fuel injection amount is Ff, the nozzle opening is determined to be Bb.
S3: After that, the urging force calculating means 43 calls up the second map from the storage unit 46, and calculates the urging force Cc of the return spring 293 according to the opening Bb determined by the opening determining means 42, for example.
S4: Further, the torque calculating means 44 calls the third map from the storage unit 46, and calculates the torque Tt at the variable nozzle 50 according to the rotation speed signal N and the fuel injection amount signal F as shown in FIG. calculate. The actual torque is calculated, for example, by multiplying the coefficient determined according to the opening by the torque Tt.
[0045]
S5: Next, the output control means 45 calculates the driving force by the sum of the urging force and the torque, and finally calculates the value of the current I based on the driving force.
S6: Then, the output unit 47 outputs the current I to the pressure regulating valve 89, and establishes a hydraulic pressure corresponding to the driving force and supplies the hydraulic pressure to the variable nozzle driving device 20.
Then, in the variable nozzle drive device 20, the rotor 25 is rotated to a position where the supplied oil pressure balances the sum of the urging force and the torque. Then, on the variable nozzle 50 side, it rotates together with the rotor 25 and stops at an optimal opening degree, and the posture at this position is maintained.
Steps S5 and S6 are feedforward control.
[0046]
S7: Further, the input unit 41 reads the rotation angle signal A from the angle detection sensor 90.
S8: The output control means 45 monitors whether or not the actual rotation angle of the rotor 25 based on the rotation angle signal A is an appropriate rotation angle corresponding to the nozzle opening. If there is, return to S1.
S9: If the rotation angle is not appropriate in S8, the output control means 45 adjusts the magnitude of the current I so that the detected rotation angle becomes an appropriate rotation angle. More specifically, if the rotation angle detected based on the rotation angle signal A is larger than the optimum rotation angle despite outputting the predetermined current I, the opening of the variable nozzle 50 Actually, since the valve is slightly closed compared to the optimal opening, the value of the current I is reduced, the hydraulic pressure is slightly reduced, the driving force is reduced, and the rotor 25 is returned. Conversely, when the rotation angle detected based on the rotation angle signal A is smaller than the optimum rotation angle, the opening of the variable nozzle 50 is actually larger than the optimum opening. Therefore, the value of the current I is increased, the hydraulic pressure is increased, the driving force is increased, and the rotor 25 is further rotated.
S7 to S9 are feedback control.
[0047]
According to this embodiment, the following effects can be obtained.
(1) That is, in the variable nozzle opening control system according to the present embodiment, by controlling the drive output of the variable nozzle driving device 20 by the output control unit 45, the opening of the variable nozzle 50 is determined by the opening determination unit 42. The control is performed so that the determined optimum opening degree is obtained. In this case, the urging force of the return spring 293 at the optimum opening degree is calculated by the urging force calculating means 43 and generated by the influence of the exhaust gas. The torque at the variable nozzle 50 is calculated by the torque calculating means 44, and a driving force that balances the sum of the biasing force and the torque is output from the variable nozzle driving device 20, thereby preventing the variable nozzle 50 from wobbling. Since the attitude of the variable nozzle 50 at the optimum opening degree is maintained, the driving force for maintaining the attitude according to the operating state can be output from the variable nozzle driving device 20. The return spring 293 may be small enough to constantly bias the variable nozzle 50 to the fully open side when the system is stopped.
[0048]
(2) Therefore, by using the return spring 293 having a small urging force, the driving force of the variable nozzle driving device 20 that is output against this urging force may be small. The variable nozzle driving device 20 can also be made smaller, which can promote downsizing of the system. In addition, by balancing the sum of the urging force and the torque with respect to the driving force, the fluctuation of the variable nozzle 50 does not occur, so that the opening degree can be reliably controlled.
[0049]
(3) Further, by using a map or the like that defines the relationship between the nozzle opening and the current I, the current I corresponding to the optimum nozzle opening is applied to the pressure regulating valve 89. Since it is positively rotated toward the optimal opening, feedforward control can be performed, and responsiveness can be improved. In the present embodiment, the feedback is controlled using the angle detection sensor 90, so that the opening can be adjusted more accurately. Since this feedback control is a simple method of detecting the rotation angle and feeding it back to the nozzle opening controller 40, the control can be easily performed. Note that such feedback control may be performed as needed, and the feedforward control described above can be omitted because the opening degree can be sufficiently adjusted.
[0050]
(4) The torque calculation means 44 of the variable nozzle opening control system calculates the torque applied to the variable nozzle 50 based on the output signals N and F from the rotation speed detection sensor 31 and the rack voltage detection sensor 33. 31 and 33 are also generally used for controlling the engine 1 itself, for example, by outputting the output signals N and F to the engine controller 30. There is no need to provide them, and the system can be constructed at low cost.
[0051]
(5) The variable nozzle driving device 20 is configured to rotationally drive the rotor 25 using the fluid pressure, and thus drive the variable nozzle 50, and the output control means 45 flows into the variable nozzle driving device 20. Since the configuration is such that the hydraulic pressure of the hydraulic oil is controlled, the variable nozzle driving device 20 can have a simple structure, can be controlled easily and accurately, is less susceptible to heat, is small and light, has high reliability, A system with excellent characteristics can be constructed.
[0052]
(6) The variable nozzle drive device 20 is configured to rotate the plurality of rotating vanes 82 by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 68 and to rotate the rotating shaft 81 integrated therewith to output the rotating power. In addition, a conventional actuator rod or connecting rod that converts a linear motion into a rotary motion can be dispensed with, and a large diaphragm can be dispensed with, so that the size of the entire device can be significantly reduced. Accordingly, it is possible to reliably accommodate even a small space between the exhaust turbine 12 side and the compressor 11 side of the exhaust turbine turbocharger 10, and it is possible to greatly improve the mountability.
[0053]
(7) In the variable nozzle drive device 20, since the hydraulic circuit from the supply port 21 to the hydraulic chamber 68 and the hydraulic circuit from the hydraulic chamber 68 to the discharge port 23 are formed in the case 22 and the cover 24, the external circuit Piping can be simplified and downsizing can be further promoted.
[0054]
(8) In the variable nozzle drive device 20, the notches 69 and 85 are provided in a part of the rotary vane 82 and a part of the hydraulic chamber 68, so that the rotary vane 82 is located on the hydraulic supply side of the hydraulic chamber 68. Even when the rotating vane 82 is completely rotated, the hydraulic oil is introduced into the cutouts 69 and 85 to improve the responsiveness when the hydraulic vane is to be supplied and the rotating vane 82 is to be immediately rotated. You can get up smoothly.
[0055]
(9) In the variable nozzle driving device 20, since the pressure reducing means provided with the communication holes 76 and 84 is provided, the rotating vane 82 is completely turned to the side opposite to the hydraulic pressure supply side of the hydraulic chamber 68 suddenly. Even if an attempt is made to move, the oil pressure can be removed by the pressure-reducing means immediately before the movement, so that it is possible to prevent the wall portion of the hydraulic chamber 68 from violently colliding, and the durability can be further improved.
[0056]
(10) At this time, since the exhaust pressure means is formed in the communication hole 76 provided in the cover 24 and communicating the hydraulic chamber 68 with the outside of the apparatus, the hydraulic pressure chamber is provided immediately before the rotating vane 82 collides with the wall portion. The space 68 on the pressure supply side may be communicated with the communication hole 76. By simply providing the communication hole 76 at such a position, the pressure can be easily and reliably exhausted with a simple structure.
[0057]
(11) Further, since the pressure-reducing means has the cross-shaped communication hole 84 provided in the rotating shaft 81, all the hydraulic chambers 68 communicate with each other at a position slightly before the collision of the rotating vane 82. be able to. Therefore, the communication hole 76 described above may be provided so as to open to one hydraulic chamber 68, and the processing of the case 22 and the cover 24 can be facilitated. Further, the communication hole 84 always communicates the space opposite to the pressure supply side of each hydraulic chamber 68, and the hydraulic oil leaking into this space can be efficiently removed from the pressure discharge hole. The hydraulic oil is not compressed at the time of turning, and the operation of the turning vanes 82 can be made smoother.
[0058]
[Other embodiments]
The present invention is not limited to the above-described embodiment, but includes other configurations and the like that can achieve the object of the present invention, and includes the following modifications and the like.
For example, the variable nozzle drive device 20 of the embodiment is a hydraulic type, but is not limited thereto, and may be an electric type having an electric motor. In this case, the output shaft of the electric motor may be connected to the rotation drive shaft 51A, and the variable nozzle 50 may be rotated. The variable nozzle drive device 20 shown in FIG. 16 includes an electric motor that is driven by applying a current I (electric energy), and the current I is output from the nozzle opening controller 40. The magnitude of the current I at this time is calculated by the output control means 45 based on the sum of the urging force and the torque, as in the above embodiment. Then, a driving force corresponding to the magnitude of the current I is output from the electric motor, and the variable nozzle 50 is maintained at an appropriate opening. Such a configuration is included in the invention of claim 5.
[0059]
Further, the torque calculation means 44 of the embodiment calls up the third map (see FIG. 14) and calculates the torque applied to the variable nozzle 50 based on the third map. However, the present invention is not limited to this. That is, since the torque applied to the variable nozzle 50 is accurately calculated from the outlet pressure of the compressor 11 due to the turbo characteristics of the exhaust turbine supercharger 10 and the like, for example, as shown in FIG. A pressure sensor (compressor outlet pressure detecting means) 110 for detecting a supercharging pressure is provided on the compressor 11 side of the compressor 10, and a pressure signal P of the pressure sensor 11 is output to the nozzle opening controller 40. The torque can be calculated based on the pressure signal P. Such a configuration is included in the invention of claim 3.
[0060]
In the variable nozzle driving device 20 of the embodiment, four rotating vanes 82 of the rotor 25 are provided. However, the number may be five or more, or one to three. The pressure chambers 68 and the like may be provided in accordance with the number of the rotating vanes 82.
Further, the return spring that applies the urging force to the rotor 25 may be, for example, one that is disposed inside the hydraulic chamber 68 in addition to the one that is provided outside the variable nozzle driving device 20.
[0061]
In the above embodiment, the rack voltage detecting means 33 is used as the engine load detecting means according to the present invention. However, the engine load detecting means may be a torque meter which can directly measure the output of the engine. Alternatively, if the diesel engine 1 is of a type that directly injects fuel into a cylinder, a pressure sensor or the like that detects a pressure fluctuation of the fuel injection common rail may be used.
[0062]
In addition, the best configuration and method for carrying out the present invention have been disclosed in the above description, but the present invention is not limited thereto. That is, the present invention has been particularly shown and described with particular reference to particular embodiments, but may be modified in form and form without departing from the spirit and scope of the invention. Those skilled in the art can make various modifications in terms of material, quantity, and other detailed configurations.
Therefore, the description of the limited shapes, materials, and the like disclosed above is illustratively provided to facilitate understanding of the present invention, and does not limit the present invention. The description by the name of the member excluding some or all of the restrictions such as is included in the present invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration diagram showing a variable nozzle opening control system according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view showing an exhaust turbine supercharger to which the variable nozzle driving device of the embodiment is attached.
FIG. 3 is an enlarged view showing a main part of the exhaust turbine supercharger.
FIG. 4 is a perspective view schematically showing the entirety of the variable nozzle driving device.
5 is a view of the variable nozzle driving device shown in FIG. 4 as viewed from an arrow V side.
FIG. 6 is a view of the variable nozzle driving device shown in FIG. 4 as viewed from an arrow VI side.
FIG. 7 is a sectional view of the variable nozzle driving device.
8 is a sectional view taken along the arrow VIII-VIII in FIG. 7;
FIG. 9 is a sectional view taken along the line IX-IX in FIG. 7;
FIG. 10 is a sectional view taken along line XX of FIG. 7;
FIG. 11 is a block diagram showing a nozzle opening controller used in the embodiment.
FIG. 12 is a diagram showing a relationship among an engine rotation speed, a fuel injection amount (engine load), and a nozzle opening.
FIG. 13 is a diagram illustrating a relationship between a nozzle opening degree and an urging force (reaction force) of a return spring.
FIG. 14 is a diagram showing a relationship among an engine rotation speed, a fuel injection amount (engine load), and torque applied to a nozzle.
FIG. 15 is a flowchart for explaining control of the variable nozzle driving device.
FIG. 16 is a configuration diagram showing a modification of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Diesel engine which is an engine, 10 ... Exhaust turbine supercharger, 12 ... Exhaust turbine, 20 ... Variable nozzle drive, 31 ... Rotation speed detection sensor which is engine rotation speed detection means, 33 ... Engine load detection means. Rack voltage detection sensor, 42: opening degree determining means, 43: urging force calculating means, 44: torque calculating means, 45: output control means, 50: variable nozzle, 110: pressure sensor as compressor outlet pressure detecting means, 293 ... Return spring.

Claims

A variable nozzle for an exhaust turbine supercharger (10) for driving and controlling a plurality of rotatable variable nozzles (50) provided on an outer peripheral portion of an exhaust turbine (12) rotated by exhaust of an engine (1). An opening control system,
A variable nozzle driving device (20) that rotationally drives the variable nozzle (50);
A return spring (293) having a biasing force opposing the driving force output from the variable nozzle driving device (20);
Opening determining means (42) for determining the opening of the variable nozzle (50) at each operating point in the operating range of the engine (1);
An urging force calculating means (43) for calculating an urging force of the return spring (293) at the opening determined by the opening determining means (42);
Torque calculating means (44) for calculating a torque applied to the variable nozzle (50) at the operating point;
Output control for controlling the driving force of the variable nozzle driving device (20) so as to balance the sum of the torque calculated by the torque calculating means (44) and the urging force calculated by the urging force calculating means (43). Means (45) for controlling the variable nozzle opening for an exhaust turbine supercharger (10).

The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger (10) according to claim 1,
Engine rotation speed detection means (31);
Engine load detecting means (33),
The torque calculating means (44) calculates a torque applied to the variable nozzle (50) based on outputs from the detecting means (31, 33), for an exhaust turbine supercharger (10). Variable nozzle opening control system.

The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger (10) according to claim 1,
A compressor outlet pressure detecting means (110);
The torque calculating means (44) calculates a torque applied to the variable nozzle (50) based on an output from the compressor outlet pressure detecting means (110), for an exhaust turbine supercharger (10). Variable nozzle opening control system.

The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger (10) according to any one of claims 1 to 3,
The variable nozzle driving device (20) is configured to drive the variable nozzle (50) using a fluid pressure,
The variable nozzle for an exhaust turbine turbocharger (10), wherein the output control means (45) is configured to control a fluid pressure of a fluid flowing into the variable nozzle driving device (20). Opening control system.

The variable nozzle opening control system for an exhaust turbine turbocharger (10) according to any one of claims 1 to 3,
The variable nozzle driving device (20) is configured to drive the variable nozzle (50) using electric energy,
The variable nozzle opening for an exhaust turbine supercharger (10), wherein the output control means (45) is configured to control electric energy applied to the variable nozzle driving device (20). Control system.