JP2011080462A - 過給機付き内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】耐排気圧強度よりも排気圧を小さくし、且つブリッジ通路の通路径を小さくする。
【解決手段】気筒１１Ａ，１１Ｄに通じる合流通路２３ＡＤの途中と、気筒１１Ｂ，１１Ｃに通じる合流通路２３ＢＣの途中とにはブリッジ通路４１が接続されており、ブリッジ通路４１の途中には電動式の第１開閉弁Ｖ１が設けられている。ブリッジ通路４１と吸気通路１７とを繋ぐＥＧＲ通路４２には熱交換器４３が設けられている。熱交換器４３より下流のＥＧＲ通路４２には電動式の第２開閉弁Ｖ２が設けられており、熱交換器４３より上流のＥＧＲ通路４２には電動式の第３開閉弁Ｖ３が設けられている。制御コンピュータＣは、エンジン回転数とエンジン負荷とに応じて、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３を開閉制御する。
【選択図】図１

Description

本発明は、複数の排気ガス導入通路を有するタービン部を備えるターボチャージャ式過給機と、複数の気筒と複数の排気ガス導入通路とを連結する複数の連結通路を有し、内燃機関から排出される排気ガスが流れる排気通路とを備えるターボチャージャ式過給機を備えた過給機付き内燃機関に関する。

内燃機関の吸気効率を高める過給機として、排気流の流勢を利用して過給を行なう排気駆動式のターボチャージャ式過給機が多用されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１では、複数の排気通路を統合した２以上の集合管を連通管（ブリッジ通路）で連結した排気装置が開示されている。連通管は、バルブによって開閉されるようになっている。特許文献１では、連通管が内燃機関における熱効率の向上に寄与する旨の記載がなされている。又、熱効率の向上の寄与を確実にするには、連通管の内径を集合管の内径の２０〜１００％に設定すればよいとの旨の記載がなされている。

特開２００１−１６４９３４号公報

しかし、排気ガスの流勢の利用によってターボチャージャ式過給機を駆動してエンジン出力を向上させようとする場合にも、排気ガスの圧力（排気圧）は、排気系パーツ（例えば排気系のシール構造等）における耐排気圧強度よりも下げなければならない。排気系パーツにおける耐排気圧強度よりも排気圧を小さくしようとすると、連通管の内径を集合管の内径よりもあまり小さくすることができないが、連通管の内径が大きくなると、連通管を開閉するバルブを大型化しなければならない。そのため、連通管を開閉するバルブの小型化を図るには連通管の内径を小さくする必要がある。しかし、特許文献１に開示の排気装置では、耐排気圧強度よりも排気圧を小さくし、且つ連通管（ブリッジ通路）の内径（通路断面積）を小さくするという両立は、達成できない。

本発明は、耐排気圧強度よりも排気圧を小さくし、且つブリッジ通路の通路断面積を小さくすることを目的とする。

本発明は、複数の気筒を有する内燃機関と、前記内燃機関に気体を供給する吸気通路と、複数の排気ガス導入通路を有するタービン部を備えるターボチャージャ式過給機と、前記複数の気筒と前記複数の排気ガス導入通路とを連結する複数の連結通路を有し、前記内燃機関から排出される排気ガスが流れる排気通路とを備える過給機付き内燃機関を対象とし、請求項１の発明では、前記複数の連結通路のうち２つ以上を相互に接続するブリッジ通路と、前記ブリッジ通路に接続される分岐通路と、前記ブリッジ通路に設けられて前記ブリッジ通路を開閉する第１開閉手段とを備えている。

第１開閉手段を開状態にすると共に、分岐通路内の通路容積を利用すれば、ブリッジ通路における通路断面積を小さく設定した状態でも、排気圧が耐排気圧強度を超えないようにして大きなタービン駆動力を得ることができる。従って、第１開閉手段の小型化が可能である。

好適な例では、前記連結通路は、各気筒に連結する複数の連結通路を合流させる合流通路を有している。
好適な例では、前記分岐通路は、一端が前記ブリッジ通路に接続され、他端が前記吸気通路に接続されるＥＧＲ通路であり、前記ＥＧＲ通路に設けられて前記ＥＧＲ通路を流れる排気ガスを冷却する熱交換器と、前記ＥＧＲ通路において前記熱交換器の下流に設けられて前記ＥＧＲ通路を開閉する第２開閉手段とを備えている。

第１開閉手段を開状態にすると共に、第２開閉手段を閉状態として熱交換器内の通路容積を利用すれば、ブリッジ通路における通路断面積を小さく設定した状態でも、排気圧が耐排気圧強度を超えないようにして大きなタービン駆動力を得ることができる。従って、第１開閉手段の小型化が可能である。

好適な例では、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路を開閉する第３開閉手段が設けられている。
好適な例では、前記第３開閉手段は、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路に設けられている。

第３開閉手段の存在は、内燃機関の回転数と負荷とに応じたきめ細かなタービン駆動力制御に寄与する。
好適な例では、前記第１開閉手段と前記第３開閉手段とは、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路と前記ブリッジ通路との連通及び遮断、並びに前記ブリッジ通路の開閉を切り換える単一の切り換え弁を構成しており、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路と前記ブリッジ通路とは、前記切り換え弁を介して接続されている。

単一の切り換え弁によって第２，３開閉手段を構成する構造は、排気ガス通路の配管構成の簡素化に寄与する。
好適な例では、前記内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段と、前記内燃機関の負荷を検出する負荷検出手段と、前記第２開閉手段及び前記第１開閉手段の開閉を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記回転数検出手段により検出された回転数と、前記負荷検出手段によって検出された負荷とに応じて、前記第２開閉手段及び前記第１開閉手段の開閉を制御する。

好適な例では、前記内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段と、前記内燃機関の負荷を検出する負荷検出手段と、前記第２開閉手段、前記第１開閉手段及び前記第３開閉手段の開閉を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記回転数検出手段により検出された回転数と、前記負荷検出手段によって検出された負荷とに応じて、前記第２開閉手段、前記第１開閉手段及び前記第３開閉手段の開閉を制御する。

好適な例では、前記制御手段は、低負荷領域においては、前記第１開閉手段、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段の全てを開き、前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ低回転である低回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段の全てを閉じ、前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ前記低回転高負荷領域よりも回転数の高い中回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段を開くと共に、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段を閉じ、前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ前記中回転高負荷領域よりも回転数の高い高回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段及び前記第３開閉手段を開くと共に、前記第２開閉手段を閉じる。

本発明は、耐排気圧強度よりも排気圧を小さくし、且つブリッジ通路の通路断面積を小さくすることができるという優れた効果を奏する。

第１の実施形態を示す内燃機関の全体構成図。 （ａ）は、ターボチャージャ式過給機の側断面図。（ｂ）は、図２（ａ）のＡ−Ａ線断面図。 エンジン回転数とエンジン負荷とによって表される領域グラフ。 開閉制御プログラムを表すフローチャート。 （ａ）は、通路径と出力トルクとの関係を示すグラフ。（ｂ）は、通路径と排気パルスの最大値との関係を示すグラフ。 （ａ）は、通路径と出力トルクとの関係を示すグラフ。（ｂ）は、通路径と排気パルスの最大値との関係を示すグラフ。 連結通路内の圧力変動を示すグラフ。 （ａ）は、吸気通路内及びＥＧＲ通路内の圧力変化を示すグラフ。（ｂ），（ｃ）は、ＥＧＲ通路内の流体流量の変化を示すグラフ。 第２の実施形態を示す内燃機関の全体構成図。 開閉制御プログラムを表すフローチャート。 第３の実施形態を示し、（ａ）は、内燃機関の全体構成図。（ｂ），（ｃ），（ｄ）は、三方弁Ｖ４の内部構造を示す断面図。

以下、４気筒のディーゼルエンジンに本発明を具体化した第１の実施形態を図１〜図８に基づいて説明する。
図１に示すように、ディーゼルエンジン１０（内燃機関）は、図示しないピストンを収容する複数の気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄを備えている。気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄを形成するシリンダブロック（図示略）に連結されたシリンダヘッド１２には気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ毎に燃料噴射ノズル１３が取り付けられている。燃料（軽油）は、燃料ポンプ１４及びコモンレール１５を経由して燃料噴射ノズル１３へ供給され、燃料噴射ノズル１３は、各気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ内に燃料を噴射する。

シリンダヘッド１２にはインテークマニホールド１６が接続されている。インテークマニホールド１６には吸気通路１７が接続されており、吸気通路１７の途中にはターボチャージャ式過給機１９のコンプレッサ部２０が設けられている。ターボチャージャ式過給機１９は、排気ガス流によって作動される可変ノズル型過給機であり、ターボチャージャ式過給機１９のコンプレッサ部２０より上流の吸気通路１７内の空気（気体）がコンプレッサ部２０へ吸入されて送り出される。

シリンダヘッド１２には排気通路２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ，２２Ｄが接続されている。排気通路２２Ａ，２２Ｄは、合流して合流通路２３ＡＤに接続されており、排気通路２２Ｂ，２２Ｃは、合流して合流通路２３ＢＣに接続されている。合流通路２３ＡＤ及び合流通路２３ＢＣは、ターボチャージャ式過給機１９のタービン部２１に接続されている。排気通路２２Ａ，２２Ｄ及び合流通路２３ＡＤは、タービン部２１に連なる第１連結通路を構成し、排気通路２２Ｂ，２２Ｃ及び合流通路２３ＢＣは、タービン部２１に連なる第２連結通路を構成する。第１連結通路及び第２連結通路は、ディーゼルエンジン１０から排出される排気ガスをタービン部２１に導く排気通路を構成する。

気筒１１Ａ，１１Ｄから排出された排気ガスは、排気通路２２Ａ，２２Ｄを経由して合流通路２３ＡＤへ送られ、気筒１１Ｂ，１１Ｃから排出された排気ガスは、排気通路２２Ｂ，２２Ｃを経由して合流通路２３ＢＣへ送られる。合流通路２３ＡＤ，２３ＢＣからタービン部２１へ送られた排気ガスは、排気通路２４を経由して大気に放出される。

図２（ａ）は、ターボチャージャ式過給機１９の内部構造を示す。コンプレッサ部２０は、コンプレッサハウジング２５と、ロータシャフト２６に止着されたコンプレッサホイール２７とを備え、タービン部２１は、タービンハウジング２８と、ロータシャフト２６に止着されたタービンホイール２９とを備える。コンプレッサハウジング２５とタービンハウジング２８とは、センターハウジング３０を介して連結されている。

図２（ｂ）に示すように、タービンハウジング２８内には排気ガス導入通路としての一対のスクロール通路３１ＡＤ，３１ＢＣが設けられている。気筒１１Ａ，１１Ｄから合流通路２３ＡＤを経由してタービン部２１へ送られた排気ガスは、スクロール通路３１ＡＤ及び旋回通路３２に送り込まれてタービンホイール２９の羽根２９１に吹き付けられる。又、気筒１１Ｂ，１１Ｃから合流通路２３ＢＣを経由してタービン部２１へ送られた排気ガスは、スクロール通路３１ＢＣ及び旋回通路３２に送り込まれてタービンホイール２９の羽根２９１に吹き付けられる。これにより、タービンホイール２９、ロータシャフト２６及びコンプレッサホイール２７が一体的に回転する。

コンプレッサホイール２７は、コンプレッサ部２０より上流の吸気通路１７内の空気をコンプレッサハウジング２５内のコンプレッサ通路２５１へ導入してコンプレッサ部２０より下流の吸気通路１７へ送り出す。

旋回通路３２の途中には複数のノズルベーン３３が配設されている。図２（ｂ）に示すように、ノズルベーン３３は、ノズルリング３４に回動可能に支持されている。ノズルベーン３３は、隣り合うノズルベーン３３間の流路断面積を変更可能である。

図２（ａ）に示すように、ノズルリング３４に対して回動可能な支軸３５にはアーム３６が止着されており、アーム３６にはユニゾンリング３７が離脱不能に係合されている。センターハウジング３０には支軸３８が回動可能に支持されており、支軸３８の一端には駆動アーム３９が止着されている。駆動アーム３９は、ユニゾンリング３７に係合されており、駆動アーム３９が支軸３８を中心にして回動すると、ユニゾンリング３７が回動する。

支軸３８の他端に止着された駆動レバー４０は、図示しないアクチュエータの作動によって支軸３８を中心にして回動される。駆動レバー４０が回動されると、駆動アーム３９及びユニゾンリング３７が回動し、アーム３６及びノズルベーン３３が回動される。つまり、ベーン開度が変更される。ベーン開度の増大は、タービン回転速度の低下をもたらし、コンプレッサ部２０より下流側の吸気通路１７における空気流量が減少する。ベーン開度の低減は、タービン回転速度の増大をもたらし、コンプレッサ部２０より下流側の吸気通路１７における空気流量が増大する。

図１に示すように、合流通路２３ＡＤの途中と合流通路２３ＢＣの途中とにはブリッジ通路４１が接続されており、ブリッジ通路４１の途中には電動式の第１開閉弁Ｖ１が設けられている。ブリッジ通路４１には分岐通路としてのＥＧＲ通路４２の一端が接続されている。ＥＧＲ通路４２の他端は、吸気通路１７に接続されている。第１開閉弁Ｖ１が閉状態のときには、ブリッジ通路４１を介した合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとの連通が遮断され、第１開閉弁Ｖ１が開状態のときには、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通される。第１開閉弁Ｖ１は、ブリッジ通路４１に設けられてブリッジ通路４１を開閉する第１開閉手段である。

吸気通路１７の途中にはインタークーラ４６及びスロットル弁４７が設けられている。インタークーラ４６は、吸気通路１７内を流れる空気を冷却し、スロットル弁４７は、気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄへ送られる空気流量を調整するためのものである。スロットル弁４７の開度は、図示しないアクセルペダルの踏み込みに応じて制御される。

スロットル弁４７の開度は、スロットル開度検出器４５によって検出される。図示しないクランクシャフトの回転角度（クランク角度）は、クランク角度検出器４８によって検出される。スロットル開度検出器４５によって検出されたスロットル開度検出情報、及びクランク角度検出器４８によって検出されたクランク角度検出情報は、制御コンピュータＣに送られる。制御コンピュータＣは、スロットル開度検出情報及びクランク角度検出情報に基づいて、燃料噴射ノズル１３における燃料噴射期間（噴射開始時期及び噴射終了時期）を算出して制御する。又、制御コンピュータＣは、クランク角度検出器４８によって得られるクランク角度検出情報に基づいてエンジン回転数Ｎを算出する。又、制御コンピュータＣは、例えば前記した燃料噴射期間（燃料噴射量）からエンジン負荷を求める。

制御コンピュータＣ及びクランク角度検出器４８は、内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段を構成する。制御コンピュータＣ、スロットル開度検出器４５及びクランク角度検出器４８は、内燃機関の負荷を検出する負荷検出手段を構成する。

インテークマニホールド１６には圧力検出器４４が設けられている。圧力検出器４４は、インテークマニホールド１６内の圧力（過給圧）を検出する。圧力検出器４４によって検出された過給圧の情報は、制御コンピュータＣへ送られる。

制御コンピュータＣは、エンジン回転数やエンジン負荷等に基づいて、予め設定されたマップから目標過給圧を決定する。そして、制御コンピュータＣは、圧力検出器４４によって検出される過給圧が目標過給圧になるように、ターボチャージャ式過給機１９のタービン部２１におけるベーン開度を制御する。

ＥＧＲ通路４２の途中には熱交換器４３が設けられている。熱交換器４３より下流のＥＧＲ通路４２の途中には電動式の第２開閉弁Ｖ２が設けられており、熱交換器４３より上流のＥＧＲ通路４２の途中には電動式の第３開閉弁Ｖ３が設けられている。第２開閉弁Ｖ２が閉状態のときには、熱交換器４３と吸気通路１７との連通が遮断され、第２開閉弁Ｖ２が開状態のときには、熱交換器４３と吸気通路１７とがＥＧＲ通路４２を介して連通される。第３開閉弁Ｖ３が閉状態のときには、熱交換器４３とブリッジ通路４１との連通が遮断され、第３開閉弁Ｖ３が開状態のときには、熱交換器４３と合流通路２３ＡＤとがＥＧＲ通路４２及びブリッジ通路４１を介して連通される。

第２開閉弁Ｖ２は、ＥＧＲ通路４２において熱交換器４３の下流に設けられてＥＧＲ通路４２を開閉する第２開閉手段である。第３開閉弁Ｖ３は、熱交換器４３の上流に設けられてＥＧＲ通路４２を開閉する第３開閉手段である。

第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３は、制御コンピュータＣによって開閉制御される。
図３は、エンジン回転数Ｎとエンジン負荷Ｆとによって表される領域グラフである。領域Ｇ１は、エンジン回転数Ｎが低速のときにターボチャージャ式過給機１９におけるタービン駆動力を大きくすることが望ましい領域である。領域Ｇ２は、気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ内の圧力が許容最大圧力を超えないようにしてターボチャージャ式過給機１９におけるタービン駆動力を大きくすることが望ましい領域である。領域Ｇ３は、排気脈動のパルスのピーク値が許容最大値を超えないようにしてターボチャージャ式過給機１９におけるタービン駆動力を大きくすることが望ましい領域である。領域Ｇ４は、ＥＧＲ通路４２へ排気ガスを送って排気ガス浄化を行なうことが望ましい領域である。

領域Ｇ４は、低負荷領域であり、領域Ｇ１は、低負荷領域Ｇ４よりも高負荷であり、且つ低回転である低回転高負荷領域である。領域Ｇ２は、低負荷領域Ｇ４よりも高負荷であり、且つ低回転高負荷領域よりも回転数の高い中回転高負荷領域である。領域Ｇ３は、低負荷領域Ｇ４よりも高負荷であり、且つ中回転高負荷領域Ｇ２よりも回転数の高い高回転高負荷領域である。

図４は、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３を開閉制御する開閉制御プログラムを表すフローチャートである。以下、このフローチャートに基づいて第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３の開閉制御を説明する。

制御コンピュータＣは、算出されたエンジン回転数Ｎと、算出されたエンジン負荷Ｆとの組（Ｎ，Ｆ）が低回転高負荷領域Ｇ１内にあるか否かを判断する（ステップＳ１）。組（Ｎ，Ｆ）が低回転高負荷領域Ｇ１内にある場合（ステップＳ１においてＹＥＳ）、制御コンピュータＣは、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３の全てを閉状態にする制御を行なう（ステップＳ２）。この制御により、合流通路２３ＡＤ，２３ＢＣ内の排気ガスがブリッジ通路４１、ＥＧＲ通路４２及び熱交換器４３を経由して吸気通路１７へ送られることはなく、エンジン回転数Ｎが低速のときにも大きなタービン駆動力が得られる。

ステップＳ１において組（Ｎ，Ｆ）が低回転高負荷領域Ｇ１内にない場合、制御コンピュータＣは、組（Ｎ，Ｆ）が中回転高負荷領域Ｇ２内にあるか否かを判断する（ステップＳ３）。組（Ｎ，Ｆ）が中回転高負荷領域Ｇ２内にある場合（ステップＳ３においてＹＥＳ）、制御コンピュータＣは、第１開閉弁Ｖ１を開状態とすると共に、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３を閉状態とする制御を行なう（ステップＳ４）。この制御により、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通するが、ブリッジ通路４１内の排気ガスがＥＧＲ通路４２及び熱交換器４３を経由して吸気通路１７へ送られることはない。このような状態では、気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ内の圧力が許容最大圧力を超えず、且つ大きなタービン駆動力が得られる。

ステップＳ３において組（Ｎ，Ｆ）が中回転高負荷領域Ｇ２内にない場合、制御コンピュータＣは、組（Ｎ，Ｆ）が高回転高負荷領域Ｇ３内にあるか否かを判断する（ステップＳ５）。組（Ｎ，Ｆ）が高回転高負荷領域Ｇ３内にある場合（ステップＳ５においてＹＥＳ）、制御コンピュータＣは、第１開閉弁Ｖ１及び第３開閉弁Ｖ３を開状態とすると共に、第２開閉弁Ｖ２を閉状態とする制御を行なう（ステップＳ６）。この制御により、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通し、且つ熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通するが、ブリッジ通路４１内の排気ガスがＥＧＲ通路４２を介して吸気通路１７へ送られることはない。このような状態では、排気脈動のピーク値が許容最大値を超えず、且つ大きなタービン駆動力が得られる。

ステップＳ５において組（Ｎ，Ｆ）が高回転高負荷領域Ｇ３内にない場合〔つまり、組（Ｎ，Ｆ）が低負荷領域Ｇ４内にある場合〕、制御コンピュータＣは、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３の全てを開状態にする制御を行なう（ステップＳ７）。この制御により、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通し、且つ吸気通路１７がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通する。従って、ブリッジ通路４１内の排気ガスがＥＧＲ通路４２を介して吸気通路１７へ送られ、排気ガス再循環を利用した排気ガス浄化が行われる。

制御コンピュータＣは、前記回転数検出手段により検出された回転数Ｎと、前記負荷検出手段によって検出された負荷Ｆとに応じて、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び記第３開閉弁Ｖ３の開閉を制御する制御手段である。

図７のグラフにおける曲線Ｐ１は、エンジン回転数Ｎが高回転（例えば３６００ｒｐｍ）のとき、且つ第１開閉弁Ｖ１が開状態のときにおける合流通路２３ＡＤの通路内の圧力変動を示す。横軸は、クランク角度を表し、縦軸は、圧力を表す。曲線Ｐ２は、エンジン回転数Ｎが前記した高回転のとき、且つ第１開閉弁Ｖ１が閉状態のときにおける合流通路２３ＡＤの通路内の圧力変動を示す。第１開閉弁Ｖ１が閉状態のときには、排気パルスの最大値が過大になるが、第１開閉弁Ｖ１を開状態にすれば、排気パルスの最大値を排気パーツ（例えば排気系のシール構造等）の耐圧強度未満に下げることができる。

フローチャートのステップＳ４は、第１開閉弁Ｖ１のみを開いて排気パルスの最大値を耐圧強度未満に下げる制御ステップである。これにより、エンジン回転数Ｎが中回転である中回転高負荷領域Ｇ２においては、気筒１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ内の圧力が許容最大圧力を超えないで大きなタービン駆動力を得ることができる。

逆に、エンジン回転数Ｎが低回転である低回転高負荷領域Ｇ１は、排気パーツ（例えば排気系のシール構造等）の耐圧強度に排気パルスの最大値を近づけてタービン駆動力を上げることが望ましい領域であり、フローチャートにおけるステップＳ２は、そのための制御ステップである。これにより、エンジン回転数Ｎが低回転である低回転高負荷領域Ｇ１においても大きなタービン駆動力を得ることができる。

エンジン回転数Ｎが高回転である高回転高負荷領域Ｇ３では、ブリッジ通路４１の通路断面積が小さい場合には、第１開閉弁Ｖ１のみを開いて排気パルスの最大値を耐圧強度未満にできないおそれがある。

図５（ａ）のグラフにおける曲線Ｔ１，Ｔ２，Ｔ３，Ｔ４は、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通しており、且つ熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通しているときの、出力トルクの変化を表す。横軸は、ブリッジ通路４１の通路径を表し、縦軸は、出力トルクを表す。曲線Ｔ１は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が５０％のときの出力トルクの変化を表し、曲線Ｔ２は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が６０％のときの出力トルクの変化を表す。曲線Ｔ３は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が７０％のときの出力トルクの変化を表し、曲線Ｔ４は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が８０％のときの出力トルクの変化を表す。

図５（ｂ）のグラフにおける曲線Ｅ１，Ｅ２，Ｅ３，Ｅ４は、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通しており、且つ熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通しているときの、排気パルスの最大値の変化を表す。横軸は、ブリッジ通路４１の通路径を表し、縦軸は、排気パルスの最大値を表す。曲線Ｅ１は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が５０％のときの排気パルスの最大値の変化を表し、曲線Ｅ２は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が６０％のときの排気パルスの最大値の変化を表す。曲線Ｅ３は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が７０％のときの排気パルスの最大値の変化を表し、曲線Ｅ４は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が８０％のときの排気パルスの最大値の変化を表す。

図５（ａ），（ｂ）のいずれにおいても、エンジン回転数は、高回転数（例えば３６００ｒｐｍ）の場合である。通路径Ｓｏは、ブリッジ通路４１の通路径を表す。
本実施形態では、ベーン開度割合が６０％のときに要求される出力トルクの最低値が３００Ｎｍであり、且つ排気パルスの最大値の許容値が４５０ｋＰａであるとした場合、ブリッジ通路４１における通路径Ｓｏを必要な値に設定すれば、前記した出力トルクの最低値を得ることができ、しかも排気パルスの最大値を許容値以下にすることができる。

一方、図６（ａ）のグラフにおける曲線ｔ１，ｔ２，ｔ３，ｔ４は、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通しているが、熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通していないときの、出力トルクの変化を表す。横軸は、ブリッジ通路４１の通路径を表し、縦軸は、出力トルクを表す。曲線ｔ１は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が５０％のときの出力トルクの変化を表し、曲線ｔ２は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が６０％のときの出力トルクの変化を表す。曲線ｔ３は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が７０％のときの出力トルクの変化を表し、曲線ｔ４は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が８０％のときの出力トルクの変化を表す。

図６（ｂ）のグラフにおける曲線ｅ１，ｅ２，ｅ３，ｅ４は、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通しているが、熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通していないときの、排気パルスの最大値の変化を表す。横軸は、ブリッジ通路４１の通路径を表し、縦軸は、排気パルスの最大値を表す。曲線ｅ１は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が５０％のときの排気パルスの最大値の変化を表し、曲線ｅ２は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が６０％のときの排気パルスの最大値の変化を表す。曲線ｅ３は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が７０％のときの排気パルスの最大値の変化を表し、曲線ｅ４は、ターボチャージャ式過給機１９におけるベーン開度割合が８０％のときの排気パルスの最大値の変化を表す。

図６（ａ），（ｂ）のいずれにおいても、エンジン回転数は、高回転数（例えば３６００ｒｐｍ）である。通路径Ｓｏは、ブリッジ通路４１の通路径を表す。
図６（ａ），（ｂ）の場合には、ブリッジ通路４１における通路径Ｓｏを熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通していないときに比べ大きくしないと、前記した出力トルクの最低値を得ることができず、しかも排気パルスの最大値を許容値以下にすることもできない。

図５（ａ），（ｂ）の場合と図６（ａ），（ｂ）の場合とのこのような違いは、熱交換器４３の通路容積を利用するか否かによる。
フローチャートのステップＳ６は、第１開閉弁Ｖ１のみならず第３開閉弁Ｖ３も開いて排気パルスの最大値を耐圧強度未満に下げる制御ステップである。第３開閉弁Ｖ３を開状態にすると、熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通し、熱交換器４３内の通路容積が排気パルスの最大値の低減に利用される。これにより、ブリッジ通路４１の通路径が小さい場合にも、高回転高負荷領域Ｇ３においては、排気パルスの最大値を下げ、且つ大きなタービン駆動力を得ることができる。

排気ガス再循環を行なう低負荷領域Ｇ４は、排気ガスを再循環させて排気ガス浄化を行なうことが望ましい領域であるが、吸気通路１７内の空気がＥＧＲ通路４２へ逆流するおそれがある。

図８（ａ）のグラフにおける曲線Ｑは、合流通路２３ＡＤのみからＥＧＲ通路４２及び吸気通路１７へ排気ガスを送ったときのインタークーラ４６より下流の吸気通路１７内における圧力の変化を示す。横軸は、クランク角度を表し、縦軸は、圧力を表す。曲線Ｖは、合流通路２３ＡＤのみからＥＧＲ通路４２及び吸気通路１７へ送ったときの熱交換器４３より下流のＥＧＲ通路４２内の圧力の変化を示す。曲線Ｑで示すように、吸気通路１７内における圧力が熱交換器４３より下流のＥＧＲ通路４２内の圧力よりも上回ることがあり、このようなときには、吸気通路１７内の空気がＥＧＲ通路４２へ逆流する。

図８（ｂ）のグラフにおける曲線Ｕは、熱交換器４３より下流のＥＧＲ通路４２における流体流量（単位ｋｇ／ｓ）の変化を示す。横軸は、クランク角度を表し、縦軸は、流体流量を表す。曲線Ｕは、図８（ａ）の曲線Ｑに対応した場合（つまり、合流通路２３ＡＤのみからＥＧＲ通路４２及び吸気通路１７へ排気ガスを送った場合）の流体流量の変化を示し、横軸より下側の曲線Ｕは、吸気通路１７内の空気がＥＧＲ通路４２へ逆流していることを示している。

フローチャートにおけるステップＳ７は、第１開閉弁Ｖ１、第２開閉弁Ｖ２及び第３開閉弁Ｖ３の全てを開いて、合流通路２３ＡＤ，２３ＢＣの両方からＥＧＲ通路４２及び吸気通路１７へ排気ガスを送る制御である。このような制御は、図８（ｃ）のグラフにおける曲線Ｗのように、吸気通路１７からＥＧＲ通路４２への逆流を防止する。つまり、ステップＳ７は、吸気通路１７からＥＧＲ通路４２への逆流を防止する制御ステップである。

第１の実施形態では以下の効果が得られる。
（１）第２開閉弁Ｖ２を閉じて第１開閉弁Ｖ１及び第３開閉弁Ｖ３を開けば、熱交換器４３内の通路容積を排気パルスの最大値の低減に利用することができる。これにより、ブリッジ通路４１の通路径が小さい場合にも、排気パルスの最大値を下げ、且つ大きなタービン駆動力を得ることができる。従って、第１開閉弁Ｖ１の小型化が可能である。

（２）第３開閉弁Ｖ３がない場合には、第２開閉弁Ｖ２を閉じ、且つ第１開閉弁Ｖ１を開いた状態では、熱交換器４３内の通路容積を排気パルスの最大値の低減に常に利用することになる。このような制御も可能であるが、第３開閉弁Ｖ３の存在は、例えば内燃機関が中回転高負荷領域Ｇ２にあるときのように、内燃機関の回転数Ｎと負荷Ｆとに応じたきめ細かなタービン駆動力制御を可能にする。

次に、図９及び図１０の第２の実施形態を説明する。第１の実施形態と同じ構成部には同じ符合を付し、その詳細説明は省略する。
第２の実施形態では、第１の実施形態における第３開閉弁Ｖ３がない。この場合には、第１開閉弁Ｖ１及び第２開閉弁Ｖ２の開閉制御は、図１０のフローチャートにおけるステップＳ８，Ｓ９，Ｓ１０，Ｓ１１，Ｓ１２のように行われる。制御コンピュータＣは、前記回転数検出手段により検出された回転数Ｎと、前記負荷検出手段によって検出された負荷Ｆとに応じて、第１開閉弁Ｖ１及び第２開閉弁Ｖ２の開閉を制御する制御手段である。

第３開閉弁Ｖ３がない場合にも、第１の実施形態における（１）項と同様の効果が得られる。
次に、図１１（ａ），（ｂ），（ｃ），（ｄ）の第３の実施形態を説明する。第１の実施形態と同じ構成部には同じ符合を付し、その詳細説明は省略する。

図１１（ａ）に示すように、ブリッジ通路４１には電動式の三方弁Ｖ４が設けられている。三方弁Ｖ４は、制御コンピュータＣの回転位置制御を受ける。図１１（ｂ）に示すように、三方弁Ｖ４は、バルブハウジング４９内に回転弁体５０を備えており、回転弁体５０には３つのポート５０１，５０２，５０３が互いに連通するように設けられている。バルブハウジング４９には３つの弁孔４９１，４９２，４９３が設けられている。弁孔４９１は、ブリッジ通路４１を介して合流通路２３ＡＤに連通しており、弁孔４９２は、ブリッジ通路４１を介して合流通路２３ＢＣに連通している。弁孔４９３は、ＥＧＲ通路４２に連通している。

エンジン回転数Ｎとエンジン負荷Ｆとの組が低回転高負荷領域Ｇ１〔図３参照〕にあるときには、三方弁Ｖ４は、図１１（ｄ）に示す状態に制御され、第２開閉弁Ｖ２は、閉状態に制御される。この状態では、図４のフローチャートにおけるステップＳ２と同様に、ブリッジ通路４１を介した合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとの連通が遮断される。

エンジン回転数Ｎとエンジン負荷Ｆとの組が中回転高負荷領域Ｇ２〔図３参照〕にあるときには、三方弁Ｖ４は、図１１（ｃ）に示す状態に制御され、第２開閉弁Ｖ２は、閉状態に制御される。この状態では、図４のフローチャートにおけるステップＳ４と同様に、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通されるが、ＥＧＲ通路４２とブリッジ通路４１との連通が遮断される。

エンジン回転数Ｎとエンジン負荷Ｆとの組が高回転高負荷領域Ｇ３〔図３参照〕にあるときには、三方弁Ｖ４は、図１１（ｂ）に示す状態に制御され、第２開閉弁Ｖ２は、閉状態に制御される。この状態では、図４のフローチャートにおけるステップＳ６と同様に、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通され、熱交換器４３がＥＧＲ通路４２を介してブリッジ通路４１に連通される。

エンジン回転数Ｎとエンジン負荷Ｆとの組が低負荷領域Ｇ４〔図３参照〕にあるときには、三方弁Ｖ４は、図１１（ｂ）に示す状態に制御され、第２開閉弁Ｖ２は、開状態に制御される。この状態では、図４のフローチャートにおけるステップＳ７と同様に、合流通路２３ＡＤと合流通路２３ＢＣとがブリッジ通路４１を介して連通され、ブリッジ通路４１と吸気通路１７とがＥＧＲ通路４２を介して連通される。

三方弁Ｖ４は、熱交換器４３の上流のＥＧＲ通路４２とブリッジ通路４１との連通及び遮断、並びにブリッジ通路４１の開閉を切り換える単一の切り換え弁であり、熱交換器４３の上流のＥＧＲ通路４２とブリッジ通路４１とは、三方弁Ｖ４を介して接続されている。つまり、切り換え弁である三方弁Ｖ４は、第１開閉手段と第３開閉手段とを兼ねる。このような兼用構成の三方弁Ｖ４の採用は、排気ガス通路の配管構成の簡素化に寄与する。

本発明では以下のような実施形態も可能である。
○第１の実施形態において、第１連結通路を構成する排気通路２２Ａ，２２Ｄのいずれか一方と、第２連結通路を構成する排気通路２２Ｂ，２２Ｃのいずれか一方とをブリッジ通路で繋いでもよい。

○特許文献１に開示の６気筒エンジン、あるいはＶ形８気筒エンジンに本発明を適用することができる。
○例えば、６気筒エンジンにおける気筒を３群に分け、各群からそれぞれ連結通路をターボチャージャ式過給機に導くようにしてもよい。この場合、各連結通路は、それらの途中でブリッジ通路によって接続され、各ブリッジ通路には第１開閉手段が設けられる。

○ターボチャージャ式過給機１９における複数の排気ガス導入通路と複数の気筒とを１対１に連結する複数の連結通路のうち、２つ以上をブリッジ通路によって相互に接続するようにしてもよい。

○ＥＧＲ通路がない内燃機関において、タービン部２１より下流の排気通路２４とブリッジ通路４１とを分岐通路で繋ぎ、分岐通路上に第３開閉手段を設けるようにしてもよい。

○ガソリンエンジンに本発明を適用してもよい。

１０…内燃機関としてのディーゼルエンジン。１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ，１１Ｄ…気筒。１７…吸気通路。１９…ターボチャージャ式過給機。２１…タービン部。２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ，２２Ｄ…排気通路。２３ＡＤ…第１連結通路を構成する合流通路。２３ＢＣ…第２連結通路を構成する合流通路。３１ＡＤ，３１ＢＣ…排気ガス導入通路としてのスクロール通路。４１…ブリッジ通路。４２…分岐通路としてのＥＧＲ通路。４３…熱交換器。４５…制御コンピュータと共に負荷検出手段を構成するスロットル開度検出器。４８…制御コンピュータと共に回転数検出手段を構成するクランク角度検出器。Ｖ１…第１開閉手段としての第１開閉弁。Ｖ２…第２開閉手段としての第２開閉弁。Ｖ３…第３開閉手段としての第３開閉弁。Ｖ４…切り換え弁としての三方弁。Ｃ…制御手段としての制御コンピュータ。Ｎ…回転数。Ｆ…負荷。Ｇ１…低回転高負荷領域。Ｇ２…中回転高負荷領域。Ｇ３…高回転高負荷領域。Ｇ４…低負荷領域。

Claims (9)

1. 複数の気筒を有する内燃機関と、
   前記内燃機関に気体を供給する吸気通路と、
   複数の排気ガス導入通路を有するタービン部を備えるターボチャージャ式過給機と、
   前記複数の気筒と前記複数の排気ガス導入通路とを連結する複数の連結通路を有し、前記内燃機関から排出される排気ガスが流れる排気通路とを備える過給機付き内燃機関において、
   前記複数の連結通路のうち２つ以上を相互に接続するブリッジ通路と、
   前記ブリッジ通路に接続される分岐通路と、
   前記ブリッジ通路に設けられて前記ブリッジ通路を開閉する第１開閉手段とを備える過給機付き内燃機関。
2. 前記連結通路は、各気筒に連結する複数の連結通路を合流させる合流通路を有している請求項１に記載の過給機付き内燃機関。
3. 前記分岐通路は、一端が前記ブリッジ通路に接続され、他端が前記吸気通路に接続されるＥＧＲ通路であり、前記ＥＧＲ通路に設けられて前記ＥＧＲ通路を流れる排気ガスを冷却する熱交換器と、前記ＥＧＲ通路において前記熱交換器の下流に設けられて前記ＥＧＲ通路を開閉する第２開閉手段とを備える請求項１及び請求項２のいずれか１項に記載の過給機付き内燃機関。
4. 前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路を開閉する第３開閉手段が設けられている請求項３に記載の過給機付き内燃機関。
5. 前記第３開閉手段は、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路に設けられている請求項４に記載の過給機付き内燃機関。
6. 前記第１開閉手段と前記第３開閉手段とは、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路と前記ブリッジ通路との連通及び遮断、並びに前記ブリッジ通路の開閉を切り換える単一の切り換え弁を構成しており、前記熱交換器の上流の前記ＥＧＲ通路と前記ブリッジ通路とは、前記切り換え弁を介して接続されている請求項４に記載の過給機付き内燃機関。
7. 前記内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段と、
   前記内燃機関の負荷を検出する負荷検出手段と、
   前記第２開閉手段及び前記第１開閉手段の開閉を制御する制御手段とを備え、
   前記制御手段は、前記回転数検出手段により検出された回転数と、前記負荷検出手段によって検出された負荷とに応じて、前記第１開閉手段及び前記第２開閉手段の開閉を制御する請求項３に記載の過給機付き内燃機関。
8. 前記内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段と、
   前記内燃機関の負荷を検出する負荷検出手段と、
   前記第２開閉手段、前記第１開閉手段及び前記第３開閉手段の開閉を制御する制御手段とを備え、
   前記制御手段は、前記回転数検出手段により検出された回転数と、前記負荷検出手段によって検出された負荷とに応じて、前記第１開閉手段、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段の開閉を制御する請求項４乃至請求項６のいずれか１項に記載の過給機付き内燃機関。
9. 前記制御手段は、
   低負荷領域においては、前記第１開閉手段、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段の全てを開き、
   前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ低回転である低回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段の全てを閉じ、
   前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ前記低回転高負荷領域よりも回転数の高い中回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段を開くと共に、前記第２開閉手段及び前記第３開閉手段を閉じ、
   前記低負荷領域よりも高負荷であり、且つ前記中回転高負荷領域よりも回転数の高い高回転高負荷領域においては、前記第１開閉手段及び前記第３開閉手段を開くと共に、前記第２開閉手段を閉じる請求項８に記載の過給機付き内燃機関。

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