JP2008506073A - 排気ガスターボチャージャを有する内燃機関 - Google Patents

Abstract

本発明は、排気ガスターボチャージャを備えた内燃機関に関する。排気ガスターボチャージャは、内燃機関の排気ラインに配置されるタービンを含んでおり、このタービンは、タービンのタービン翼車（１２）への内燃機関の排気ガスの供給を可能にする少なくとも２つの流路（６，７）を有する。排気ガスターボチャージャには、２つの流路の排気ガス供給を制御するために、バルブ装置が設けられる。内燃機関のエンジンブレーキの最大ブレーキ力に関して均衡化が行われ、この均衡化によって、小さい熱装入において最大ブレーキ力を発揮することが可能になる。本発明は、主として商用車に用いられる。

Description

本発明は、請求項１の前段による、排気ガスターボチャージャを有する内燃機関に関する。

請求項１の前段を構成する特許文献１は、その排気ガスターボチャージャが非対称のタービンハウジングを備えたツインスクロールタービンを有する内燃機関を説明している。タービンの２つの流路は、汚染物質の排出と内燃機関の燃料消費とを低減するように寸法決定されており、これによって内燃機関に良好な排気特性がもたらされる。

内燃機関の良好な排気特性に対する前提条件は、タービンが、大きな有効リングノズル、つまり大きな流れ断面積を有する１つの流路と、小さな有効リングノズル、つまり小さな流れ断面積を有する１つの流路とを有するように、２つの流路（スクロール室）の寸法を相違させることである。

タービンの流路の寸法を相違させる結果として、この排気ガスターボチャージャは、内燃機関のエンジンブレーキ時に、排気ガスターボチャージャにエンジンブレーキ効果を持たせるようにする場合に、小さな方の有効リングノズルを有する流路を空気せき止め用として使用するように、用いることができる。

独国特許出願公開第１０１ ５２ ８０４ Ａ１号明細書

本発明の目的は、加速時に特に必要になるエンジン出力との関係において、エンジンブレーキの際に要求される高いブレーキ力を相対的に低い熱負荷で実現するように、上記の前段による排気ガスターボチャージャを有する内燃機関を提供することにある。

この目的は、本発明によれば、請求項１の特徴によって実現される。

本発明は、エンジンブレーキモードにおける最大ブレーキ力を内燃機関及び排気ガスターボチャージャの最適な寸法決定によって実現し得るようにするために、内燃機関及び排気ガスターボチャージャの幾何学的な寸法を、特に相互の関係において設定するという考え方に基づいている。

非対称ハウジングを有するタービンと本発明による寸法決定とによって、通常の排気ブレーキバルブを有する内燃機関の運転においてこれまでに達成されてきたブレーキ力を、有利な形でほぼ倍増することが可能になる。

タービン翼車の流入部直径Ｄ_Ｔと、内燃機関のピストンの最大ストロークと最小ストローク間の容積の差から形成される内燃機関の全ピストンでの排気量Ｖ_Ｈと、最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}と、可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}とが、非対称タービンハウジングに対するターボチャージャのブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍを、次式、すなわち、

に従って計算することによって、相互に関係付けられる。

本発明によれば、ターボチャージャのブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍは、０．００５よりも小さく、０．００１〜０．００３の間にあることが望ましい。

請求項３に記載する有利な実施形態においては、ターボチャージャのブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍは０．００２であることが望ましい。

請求項４に記載する有利な実施形態においては、本発明の範囲内の最大ブレーキ力の設計点に基づく最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}は最小リングノズル断面積であり、この場合、開口部の断面積Ａ_１は最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ，１よりも大きい。ここで、最小有効リングノズル断面積は、タービン翼車に対する最小流れ断面積を表しており、従って、タービン翼車の上流側の最大せき止め圧力、すなわち最大ブレーキ力に関係している。

請求項５に記載する別の実施形態においては、最大ブレーキ力によって規定される最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}は開口部の断面積Ａ_１であり、この場合、開口部の断面積Ａ_１は最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ，１よりも小さい。ここで、開口部の断面積Ａ_１は、タービン翼車に対する最小流れ断面積を表しており、従って、タービン翼車の上流側の最大せき止め圧力、すなわち最大ブレーキ力に関係している。

請求項６に記載する別の有利な実施形態においては、本発明の範囲内の最大ブレーキ力における最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}に対する最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}の比が、０．２よりも大きく、好ましくは０．２〜１の間の範囲にある。この比が小さくなると、ブレーキ力が、低いエンジン回転域において比較的小さく、高いエンジン回転域において相対的に急激に増大する。この比が大きくなると、比が小さい場合に比べて、低いエンジン回転域においても高いブレーキ力が生成され、設計された最大ブレーキ力まで、ブレーキ力の平坦な増加が得られる。

請求項７に記載するさらに別の有利な実施形態においては、最大ブレーキ力におけるバルブ装置の最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}が、そのバルブ装置の可変開口断面積ｄＡ_Ａｂが取り得る上限値になっている。これは、開口断面積をさらに増大させても流れに関連する利得をなんら得る結果にならないからである。

請求項８に記載する別の好ましい実施形態においては、バルブ装置の最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}の値が、最大リングノズル断面積の同じ値を超えないように制限されるべきである。これは、非対称タービンハウジングの最大流路が流れの移送に関係し、最大流路の最も狭い断面積が最大リングノズル断面積であるからである。

請求項９に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置の可変開口断面積ｄＡ_Ａｂをエンジン回転数に従って変化させることができる。これは、移送されるべき排気ガスの容量がエンジン回転数に応じて変化するからである。

請求項１０に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置の可変開口断面積ｄＡ_Ａｂがエンジン回転数の低下と共に減少する。これは、移送されるべき排気ガスの容量の値が、エンジン回転数の低下と共に減少し、エンジン回転数の増大と共に増大するからである。

請求項１１に記載するさらに別の有利な実施形態においては、移送させ得る可能最大排気ガス容量によって最大ブレーキ力を達成するために、エンジンの回転数帯域に基づいて部分的に又は完全に開かれるバルブ装置の開口断面積の範囲が、少なくとも最大ブレーキ力におけるエンジン回転数までに及ぶエンジンの回転領域の上部の範囲に割り当てられる。

請求項１２に記載するさらに別の有利な実施形態においては、最大ブレーキ力が、内燃機関の定格回転数よりも高いエンジン回転数のところにある。

請求項１３に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置の開口断面積が開放されるエンジン回転数の範囲の開始点が最大ブレーキ力におけるエンジン回転数のおよそ２／３〜３／４のところにあると好適である。

請求項１４に記載するさらに別の有利な実施形態においては、最大ブレーキ力が実現されるエンジン回転数が、内燃機関の定格エンジン回転数よりもおよそ１／４〜１／３高い範囲のところにある。

請求項１５に記載するさらに別の有利な実施形態においては、内燃機関のタービンの流路が、タービンのスループットのパラメータ間の関係によって定まる非対称係数Ｆ_Ａｓｙｍに従って相互に関係付けられる。この場合、タービンのチョーク流量線の領域におけるタービンスループットのパラメータは、それぞれ各流路において測定される排気ガスの質量流量、排気ガス温度及び排気ガス圧力から決定しなければならない。本発明によれば、この非対称係数は、内燃機関の排気量の逆数を値０．１５でべき乗した値を超えてはならない。

請求項１６に記載する好ましい実施形態においては、バルブ装置がロータリディスクバルブとして構成される。

請求項１７に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置が移送用開口とブローオフ開口との両者を有しており、その結果、１つの流路から他の流路への排気ガスの移送と、タービンを迂回する排気ガスのブローオフとを１つの装置で実行することができる。この実施形態によって、排気ガスターボチャージャの回転数を制限するために、排気ガスの移送とブローオフとを同時に行うことが可能になる。

請求項１８に記載するさらに別の有利な実施形態においては、ブローオフ開口が平坦なスロットとして形成される。

請求項１９に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置が、ブローオフ開口を有するブローオフ装置をなしている。これは、ブレーキ力がきわめて高くなると、例えばターボチャージャのブレーキ係数が０．００３より小さくなると、排気ガスターボチャージャの回転数の制限が必要になるからである。排気ガスをタービンを迂回するように導くブローオフ装置は、排気ガスターボチャージャの回転数を制限するための簡易な解決策である。

請求項２０に記載するさらに別の有利な実施形態においては、バルブ装置が移送装置をなしている。これによって、排気ガスを、大きい方の流路から小さい方の流路に移送させることが可能になり、その結果、小さい方の流路における排気ガスがより高い圧力に圧縮される。特定の設計と操作点とにおいては、移送の方向を、小さい方の流路から大きい方の流路にすることが考えられる。排気ガスは高圧でタービン翼車に流入する。この結果、排気ガスターボチャージャの回転数が増大し、従って排気ガスターボチャージャのコンプレッサによって供給される空気の容量が増大する。供給空気容量が増大すると、エンジン出力が増大する結果がもたらされる。

本発明のさらなる利点及び好適な実施形態は、特許請求の範囲、図面の説明及び図面から明らかになるであろう。

図１は、排気ガスターボチャージャ２０を備えた本発明による内燃機関１００を示す。内燃機関１００は、例えば自動車用のディーゼルエンジンであるが、火花点火式のエンジンでも良い。排気ガスターボチャージャ２０は、内燃機関１００の吸気ライン２におけるコンプレッサ１と、内燃機関１００の排気ライン４におけるタービン３とを有するが、この排気ガスターボチャージャ２０が内燃機関１００に取り付けられる。タービン３は、例えば固定ジオメトリのタービンであるが、可変タービンジオメトリ（ＶＴＧ）付きタービンとすることもできる。コンプレッサ１は、シャフト５を介してタービン３によって駆動され、その結果、コンプレッサ１が新鮮な空気を圧力ｐ_１で吸気して、それを給気圧力ｐ_２に圧縮する。コンプレッサ１は固定ジオメトリを有するが、可変コンプレッサジオメトリを備えたコンプレッサとすることもできる。

１つのタービン翼車１２を有するタービン３は、非対称のツインスクロールタービンとして構成され、異なる寸法の２つの流路６及び７、あるいは、図２に詳細に示すタービンハウジング９内の異なる寸法の２つの渦巻形のスクロール室２２及び２３を有している。２つの流路６及び７、あるいは２つのスクロール室２２及び２３は、タービンハウジングに固定されたタービンハウジング９内の分離壁８によって互に分離されている。排気ライン３７は、タービン３の下流側に取り付けられる。第１の流路６が小さい流路として構成され、第２の流路７が大きい流路として構成される。

内燃機関１００は、例えば２つの別個のシリンダバンク１０、１１を有しており、排気マニホールド３０、３１が各シリンダバンク１０、１１に配置される。各シリンダバンク１０、１１からの排気ガスは、排気マニホールド３０、３１を経由して別個の排気ライン３５、３６に導かれる。排気ライン３５及び３６は、それぞれ、渦巻形の導管２２及び２３に接続される。

排気ガス再循環ライン１６が、スクロール室２２に導かれる第１の流路６に取り付けられる。この場合、排気ガス再循環ライン１６は、再循環される排気ガスを高温の排気ガス温度から低温度に冷却し得るＥＧＲクーラー１５を備えている。排気ガス再循環ライン１６は、排気ライン３５を吸気ライン２と連絡し、その終端は、コンプレッサ１の下流側に設けられるインタークーラ１４の下流側にある。排気ガス再循環ライン１６は、一般的に２つの流路６、７のうち、流れが強められる小さい方の流路６に取り付けるべきである。

調節可能なバルブ装置５０は、好ましくはロータリディスクバルブとして構成されるスライド弁４８を備えており、スクロール室２２及び２３に取り付けられる。バルブ装置５０は第１導管５１及び第２導管５２を有している。第１導管５１の終端は第１の流路６のスクロール室２２内にあり、第２導管５２の終端は第２の流路７のスクロール室２３内にある。さらに、バルブ装置５０は第３導管５３を有しており、その終端は、タービンの下流側の排気ライン３７内にある。

バルブ装置５０は３つの固定位置を取ることができる。図４の第１の位置においては、内燃機関１００の正常運転モードであり、導管５１及び５２は閉止される。排気ガスは、スクロール室２２、２３及び流路６、７を通って妨げられることなくタービン翼車１２に流入する。図６の第２の固定位置においては、排気ガスは、内燃機関１００のエンジンブレーキモードにおいて使用され、大きい方の流路７から小さい方の流路６に移送される。この移送によって、排気ガスターボチャージャの回転数又はコンプレッサ１の供給容量が制御される。コンプレッサ１の供給容量が増大すると、エンジンブレーキモードにおけるブレーキ力が増大する結果になる。図８の第３の固定位置においては、エンジンブレーキモードにおいて排気ガスターボチャージャの回転の異常上昇を避けるために、排気ガスを、タービンをバイパスさせて排出（ブローオフ）させることができる。この３つの固定位置において、移送される排気ガス容量又はブローオフされる排気ガス容量を、最大値からゼロまであるいはゼロから最大値まで、スライド弁４８を回すことによって制御することが可能になる。これら３つの固定位置に加えて、中間位置を取ることも可能である。例えば、スライド弁４８を、図６の矢印４９の方向にさらに回すことによって、排気ガスを移送すると共にブローオフすることが可能になる。又、スライド弁４８を、図８の矢印４９と反対側の方向にさらに回すことによって、排気ガスをブローオフすると共に移送することが可能になる。排気ガスのブローオフは第３の導管５３を通して行われる。この第３の導管５３がなければ、排気量が大きいエンジンの場合に、高いエンジンブレーキ力において、排気ガスターボチャージャ２０の過回転数を生起する可能性があり、排気ガスターボチャージャ２０が損傷する可能性がある。移送からブローオフへの切り換えは、エンジンブレーキモードにおいてブレーキ力が非常に高い場合にも必要である。この場合にも、排気ガスターボチャージャ２０の過回転数が生じ得るからである。制御された効率低下に見合うブローオフによって、排気ガスターボチャージャ２０の過回転数を確実に回避することができる。

排気ライン３５、３６の下流側で、タービン３のスクロール室２２、２３の上流側において、内燃機関１００に切り換え装置４０を取り付けて、それによって、スクロール室２２、２３への排気ガスの供給を制御することができる。この切り換え装置４０はバルブ装置５０の上流側に設けられる。切り換え装置４０は、例えば１つの切り換え弁である。この切り換え弁は、１つの基本位置においては、排気ライン３５とスクロール室２２とを接続し、又、排気ライン３６とスクロール室２３とを接続する。切り換え装置４０の１つの切り換え位置においては、排気ライン３５及び３６がスクロール室２２に接続され、スクロール室２３への接続は閉止される。切り換え装置４０を対応して切り換えることによって、動圧過給と静圧過給との間の選択が可能になる。この場合、内燃機関１００の加速モードにおいては主として動圧過給である。内燃機関１００の運転が静圧過給に切り換えられると、切り換え装置４０はその切り換え位置に置かれ、排気ガスは、両シリンダバンク１０、１１の全シリンダから２つの流路６、７の小さい方に主として供給される。その場合、切り換え装置４０は、内燃機関１００の排気ガスが２つの流路６、７の小さい方の第１の流路６のみを通って流れるように切り換えられ、内燃機関１００の排気ガスは大きい方の第２の流路７には流れない。

切り換え装置４０は電磁的に作動させることができ、内燃機関１００の電子制御ユニット１８に電気的に接続される。シリンダバンク１０及び１１も、内燃機関１００の熱力学的パラメータを電子制御ユニット１８に供給し得るように設けられるセンサを介して、電子ユニット１８に電気的に接続される。切り換え装置４０はこれらのパラメータに応じて制御される。特にバルブ装置５０は電磁的に制御可能なものであり、これも、制御ユニット１８に電気的に接続され、内燃機関１００の熱力学的パラメータに応じて電子ユニット１８によって制御することができる。

図２は、流路６、７及びスクロール室２２、２３を備えた内燃機関１００のタービン３の縦断面を詳細に示している。タービンハウジング９は、２つの流路６、７及びスクロール室２２、２３を有している。タービンハウジング９の分離壁８が流路６、７及びスクロール室２２、２３を分離する。流路６、７は、分離壁８のひとつの端部５５、つまり下流側の遷移領域４５で合体している。２つの流路６、７の排気ガスは、遷移領域４５において、タービン３のタービン翼車１２に達する前に混合される。遷移領域４５は、タービン翼車１２の位置に断面積Ａ_１の開口部を有しており、この開口部の断面積Ａ_１が、直径Ｄ_Ｔのタービン翼車１２に対する自由流れ断面積Ａ_Ｄを表している。

内燃機関１００のエンジンブレーキ時においては、タービン翼車１２を駆動する排気ガスがせき止められることが重要である。これによって、タービン３の可能最高回転数、従ってコンプレッサ１の高い供給容量が実現される。タービン翼車１２前のせき止め圧力ｐ_３が高ければ高いほど、コンプレッサ１の供給容量は増大し、エンジンブレーキ時における内燃機関１００の出力は高くなる。同じことが当てはまる内燃機関１００の加速時の場合とは対照的に、内燃機関１００のエンジンブレーキ時においては、クランクシャフトの特定の角度、通常は上死点位置の近傍で、シリンダバンク１０、１１のシリンダにおいてスロットル又はバルブが開かれる。その結果、排気ガスは、シリンダから脱出することができて、シリンダ内のピストンに膨張圧力を加えない。

排気ガスをせき止めるためには、タービン翼車１２に対する自由流れ断面積Ａ_Ｄができるだけ小さくなり、それに応じてタービン翼車１２前のせき止め圧力ｐ_３が大きくなることが重要である。最大せき止め圧力ｐ_３はこの最小自由流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}において生成されるので、タービン翼車１２前のせき止め圧力ｐ_３には、遷移領域４５における最小自由流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}が有効である。

通常、２つの流路６、７の小さい方の流路６は、２つの流路６、７の大きい方の流路７よりも小さいリングノズル断面積Ａ_Ｄ１を有しているので、タービン３における排気ガスのせき止めは、排気ガスが、通常２つの流路６、７の大きい方のリングノズル断面積Ａ_Ｄ２を有する大きい方の流路７からバルブ装置５０を経由して小さい方の流路６に流れるように実現される。

従って、最大ブレーキ力に対しては、最小自由流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}が、２つの流路６、７の小さい方の流路６のリングノズルの断面積Ａ_Ｄ１によって形成されるのか、あるいは、開口部の断面積Ａ_１によって形成されるのかという点のみが関係している。リングノズルの断面積Ａ_Ｄ１が開口部の断面積Ａ_１よりも小さければ、リングノズルの断面積Ａ_Ｄ１が最大ブレーキ力に関係し、開口部の断面積Ａ_１がリングノズルの断面積Ａ_Ｄ１よりも小さければ、開口部の断面積Ａ_１が最大ブレーキ力に関係する。

図２に示すように、第１の流路６の流れの断面積Ａ_Ｄ１は小さく、第２の流路７の流れの断面積Ａ_Ｄ２は大きいので、流路６を小さい方の流路として言及し、流路７を大きい方の流路として言及している。

小さい流路６と大きい流路７との間の寸法関係を設定するために、内燃機関１００の全ピストンでの排気量Ｖ_Ｈに応じて、非対称係数Ｆ_Ａｓｙｍを次式、すなわち、

に従って定めることができ、Ｆ_Ａｓｙｍは、次式、すなわち、

に従うものとする。

内燃機関１００の全ピストンでの排気量Ｖ_Ｈはシリンダの最大及び最小ピストン変位位置間の容積の差から形成される。ここで、φ_３１，Ｓはタービン３のチョーク流量線Ｓの領域における小さい流路６を通過するタービンスループットのパラメータに相当し、φ_３２，Ｓはタービン３のチョーク流量線Ｓの領域における大きい流路７を通過するタービンスループットのパラメータに相当する。タービンスループットのパラメータφ_３１，Ｓ及びφ_３２，Ｓは、それぞれ流路６及び７を通過する排気ガスの質量流量

及び

と、それぞれ流路６及び７における排気ガスの温度Ｔ_３１，Ｓ及びＴ_３２，Ｓと、それぞれ流路６及び７における排気ガスの圧力ｐ_３１，Ｓ及びｐ_３２，Ｓとの関数としてタービンスループットのパラメータφ_３１，Ｓ及びφ_３２，Ｓの式、すなわち、

に従って計算することができる。

全タービンスループットのパラメータφ_{ｔｏｔ，Ｓ}は、タービンスループットのパラメータφ_３１，Ｓとタービンスループットのパラメータφ_３２，Ｓとの和として得られ、内燃機関１００の全ピストンでの排気量Ｖ_Ｈから、経験的にあるいは解析的に定めることができる。これによって、流路６及び７の正確な寸法決定及び設計が可能になる。

図３は、図２に対応するタービンの流路６、７及びバルブ装置５０の断面を示す。バルブ装置５０は閉状態にあり、排ガスは、流路７から流路６に、あるいは流路６から流路７に流れることはできない。これは、排気ガスターボチャージャ２０をエンジンブレーキとして使用しない、内燃機関１００の正常運転モードに対応する。

図４は、図３に対応するバルブ装置５０及び第１の流路６の導管５１の別の断面を示す。導管５１は、タービンハウジング９の分岐６１において第１の流路６から分岐している。分岐６１は、タービン翼車１２の上流側の、例えばリングノズルの断面積Ａ_Ｄ１から遠くない位置に取られる。導管直径Ｄ_Ｋの導管５１の一方の端部６０において、バルブ装置５０はバルブ装置ハウジング５６に連結される。バルブ装置ハウジング５６は、図示のようにタービンハウジング９の一部分とすることができるが、バルブ装置ハウジング５６を別個のハウジングとして構成することも可能である。

バルブ装置５０は、スライド弁４８を有するロータリディスクバルブとして構成される。スライド弁４８は、バルブ装置ハウジング５６の内部に回転可能なように収納される。スライド弁４８は、その周囲に、開口周縁部又は開口端Ｘ_Ａと閉止周縁部又は閉止端Ｘ_Ｂとを有する移送用開口Ｘ、並びに、開口周縁部又は開口端Ｙ_Ａと閉止周縁部又は閉止端Ｙ_Ｂとを有するブローオフ開口Ｙを含んでいる。排気ガスは、移送用開口Ｘを経由して、第２流路７の導管５２（図４には詳細には図示されていない）から第１流路６の導管５１に移送される。排気ガスは、ブローオフ開口Ｙを経由して、第１流路６から導管５１を通って第３の導管５３（図４には詳細には図示されていない）に導かれ、タービン３をバイパスする。スライド弁４８の図示の位置においては、移送用開口Ｘ及びブローオフ開口Ｙが共に導管端６０上に来ていないか、あるいは導管端６０と同位置になっていないので、導管５１は閉止されている。

導管端６０には２つの突起点Ｂ及びＡがあり、移送用開口Ｘの端部Ｘ_Ａ、Ｘ_Ｂのいずれか、あるいは移送用開口Ｙの端部Ｙ_Ａ、Ｙ_Ｂのいずれかがそれらの位置を通過すると、導管５１が直ちに開き始めるかあるいは閉じ始める。

図４の位置のスライド弁４８が、例えば矢印４９の方向に回されると、移送用開口Ｘの開口端Ｘ_Ａが導管５１の第１の突起点Ｂに達し、それがさらに矢印４９の方向に回されるにつれて、導管５１の一部が開放され、その結果、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂ（ここでは詳細には図示されていない）が形成され、それを通って、排気ガスが導管５１からバルブ装置５０に流れ込むことができる。スライド弁４８の図４に示す位置においては、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂの値はまだゼロである。

図５は、図２に対応するタービンの流路６、７及びバルブ装置５０の断面を示す。バルブ装置５０は開状態にあり、排ガスは、流路７から流路６に、あるいは流路６から流路７に流れることができる。スライド弁４８は、その移送位置にあり、排気ガスは、図５の矢印５７に示されるように、大きい方の流路７から小さい方の流路６に流れる。

図６は、図５に対応するバルブ装置５０及び導管５１の別の断面を示す。移送用開口Ｘの開口端Ｘ_Ａが導管端６０の第２の突起点Ａに達し、閉止端Ｘ_Ｂが導管端６０の第１の突起点Ｂに達しているので、移送用開口Ｘは導管５１の直径Ｄ_Ｋを完全に開放している。バルブ装置５０のこの位置において、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂは、バルブ装置５０のスライド弁４８の最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}となっている。排気ガスは、導管５２から移送用開口Ｘを経由して導管５１に流れる。

バルブ装置５０が矢印４９の方向にさらに回されると、移送用開口Ｘの開口端Ｘ_Ａが、導管端６０の第２の突起点Ａの上を矢印４９の方向に動き、それによって、移送用開口Ｘの可変開口断面積ｄＡ_Ａｂを、ブローオフ開口Ｙの開口端Ｙ_Ａが導管端６０の第１の突起点Ｂを通過するまで低減する。可変開口断面積ｄＡ_Ａｂは、それ以降、移送用開口Ｘ及びブローオフ開口Ｙの両者を、排気ガスがこの中間位置において移送され、かつ、ブローオフされるように部分的に開放する。

図７は、図２に対応するタービン３の流路６、７及びバルブ装置５０の断面を示す。バルブ装置５０は、排気ガスが大きい方の流路７から小さい方の流路６に流れないように、あるいはその逆も生起しないようにブローオフが行われる位置にある。排気ガスは、ブローオフ開口Ｙを経由して、タービン３の下流側の第３の導管５３（図１参照）に流入し、さらに排気ガス導管３７に流入する。

図８は、図７に対応するバルブ装置５０及び導管５１の別の断面を示す。ブローオフ開口Ｙの開口端Ｙ_Ａが導管端６０の第２の突起点Ａに達し、ブローオフ開口Ｙの閉止端Ｙ_Ｂが導管端６０の第１の突起点Ｂに達しているので、ブローオフ開口Ｙは導管５１を完全に開放しており、排気ガスは、導管５１からブローオフ開口Ｙを経由して第３の導管５３（ここでは詳細には図示されていない）（図１参照）に流入することができる。バルブ装置５０のこの位置においては、２つの流路５、６は閉止され、排気ガスは完全に第３導管５３の中にブローオフされる。

本発明は、内燃機関１００及び排気ガスターボチャージャ２０の可能最低限の熱負荷を実現することを目的として、内燃機関、ターボチャージャ及び達成可能なブレーキ力の間の設計仕様を規定する。

この場合、内燃機関１００の全ピストンでの排気量Ｖ_Ｈと、タービン翼車１２の直径Ｄ_Ｔと、タービン３への排気ラインにおける自由流れ断面積Ａ_Ｄとが特に重要である。ここで、自由流れ断面積Ａ_Ｄは最小固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}と最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}とから構成される。

本発明が規定し、排気ガスターボチャージャを備えた内燃機関に適用される関係であって、ブレーキモードに対して高いブレーキ力が相対的に低い熱負荷で得られる関係は、次式、すなわち、

のとおりである。式中、ＴＢＦ_Ａｓｙｍはターボチャージャのブレーキ係数を表し、０．００５よりも小さく、０．００１〜０．００３の間にあること、特に０．００２であることが望ましい。もし、内燃機関１００の全ピストンでの排気量が１０リットルを超えていると、排気ガスターボチャ−ジャ２０のターボチャージャロータの過回転数を避けるために、ブローオフが推奨されるべきである。ブローオフは、又、０．００３よりも小さいターボチャージャブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍの値を有する高いブレーキ力の場合にも適用される。

タービン３の設計の具現形態に応じて、最小固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}は、最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ１又は開口部断面積Ａ_１のいずれかによって決定される。最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ１が開口部断面積Ａ_１よりも大きければ、開口部断面積Ａ_１が最小固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}となり、開口部断面積Ａ_１が最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ１よりも大きければ、最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ１が最小固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}となる。

大きい方の流路７は移送用として用いられるので、換言すれば、排気ガスは大きい方の流路７から小さい方の流路６に移送されるので、大きい方の流路７のリングノズル断面積Ａ_Ｄ２よりも大きい最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}を選定することは物理的に適切でない。最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}を増大しても、流れの状態に対してより積極的な効果が得られないからである。

最大ブレーキ力において開放されるタービン翼車１２に対する流れ断面積は、上記の説明によれば、固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}及び可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}を含んでいる。最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}と固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}との比を比Ｖ_Ａと呼称するが、これは０．２よりも大きいことが望ましい。この比Ｖ_Ａの値は、特に０．２〜１の間に取るが、この場合、低エンジン回転数においてエンジンブレーキ力を高くするべきであればある程、比Ｖ_Ａを高く選定しなければならない。

図９が、このことを模式的なグラフに示している。このグラフにおいては、ブレーキ力Ｐがエンジン回転数ｎに対してプロットされている。曲線ａは、排気ガスターボチャージャ２０を含む内燃機関１００に関する条件を表現しているが、この条件は、タービン３への排気ラインにおける流れ断面積Ａ_Ｄの寸法がエンジン回転数範囲の全域にわたって一定に保持される場合、換言すれば可変開口断面積ｄＡ_Ａｂが存在しない場合である。曲線ｂは、最大ブレーキ力の設計点Ｐ_ｍａｘにおいて曲線ａと交差しているが、曲線ａの上側にあり、低いエンジン回転数範囲において既に高いブレーキ力が要求される内燃機関の設計を示している。従って、この曲線ｂの場合には、類似のエンジン形態及び同じ排気ガス容量の場合に比べて、タービン３への排気ラインに、最小固定流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}の他に、小さい可変開口断面積ｄＡ_Ａｂが低エンジン回転数範囲において存在しなければならない。この設計は、高エンジン回転数の範囲については、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂを増大することに相当する。そうでなければ、低エンジン回転数レベルにおいて最大ブレーキ力に達するからである。すなわち、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂは、エンジン回転数の低下と共に減少する。バルブ装置５０が開き始める点はＰ_ｏで示される。可変開口断面積ｄＡ_Ａｂが作動しなければ、Ｐ_ｏを起点とする曲線は、破線で示すような急傾斜のものとなるであろう。

曲線ｃは、低エンジン回転数範囲においてさらに高いブレーキ力を備えた別の変形例を示す。エンジンの基本設計が同じである場合には、最大ブレーキ力Ｐ_ｍａｘが同じエンジン回転数において達成されるべきであるとすると、高エンジン回転数範囲に対する可変開口断面積ｄＡ_Ａｂが曲線ｂの場合よりも大きくなければならない。曲線ｂの場合と同様に、この場合、Ｐ_ｏが、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂの作動点である。

従って、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂの作動は、ブレーキ力をエンジン回転数全域にわたって確実に漸増させるために、全自由流れ断面積Ａ_Ｄの可変部分の比率の増大と共に、あるいは、低エンジン回転数範囲において高いブレーキ力を要する場合に、好ましくはそれぞれ低エンジン回転数において行われる。

排気ガスターボチャージャ２０を備えた内燃機関１００に関する限り、最大ブレーキ力は、内燃機関１００の定格エンジン回転数（最大出力におけるエンジン回転数）の範囲を超えたエンジン回転数範囲において好適に実現される。もし、定格エンジン回転数が毎分１８００回転であれば、最大ブレーキ力のエンジン回転数を例えば毎分２３００回転の範囲に設定することができるが、これは好ましい具現化形態である。付加的な可変放出断面積がエンジン回転数の増大と共に開放される高エンジン回転数範囲は、最大ブレーキ力のエンジン回転数のおよそ２／３〜３／４で適切に始まる。その場合、可変開口断面積ｄＡ_Ａｂの寸法は、エンジン回転数と共に、最大ブレーキ力に達するまで直線的に増大することが好ましい。これは、可能な限り低い熱負荷において、上記に説明した最大ブレーキ力に対する装置を設計する場合の基準点を表している。

本発明による、排気ガスターボチャージャを備えた内燃機関の概略的な概略図を示す。 ２つの流路を備えた排気ガスターボチャージャのタービンの縦断面を示す図である。 ２つの流路及び１つのバルブ装置を備えた図２のタービンの横断面であって、排気ガスが両流路を通って流れる場合の横断面を示す図である。 図３のバルブ装置の別の断面を示す図である。 ２つの流路を備えたタービン及び開のバルブ位置にある図２のバルブ装置の横断面であって、排気ガスの移送が大きい方の流路から小さい方の流路に生起する場合の横断面を示す図である。 図５のバルブ装置の別の断面を示す図である。 ２つの流路を備えたタービン及び図２のタービンのバルブ装置の横断面であって、排気ガスが排気導管へブローオフされるバルブ位置の場合の横断面を示す図である。 図７のバルブ装置の別の断面を示す図である。 可変流れ断面積の比が異なる場合、及び、流れの断面積が最大ブレーキ力において付加的に開放される場合の、ブレーキ力Ｐの基本曲線をエンジン回転数ｎに対してプロットした模式的なグラフを示す図である。

Claims (20)

1. 少なくとも１つのピストン式の燃焼室を有し、該燃焼室は最小及び最大ストローク間の差によって決定し得る、全ピストンで排気量Ｖ_Ｈの内燃機関と、
   前記内燃機関の排気ラインに配置されるタービンを有し、該タービンは、直径Ｄ_Ｔのタービン翼車と、少なくとも２つの流路と、該流路が合流する断面積Ａ_１の開口部を有し、前記少なくとも２つの流路の少なくとも２つのリングノズル断面の寸法は異なり、前記タービン翼車には流れの断面積を通して排気ガスを供給し、前記タービンへの排気ライン内に、最小開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍｉｎ}と最大開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}との間で可変する開口断面積ｄＡ_Ａｂを有するバルブ装置が設けられた排気ガスターボチャージャを備えた内燃機関において、
   エンジンブレーキ時の上記内燃機関（１００）の最大ブレーキ力において、
   − 上記タービン翼車１２の直径Ｄ_Ｔと、
   − 上記内燃機関（１００）の排気量Ｖ_Ｈと、
   − 上記タービン翼車（１２）に対する最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}と、
   − 上記バルブ装置（５０）の開口（Ｘ）の最大開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}とが、相互に、次の関係、すなわち、
   

   

   によって関係付けられ、ターボチャージャのブレーキ係数であるＴＢＦ_Ａｓｙｍが０．００５より小さいことを特徴とする内燃機関。
2. 前記ターボチャージャのブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍが０．００１〜０．００３の間にあることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 前記ターボチャージャのブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍが０．００２であることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。
4. 最大ブレーキ力における前記最小流れ断面積が、
   Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}＝Ａ_Ｄ，１
   に等しく、前記開口部の断面積Ａ_１が最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ，１よりも大きいことを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の内燃機関。
5. 最大ブレーキ力における前記最小流れ断面積が、
   Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}＝Ａ_１
   に等しく、前記開口部の断面積Ａ_１が最小リングノズル断面積Ａ_Ｄ，１よりも小さいことを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載の内燃機関。
6. 最大ブレーキ力における前記最小流れ断面積Ａ_{Ｄ，ｓｍａｌｌ}に対する前記最大可変開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}の比Ｖ_Ａが、次式、すなわち、
   

   

   を満たすことを特徴とする請求項４あるいは５に記載の内燃機関。
7. 最大ブレーキ力における前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}の値が、前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の開口断面積ｄＡ_Ａｂが取り得る上限値であることを特徴とする請求項６に記載の内燃機関。
8. 前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の最大開口断面積ｄＡ_{Ａｂ，ｍａｘ}の値が、最大リングノズル断面積の同じ値を超えないことを特徴とする請求項７に記載の内燃機関。
9. 前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の開口断面積ｄＡ_Ａｂを、エンジン回転数に従って変化させることを特徴とする請求項８に記載の内燃機関。
10. 前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の開口断面積ｄＡ_Ａｂを、エンジン回転数の低下と共に減少させることを特徴とする請求項９に記載の内燃機関。
11. 前記開口断面積ｄＡ_Ａｂの範囲が、少なくとも最大ブレーキ力におけるエンジン回転数までに及ぶエンジンの回転数帯域の上部の範囲に割り当てらることを特徴とする請求項１０に記載の内燃機関。
12. 前記最大ブレーキ力が、前記内燃機関（１００）の定格エンジン回転数よりも高いエンジン回転数のところにあることを特徴とする請求項１１に記載の内燃機関。
13. 前記バルブ装置（５０）の移送用開口（Ｘ）の開口断面積ｄＡ_Ａｂが開放されるエンジン回転数の範囲の開始点が、最大ブレーキ力におけるエンジン回転数の２／３〜３／４のところにあることを特徴とする請求項１２に記載の内燃機関。
14. 前記最大ブレーキ力が、前記内燃機関（１００）の定格エンジン回転数よりも１／４〜１／３高いエンジン回転数のところにあることを特徴とする請求項１３に記載の内燃機関。
15. 前記タービン（３）の流路（６，７）の寸法の比を特性化する非対称係数Ｆ_Ａｓｙｍが、前記内燃機関（１００）の排気量Ｖ_Ｈに応じて、次式、すなわち、
    

    

    に従い、この場合、前記非対称係数Ｆ_Ａｓｙｍは、次式、すなわち、
    

    

    によって定義され、該式中、φ_３１，Ｓ及びφ_３２，Ｓは、前記タービン（３）のチョーク流量線Ｓの領域におけるタービンスループットのパラメータであって、次式、すなわち、
    

    

    から計算することができ、前記式中、
    

    

    及び
    

    

    は、それぞれ、前記タービン（３）のチョーク流量線Ｓの領域において前記第１及び第２流路（６，７）を通過する排気ガスの質量流量を表し、Ｔ_３１，Ｓ、Ｔ_３２，Ｓは、それぞれ、前記タービン（３）のチョーク流量線Ｓの領域における前記第１及び第２流路（６，７）内の排気ガス温度を表し、ｐ_３１，Ｓ、ｐ_３２，Ｓは、それぞれ、前記タービン（３）のチョーク流量線Ｓの領域における前記第１及び第２流路（６，７）内の排気ガス圧力を表すことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
16. 前記バルブ装置（５０）が、ロータリディスクバルブであることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
17. 前記ロータリディスクバルブが、移送用開口（Ｘ）とブローオフ開口（Ｙ）を有することを特徴とする請求項１６に記載の内燃機関。
18. 前記ブローオフ開口（Ｙ）が、スライド弁（４８）における平坦なスロットとして形成されることを特徴とする請求項１７に記載の内燃機関。
19. ０．００３よりも小さいターボチャージャブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍにおいては、前記バルブ装置（５０）がブローオフの位置にあることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
20. ０．００３以上のターボチャージャブレーキ係数ＴＢＦ_Ａｓｙｍにおいては、前記バルブ装置（５０）が移送の位置にあることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。

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