JP2010127126A - 二段過給システム - Google Patents
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Abstract
【課題】ドライバビリティや排気再循環に影響を及ぼすことなく、高速高負荷領域での燃費の改善を図り得る二段過給システムを提供する。
【解決手段】高圧段ターボチャージャ6が複数基(図の例では二基)並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャ6を追加装備し、エンジン1の高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャ6を作動させるよう構成する。
【選択図】図1
【解決手段】高圧段ターボチャージャ6が複数基(図の例では二基)並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャ6を追加装備し、エンジン1の高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャ6を作動させるよう構成する。
【選択図】図1
Description
本発明は、二段過給システムに関するものである。
近年、エンジン排気流路から分流した排気を水冷式の管形熱交換器であるEGRクーラ(EGR:Exhaust Gas Recirculation)により冷却した上でエンジン吸気流路へ戻し、燃焼温度を下げてNOxの発生を低減させる排気再循環が一般的に行われている。
排気容量を変えずにエンジンの出力を高めるためには、1サイクル当たりの燃料噴射量を多くすると共に、ターボチャージャにより過給圧を上げてシリンダへの吸気の送給量を増やす必要がある。
又、吸気の送給量を減らさずに高EGR率を達成するためにも、ターボチャージャを用いて過給圧を上げる必要がある。
そこで、高圧力比が得られる二段過給システムをエンジンに採用することが提案されている。
図7は従来の二段過給システムの一例を示すものであり、車載のエンジン1の排気マニホールド2から直に送出される排気Gによって高圧段タービン3を作動させ且つ高圧段コンプレッサ4で圧縮した吸気Aをエンジン1の吸気マニホールド5へ送給する高圧段ターボチャージャ6と、該高圧段ターボチャージャ6の高圧段タービン3から送出される排気G、或いは該高圧段タービン3の吸込側から吐出側へ至るウエストゲート配管7を経た排気Gによって低圧段タービン8を作動させ低圧段コンプレッサ9で圧縮した吸気Aを前記高圧段コンプレッサ4へ送給する低圧段ターボチャージャ10とを備え、前記ウエストゲート配管7には、高圧段タービン3に対応するウエストゲートバルブ11が組み込まれている。尚、一般に、前記高圧段ターボチャージャ6の高圧段タービン3には、固定翼ターボが用いられることが多いが、図7のように、VNT (Variable Nozzle Turbine) と称される可変ノズルを有したタービンが採用されることもある。
更に、前記低圧段ターボチャージャ10の低圧段コンプレッサ9の吐出側と前記高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4の吸入側との間のエンジン吸気流路には、インタクーラ12が介装されており、前記高圧段コンプレッサ4の吐出側とエンジン1の吸気マニホールド5との間のエンジン吸気流路には、アフタクーラ13が介装されている。
この他に、エンジン排気流路の高圧段タービン3よりも上流側(具体的には排気マニホールド2)からエンジン吸気流路のアフタクーラ13よりも下流側(具体的には吸気マニホールド5)へ至るEGR配管14が設けられ、該EGR配管14には、エンジン排気流路から分流した排気Gを冷却するEGRクーラ15と、エンジン吸気流路へ還流すべき排気Gの流量を調整するEGRバルブ16とが設けられている。
そして、前述の如き二段過給システムにおいては、エンジン1が稼動状態であるとき、排気マニホールド2から送出される排気Gの大部分は、高圧段タービン3へ流入して高圧段コンプレッサ4を駆動した後、低圧段タービン8へ流入して低圧段コンプレッサ9を駆動する。
前記低圧段コンプレッサ9に流入し且つ圧縮された吸気Aは、インタクーラ12を経て高圧段コンプレッサ4に送給され、該高圧段コンプレッサ4で再び圧縮され、アフタクーラ13を経て吸気マニホールド5へ送給される。
これにより、シリンダへの吸気Aの送給量が増加し、1サイクル当たりの燃料噴射量を多くすれば、エンジン1の出力を高めることができる。
又、前記排気Gの一部は、排気マニホールド2からEGR配管14へ流入し、EGRクーラ15で冷却され且つEGRバルブ16で流量調整が行われた排気Gが、吸気Aと一緒に吸気マニホールド5へ送給され、これにより、シリンダ内の燃焼温度の低下が図られ、NOxの発生が低減される。
更に、前記エンジン1が高速高負荷領域に達した際には、高圧段タービン3の能力を上回るような高エネルギ(大流量で高圧力)の排気Gが、該高圧段タービン3に流れ込むことがないように(タービン内の圧力過上昇抑制と過回転防止、並びにポンピングロス低減のため)ウエストゲートバルブ11を開き、排気Gの一部をウエストゲート配管7から低圧段タービン8に導くようになっている。因みに、前記ウエストゲート配管7から低圧段タービン8に導かれる排気Gは、全体の0〜30%程度の範囲内で、前記ウエストゲートバルブ11の開度調節が行われ、ウエストゲートバルブ11全閉時より燃費改善を図っている。
尚、前述の如き二段過給システムと関連する一般的技術水準を示すものとしては、例えば、特許文献1、2がある。
特開2005−147030号公報
特開平5−180089号公報
しかしながら、前記ウエストゲート配管7に分流された排気Gの一部は低圧段タービン8で合流するため、該低圧段タービン8ではそのエネルギを有効利用しているものの、全体の30%程度の排気Gがウエストゲート配管7に分流されている場合には、高圧段タービン3にとっては結果的に70%程度しか排気Gのエネルギが利用されていないと言える。
仮に前記ウエストゲート配管7に分流させる排気Gの量を更に増加させていくと、高圧段ターボチャージャ6の過給圧が下がることから、同一吸気量、同一EGR率を維持するためには高圧段タービン3の図示していない可変ノズルを絞る必要があるが、該可変ノズルを絞ることにより、高圧段タービン3の作動線としては高効率領域側に移動するため該高圧段タービン3単独で見た場合には有利となる(図3の仮想線を参照)。
但し、前記ウエストゲート配管7に分流させる排気Gの量の増大に伴って、高圧段コンプレッサ4と高圧段タービン3のガス流量のアンバランスにより、膨張比が上昇し背圧が高くなって燃費が悪化することとなる。これは、例えば、前記ウエストゲート配管7に分流させる排気Gを50%とした場合、高圧段コンプレッサ4側では吸気Aが100%に対し、高圧段タービン3側は50%の排気Gしか流通せず、アンバランスが生じるためである。尚、高圧段コンプレッサ4は、従来の二段過給システムでは、チョークラインに近い高効率領域から離れた領域で運転されていた(図4の仮想線を参照)。
即ち、あるウエストゲート率で排気マニホールド2の圧力は最小となって、燃費は最も良くなるが、該ウエストゲート率を変化させてもこれ以上は燃費を改善することは困難となっており、このときの燃費は、単段過給の場合と比較して7%以上悪化していることが計算によって求められている。
こうした燃費悪化の対策として、高圧段ターボチャージャ6を切り離し低圧段ターボチャージャ10だけで運転する方法や、高速高負荷領域において、ターボ高効率領域で運転できるよう高圧段ターボチャージャ6をより大きな容量のターボチャージャにすること等が提案されている。
しかしながら、前述の如く、高圧段ターボチャージャ6を切り離し低圧段ターボチャージャ10だけで運転するのでは、トルク性能等が低圧段ターボチャージャ10単段に相当する性能しか得られなくなる一方、高圧段ターボチャージャ6を切り離す切り換え時に、トルクが階段状に変化することから、ドライバビリティに悪影響を与える虞があった。
又、高速高負荷領域において、ターボ高効率領域で運転できるよう高圧段ターボチャージャ6をより大きな容量のターボチャージャにするのでは、低速において燃費が悪化したり、NOx低減に必要なEGR量を得ることができなくなる虞があった。
本発明は、斯かる実情に鑑み、ドライバビリティや排気再循環に影響を及ぼすことなく、高速高負荷領域での燃費の改善を図り得る二段過給システムを提供しようとするものである。
本発明は、エンジンから直に送出される排気によって高圧段タービンを作動させ且つ高圧段コンプレッサで圧縮した吸気をエンジンへ送給する高圧段ターボチャージャと、該高圧段ターボチャージャの高圧段タービンから送出される排気によって低圧段タービンを作動させ且つ低圧段コンプレッサで圧縮した吸気を前記高圧段コンプレッサへ送給する低圧段ターボチャージャとを備えた二段過給システムにおいて、
前記高圧段ターボチャージャが複数基並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャを追加装備し、エンジンの高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャを作動させるよう構成したことを特徴とする二段過給システムにかかるものである。
前記高圧段ターボチャージャが複数基並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャを追加装備し、エンジンの高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャを作動させるよう構成したことを特徴とする二段過給システムにかかるものである。
上記手段によれば、以下のような作用が得られる。
エンジンの低速或いは中速となる高速高負荷領域以外の領域においては、低圧段ターボチャージャと一つの高圧段ターボチャージャを作動させた状態で運転が行われる。
これに対し、前記エンジンが高速高負荷領域に達した際には、複数基の高圧段ターボチャージャが作動し、該各高圧段ターボチャージャの高圧段タービンを通過するガス流量は分けられる形となるため、高圧段タービンの作動線としては高効率領域側に移動し、又、高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサは、従来の二段過給システムでは、チョークラインに近い高効率領域から離れた領域で運転されていたが、各高圧段コンプレッサを通過する吸気の流量が分けられる形となることから、高圧段コンプレッサの作動線も高効率領域側に移動する。
前述の如く高圧段タービン及び高圧段コンプレッサの効率向上に加え、該高圧段コンプレッサと高圧段タービンのガス流量のアンバランスが解消され、膨張比が下がり背圧が低くなって、同一吸気量、同一EGR率を維持したまま、燃費が向上することとなる。
しかも、高圧段ターボチャージャを切り離し低圧段ターボチャージャだけで運転するのとは異なり、高圧段ターボチャージャを切り離す切り換え時に、トルクが階段状に変化してドライバビリティに悪影響を与える心配はなく、又、高速高負荷領域において、ターボ高効率領域で運転できるよう高圧段ターボチャージャをより大きな容量のターボチャージャにするのとは異なり、低速において燃費が悪化したり、NOx低減に必要なEGR量を得ることができなくなる心配もない。
前記二段過給システムにおいては、追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段タービンの吸込側に通じるエンジン排気流路に排気切換バルブを設け、追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサの吐出側のエンジン吸気流路に吸気切換バルブを設けると共に、該吸気切換バルブより上流側で且つ追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサの吐出側のエンジン吸気流路から分岐して該高圧段コンプレッサの吸込側に通じるリサーキュレーション流路を形成し、該リサーキュレーション流路にリサーキュレーションバルブを設け、前記エンジンの高速高負荷領域において、前記排気切換バルブを開いた直後、吸気切換バルブは閉じておき、リサーキュレーションバルブを開き、過給圧上昇後、リサーキュレーションバルブを閉じ、吸気切換バルブを開くよう構成することができる。
このように構成した場合、前記エンジンが高速高負荷領域に達した際には、先ず、排気切換バルブが開かれ、追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段タービンに排気が分岐導入されるが、吸気切換バルブはこの時点では閉じられ、リサーキュレーションバルブが開かれ、過給圧が上昇した後、リサーキュレーションバルブが閉じられ、吸気切換バルブが開かれるため、仮に排気切換バルブと吸気切換バルブとを同時に開いた場合に、追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサによる過給圧の上昇が追いつかなくなって、高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサで過給された吸気が追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサ側へ逆流してしまうようなことが防止される。
本発明の二段過給システムによれば、ドライバビリティや排気再循環に影響を及ぼすことなく、高速高負荷領域での燃費の改善を図り得るという優れた効果を奏し得る。
以下、本発明の実施の形態を添付図面を参照して説明する。
図1及び図2は本発明を実施する形態の一例であって、図中、図7と同一の符号を付した部分は同一物を表わしており、基本的な構成は図7に示す従来のものと同様であるが、本図示例の特徴とするところは、図1及び図2に示す如く、高圧段ターボチャージャ6が複数基(図の例では二基)並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャ6を追加装備し、エンジン1の高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャ6を作動させるよう構成した点にある。
本図示例の場合、追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段タービン3の吸込側に通じるエンジン排気流路17に排気切換バルブ18を設け、追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4の吐出側のエンジン吸気流路19に吸気切換バルブ20を設けると共に、該吸気切換バルブ20より上流側で且つ追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4の吐出側のエンジン吸気流路19から分岐して該高圧段コンプレッサ4の吸込側に通じるリサーキュレーション流路21を形成し、該リサーキュレーション流路21にリサーキュレーションバルブ22を設けてある。
尚、仮に、エンジン1の高速高負荷領域において、前記排気切換バルブ18と吸気切換バルブ20とを同時に開いた場合、追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4による過給圧の上昇が高圧段タービン3の図示していない可変ノズルを絞っても追いつかず、高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4で過給された吸気Aが追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4側へ逆流してしまう可能性があるため、前記排気切換バルブ18を開いた直後、吸気切換バルブ20は閉じておき、リサーキュレーションバルブ22を開き、過給圧がある程度上昇したら、リサーキュレーションバルブ22を閉じ、吸気切換バルブ20を開くようにしてある。
次に、上記図示例の作用を説明する。
エンジン1の低速或いは中速となる高速高負荷領域以外の領域においては、排気切換バルブ18と吸気切換バルブ20とリサーキュレーションバルブ22はいずれも閉じられ、図2に示す如く、低圧段ターボチャージャ10と一つの高圧段ターボチャージャ6を作動させた状態で運転が行われる。
これに対し、前記エンジン1が高速高負荷領域に達した際には、図1において、先ず、排気切換バルブ18が開かれ、追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段タービン3の図示していない可変ノズルが絞られて排気Gが分岐導入されるが、吸気切換バルブ20はこの時点では閉じられ、リサーキュレーションバルブ22が開かれ、過給圧がある程度上昇すると、リサーキュレーションバルブ22が閉じられ、吸気切換バルブ20が開かれるため、仮に排気切換バルブ18と吸気切換バルブ20とを同時に開いた場合に、追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4による過給圧の上昇が追いつかなくなって、高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4で過給された吸気Aが追加装備した高圧段ターボチャージャ6の高圧段コンプレッサ4側へ逆流してしまうようなことが防止される。
そして、エンジン1の高速高負荷領域において、高圧段タービン3を通過するガス流量は半分になるため、図3に示す如く、高圧段タービン3の作動線としては高効率領域側に移動する。
又、高圧段コンプレッサ4は、従来の二段過給システムでは、図4の仮想線で示されるように、チョークラインに近い高効率領域から離れた領域で運転されていたが、高圧段コンプレッサ4を通過する吸気Aの流量が半減することから、図4に示す如く、高圧段コンプレッサ4の作動線も高効率領域側に移動する。
前述の如く高圧段タービン3及び高圧段コンプレッサ4の効率向上に加え、該高圧段コンプレッサ4と高圧段タービン3のガス流量のアンバランスが解消され、膨張比が下がり背圧が低くなって、同一吸気量、同一EGR率を維持したまま、燃費が向上することとなる。これは、例えば、従来のようにウエストゲート配管7(図7参照)に分流させて排気Gの50%で吸気Aの100%を駆動させるのに比べ、高圧段コンプレッサ4側では吸気Aが50%に対し、高圧段タービン3側も50%の排気Gが流通して駆動され、アンバランスが生じなくなるためである。
因みに、高速高負荷領域において、図5に示す如く、吸排気差圧(排気マニホールド2圧力と吸気マニホールド5圧力との差圧)が従来に比べおよそ75%程度低減されると共に、図6に示す如く、燃費がおよそ5.5%程度改善されることが計算結果として確認されている。
しかも、高圧段ターボチャージャ6を切り離し低圧段ターボチャージャ10だけで運転するのとは異なり、高圧段ターボチャージャ6を切り離す切り換え時に、トルクが階段状に変化してドライバビリティに悪影響を与える心配はなく、又、高速高負荷領域において、ターボ高効率領域で運転できるよう高圧段ターボチャージャ6をより大きな容量のターボチャージャにするのとは異なり、低速において燃費が悪化したり、NOx低減に必要なEGR量を得ることができなくなる心配もない。
こうして、ドライバビリティや排気再循環に影響を及ぼすことなく、高速高負荷領域での燃費の改善を図り得る。
尚、本発明の二段過給システムは、上述の図示例にのみ限定されるものではなく、二基の高圧段ターボチャージャを通るガス量は必ずしも等分とする必要はないこと、二基の高圧段ターボチャージャは容量の異なるものを使用しても良いこと、三基以上の高圧段ターボチャージャを搭載することも可能であること等、その他、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
1 エンジン
2 排気マニホールド
3 高圧段タービン
4 高圧段コンプレッサ
5 吸気マニホールド
6 高圧段ターボチャージャ
8 低圧段タービン
9 低圧段コンプレッサ
10 低圧段ターボチャージャ
17 エンジン排気流路
18 排気切換バルブ
19 エンジン吸気流路
20 吸気切換バルブ
21 リサーキュレーション流路
22 リサーキュレーションバルブ
A 吸気
G 排気
2 排気マニホールド
3 高圧段タービン
4 高圧段コンプレッサ
5 吸気マニホールド
6 高圧段ターボチャージャ
8 低圧段タービン
9 低圧段コンプレッサ
10 低圧段ターボチャージャ
17 エンジン排気流路
18 排気切換バルブ
19 エンジン吸気流路
20 吸気切換バルブ
21 リサーキュレーション流路
22 リサーキュレーションバルブ
A 吸気
G 排気
Claims (2)
- エンジンから直に送出される排気によって高圧段タービンを作動させ且つ高圧段コンプレッサで圧縮した吸気をエンジンへ送給する高圧段ターボチャージャと、該高圧段ターボチャージャの高圧段タービンから送出される排気によって低圧段タービンを作動させ且つ低圧段コンプレッサで圧縮した吸気を前記高圧段コンプレッサへ送給する低圧段ターボチャージャとを備えた二段過給システムにおいて、
前記高圧段ターボチャージャが複数基並列に配設されるよう高圧段ターボチャージャを追加装備し、エンジンの高速高負荷領域において複数基の高圧段ターボチャージャを作動させるよう構成したことを特徴とする二段過給システム。 - 追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段タービンの吸込側に通じるエンジン排気流路に排気切換バルブを設け、追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサの吐出側のエンジン吸気流路に吸気切換バルブを設けると共に、該吸気切換バルブより上流側で且つ追加装備した高圧段ターボチャージャの高圧段コンプレッサの吐出側のエンジン吸気流路から分岐して該高圧段コンプレッサの吸込側に通じるリサーキュレーション流路を形成し、該リサーキュレーション流路にリサーキュレーションバルブを設け、前記エンジンの高速高負荷領域において、前記排気切換バルブを開いた直後、吸気切換バルブは閉じておき、リサーキュレーションバルブを開き、過給圧上昇後、リサーキュレーションバルブを閉じ、吸気切換バルブを開くよう構成した請求項1記載の二段過給システム。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2008300396A JP2010127126A (ja) | 2008-11-26 | 2008-11-26 | 二段過給システム |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
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Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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Country Status (1)
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Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2012136957A (ja) * | 2010-12-24 | 2012-07-19 | Isuzu Motors Ltd | 内燃機関、及びそのegr方法 |
CN103061868A (zh) * | 2013-01-31 | 2013-04-24 | 长城汽车股份有限公司 | 三涡轮增压机构及相应的涡轮增压发动机 |
GB2536344A (en) * | 2015-02-06 | 2016-09-14 | Jaguar Land Rover Ltd | A multi-stage exhaust turbocharger system |
KR20180035482A (ko) * | 2016-09-29 | 2018-04-06 | 연세대학교 산학협력단 | 2단 터보차저와 듀얼 루프 egr 시스템을 구비하는 엔진에서의 egr 제어 장치 |
-
2008
- 2008-11-26 JP JP2008300396A patent/JP2010127126A/ja not_active Withdrawn
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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