JP2018525567A - ベンチュリ効果を用いた制限器 - Google Patents

Abstract

長手軸方向において、収束する入口円錐部と発散する出口円錐部との結合部を画定するスロートを有するベンチュリ管を画定する本体を備え、前記収束する入口円錐部と前記発散する出口円錐部は、それぞれ、双曲関数もしくは放物線関数としてスロートに向かって推移する内部流路を画定する制限器が開示される。

Description

本願は、２０１５年８月２８日に、米国に出願された仮出願第６２／２１１，４０８号に基づく優先権を主張し、その内容を援用する。

本願は、作動圧力の変化時に、それを通過する流体にほぼ一定流量を生じさせるための、ベンチュリ効果を用いた制限器に関し、より詳細には、ポジティブクランクケースベンチレーションシステムで用いられるような制限器に関する。

操作の要求として、エンジンのクランクケース内の空気及び／又はガスを除去することが必要とされている。これは、エンジンのリングやピストンを通過したブローバイガスによって圧力を上昇させなくしたり、クランクケース内に燃料や水が堆積しなくしたりすることを確実にする。世界的に、有害な物質の放出を最小限とするために、クランクケースのガスを燃焼室を通過させることを求める規制がある。このための一つの方法として、クランクケースを、自然吸気エンジンのスロットルの下流側かつ昇圧エンジンの圧縮機の上流側においてインテークマニホールドに接続することが、特許文献１に記載されている。

米国特許第８，５９６，３３９号明細書

このガス流はクランクケースとインテークマニホールドとの間の圧力降下により変動するという点において、この流れは、エンジンの較正に対し、潜在的シフトを構成する。更に、クランクケースから出るオイル蒸気、燃料蒸気、燃焼生成物、及び水の混合物は、流れを一定量に制御するために用いられるあらゆるバルブに堆積物を形成し得るものであり、好ましくない。

このようなシステムにおける制限器について、バルブにおける問題を回避しつつ、流れが全般的に、もしくは実質的に一定とすることを確実にするための改良の必要性が存在する。制限器を通る流れの、マニホールド圧力の変動に応答する質量及び体積流量の変動を最小限とする簡潔な解決方法が必要とされている。

例えば車両用エンジン等の内燃機関の内部の流体システムで用いられる制限器がここに開示される。全ての態様において、制限器は、長手軸方向に沿って、収束する入口円錐部と発散する出口円錐部との結合部を画定するスロートを有するベンチュリ管を画定する本体を有し、収束する入口円錐部と発散する出口円錐部は、それぞれ、双曲関数もしくは放物線関数としてスロートに向かって推移する内部流路を画定する。入口円錐部は、長手軸方向の横断面から視て、円形の形状もしくは非円形の形状を有してもよい。一実施形態においては、入口円錐部は、略矩形の非円形形状を有し、及び／又は出口円錐部は、やはり略矩形の非円形形状を有する。

一態様において、入口円錐部の内部流路と出口円錐部の内部流路の双方は、スロートに向かって双曲関数として推移し、収束する入口円錐部の長さと発散する出口円錐部との長さは、１：５から１：８の範囲の比率を有し、より好適には、１：６から１：８の範囲である。

他の態様において、入口円錐部の内部流路と出口円錐部の内部流路の双方は、スロートに向かって放物線関数として推移し、収束する入口円錐部の長さと発散する出口円錐部の長さは、１：３から１：５の範囲の比率を有する。

全ての実施形態の開示において、入口円錐部は、流体を入口円錐部の内部に導く曲面状面取りから始まってよく、出口円錐部は、流体を出口円錐部の外部に導く曲面状面取りで終了してもよい。

他の態様において、上記いずれかの制限器と、この制限器の入口円錐部と流体連通する第一の要素と、この制限器の出口円錐部と流体連通する第二の要素とを含み、システムの運転中、第一の要素と第二の要素との間で圧力損失が生じるシステムが開示される。

一実施形態においては、第一の要素はクランクケースであり、出口円錐部と流体連通する流体はブローバイガスであり、第二の要素はエンジンの吸気マニホールドである。一実施形態において、エンジンは自然吸気エンジンもしくは昇圧エンジンである。

他の実施形態において、第一の要素はクランクケースであり、入口円錐部と流体連通する流体はブローバイガスであり、第二の要素はターボチャージャの圧縮機である。

本開示の多くの態様は、以下の図面を参照することでより良く理解することができる。図面中の要素は必ずしも一定の比率ではなく、本開示の原理を表すため、強調がなされている。更に、図面において、いくつかの図に亘って、同様の参照番号は、同じもしくは同様の部材を示している。

双曲関数によって収束する入口円錐部と発散する出口円錐部とを有するベンチュリ管を有する制限器の実施形態を示す平面断面図であり、半径の推移が無いものである。 双曲関数によって収束する入口円錐部と発散する出口円錐部とを有するベンチュリ管を有する制限器の実施形態を示す平面断面図であり、半径の推移が有るものである。 図１ＡのＣ−Ｃ線に沿った断面の平面図である。 放物線関数によって収束する入口円錐部と発散する出口円錐部とを有するベンチュリ管を有する制限器の実施形態を示す平面断面図であり、半径の推移が無いものである。 放物線関数によって収束する入口円錐部と発散する出口円錐部とを有するベンチュリ管を有する制限器の実施形態を示す平面断面図であり、半径の推移が有るものである。 １０ｋＰａの圧力損失の運転条件下において、様々な制限器の排出円錐部の長さの増加に対する性能を表すグラフである。 ５ｋＰａの圧力損失の運転条件下において、様々な制限器の排出円錐部の長さの増加に対する性能を表すグラフである。 入口円錐部において、内部流路が双曲関数として推移するモデルの一部を表す図である。 自然吸気エンジンもしくは圧縮機（典型的には、ターボチャージャの）を有する昇圧エンジンにおいて、一つもしくはそれ以上の本開示の制限器を選択的に有するエンジンシステムの部分図である。 様々な制限器の様々な圧力損失条件下における最適性能を表すグラフである。 様々な制限器の様々な圧力損失条件下における最適性能を表すグラフである。 様々な制限器の様々な圧力損失条件下における最適性能を表すグラフである。 様々な制限器の様々な圧力損失条件下における最適性能を表すグラフである。

以下の詳細な記述は、本発明の一般的な原理を説明するものであり、例は添付の図面にて追加的に説明される。図面において、同様の参照番号は、同じか、もしくは機能的に同等の要素を示す。ここで用いられる「流体」とは、あらゆる液体、懸濁液、コロイド、ガス、プラズマ、もしくはこれらの組み合わせを意味する。

図１Ａから図２Ｂは、制限器１００、１００’、２００、及び２００のもので、これら制限器は優れた結果を持ち、この結果を得るための材料はより少なくてすむ（より材料コストが安い）ものである。なぜなら、スロート１０８、２０８に向かって双曲関数もしくは放物線関数により推移する入口円錐部１１０、２１０と出口円錐部１１２、２１２を有することにより、制限器の全体の長さを縮小することが出来るためである。また、双曲もしくは放物線形状の制限器は、制限器全体に亘る圧力損失とは独立して、ほぼ一定の流量を確実にする。これは、制限器を流れる質量流量が音速に到達するために確実とされる。入口の密度を一定とし、大気圧と温度にのみより変動するとき、質量流量は、密度とスロート面積と音速との積となる。様々な制限形状がいくつかのガス流れを音速とする一方で、従来技術においては、これは流れの縮流部と称される領域、もしくは流れチャネルの音速の個所に制限されていた。これらの従来技術における制限器の形状において、縮流部の寸法は、制限器全体の圧力差によって変化していた。双曲や放物線の導関数はちょうど０であり、スロートの中央平面は全て音速の流体分子もしくは原子を有するため、縮流部が存在しない。

図１Ａにおいて、制限器１００は、入口端１０４と出口端１０６を有し、スロート１０８を有するベンチュリ管１０１を規定する本体１０２を備え、このスロートは、このスロートに向かって収束する入口円錐部１１０と、このスロートから発散する出口円錐部１１２との、長手軸Ａに沿った結合部を規定する。入口円錐部１１０と、出口円錐部１１２の各々は、スロート１０８に向かって双曲関数もしくは放物線関数によって推移する内部流路１１１、１１３をそれぞれ規定する。本開示の全ての実施形態において、制限器のスロートは、ベンチュリギャップを規定せず、吸気ポートに開口しておらず、単に入口円錐部１１０の終端と出口円錐部１１２の始端の結合部である。

図１Ａに示す実施形態において、入口円錐部１１０と出口円錐部１１２は、それぞれ、長手軸Ａに対し図１ＡのＣ−Ｃ線に沿って切断した断面である図１Ｃに示す円形の形状を有する。入口円錐部１１０と出口円錐部１１２の断面形状は、円形の形状に限定されない。他の実施形態においては、入口円錐部１１０及び／又は出口円錐部１１２は、非円形の形状を有しても良く、例えば、楕円形、略矩形、もしくは他の多角形形状を有しても良い。

図１に表示されるように、入口円錐部１１０は長さＬ_１を有し、出口円錐部１１２は長さＬ_２を有する。長さＬ_１は、入口管１２０が入口円錐部１１０に推移するもしくはなる入口円錐部１１０の始点から、スロート１０８までであり、長さＬ_２は、スロート１０８から、出口円錐部１１２が出口管１２４に推移するもしくはなる出口円錐部１１２の末端までである。入口管１２０は、流体をベンチュリ管１０１に導く曲面状面取りもしくは丸められた内表面１２２を含んで、長さＬ_３を有する。出口管１２４は、流体を出口管から導く面取りされたもしくは丸められた内表面（図示せず）を含んで、長さＬ_４を有する。

図１Ａ及び図１Ｂに図示するように、出口円錐部１１２の長さＬ_２は、入口円錐部１１０の長さＬ_１より大きく、双方の内部流路１１１、１１３は、スロート１０８に向かって双曲関数で推移する。一実施形態において、入口円錐部１１０の長さＬ_１と出口円錐部１１２の長さＬ_２は、１：５から１：８の範囲の比率を有する。他の実施形態では、この比率は、好適には１：６から１：８の範囲であり、より好適には１：７から１：８の範囲である。この比率は、制限器の膨張部を通る流れが壁面から剥離しないことを確実にするための最小全体長を規定し、乱流の発生を最小限にするという付加的な利益をもたらす。

図１Ｂを参照すると、この実施形態は図１Ａの実施形態とは異なり、入口管１２０と入口円錐部１１０との間の推移部における第一曲面状面取り１２１であって、流体流れを入口円錐部の内部に導く第一曲面状面取りと、出口円錐部１１２と出口管１２４との間の推移部における第二曲面状面取り１２４であって、流体流れを出口円錐部の外に導く第二曲面状面取りとを含む。

ここで、図５を見ると、入口円錐部１１０内部流路１１１の形状の双曲関数である一実施形態の図が示されている。内部流路１１１は、面積Ａ１を有する円形開口である入口円錐部の入口１３０から始まり、徐々に、連続的に、Ａ１と比較して小さな直径を有するスロート１０８に向かって双曲関数として推移する。図は、スロートにおいて流線の利点をもたらす、互いに平行な双曲線１７０を含む。図５は内部流路１１１を図示しているが、同様に、１８０°回転させると、出口円錐部１１２の内部流路を図示する。

ここで、図２Ａ及び図２Ｂを参照すると、これらの実施形態は、図１Ａの実施形態と、入口円錐部２１０の内部流路２１１と出口円錐部２１２の内部流路２１３の双方がスロート２０８に向かって放物線関数として推移する点で異なる。その他の点では、これらの図において、「２」から始まる参照符号以外の参照符号が付された特徴は、図１Ａの特徴と同じか同様であり、その説明は繰り返さない。図２Ｂは、図１Ａの実施形態と、更に、入口管２２０と入口円錐部２１０の間を推移して流体流れを入口円錐部の内部に導く第一曲面状面取り２２１と、出口円錐部２１２と出口管２２４の間を推移して流体流れを出口円錐部の外に導く第二曲面状面取り２２５を有する点で異なる。

図２Ａ及び図２Ｂに図示されるように、出口円錐部２１２の長さＬ_２は入口円錐部２１０の長さＬ_１よりも長く、双方の内部流路２１１、２１３は、スロート２０８に向かって放物線関数として推移する。一実施形態において、入口円錐部２１０の長さＬ_１と、出口円錐部２１２の長さＬ_２とは、１：３から１：５の範囲の比率を有する。

それぞれの実施形態における出口円錐部Ｌ_２の長さに対する入口円錐部Ｌ_１の長さの比率は、入口円錐部と出口円錐部の内部流路が、双曲関数や放物線関数ではなく、直線状円錐（直線制限器）として推移する制限器に対して、様々な制限器の性能を評価する比較解析により決定される。評価のため、制限器の性能に影響を及ぼす因子は出口円錐部の長さと、入口円錐部及び出口円錐部の内部流路の形状だけとなるよう、いくつかのパラメータは固定される。これらのパラメータは以下を含む。

Ｌ_１、Ｌ_３、及びＬ_４は、上記のように規定される。Ｌ_Ｔは、制限器の選択された全体長さである。表やグラフに表示されたデータに反映される試験では、Ｌ_Ｔは１１５ｍｍであり、Ｌ_２は変数とした。ＤＩＴは入口管の直径であり、それゆえに入口円錐部の入口の直径である。ＤＯＴは出口円錐部の直径であり、それゆえに出口管からへの出口の直径である。ＤＴは制限器のスロートの直径である。ＤＴの値は、典型的には制限器を含むエンジンシステムによって決定される、選択された質量流量の総体積を満たすように選択される。ここで、米国特許第７，４３１，０２３号明細書の教示に基づき、本件開示の制限器がこれと比較して優れた性能を有することを示すため、スロート直径として０．９２０６ｍｍが選択された。入口円錐部と出口円錐部の内部流路が、スロートに向かって双曲関数もしくは放物線関数として推移する本件開示の制限器の、第一及び第二曲面状面取りを有する場合と有さない場合の優れた性能は、図３及び図４に含まれるグラフに示されている。

図３において、制限器は、制限器の全長に亘って１０ｋＰａの圧力損失が与えられた運転条件（つまり、出口円錐部の出口の圧力は、入口円錐部の入口よりも１０ｋＰａ低い）の下で、出口円錐部の長さを、２０ｍｍから９０ｍｍまで１０ｍｍずつ増加させて評価された。Ｙ軸は、計算によって得られた１０ｋＰａの圧力損失時のグラム毎秒流量を、６０ｋＰａ、５５ｋＰａ、及び５０ｋＰａにおける計算によって得られた流量で除することに基づく制限器の性能のパーセンテージ評価である。結果の分析は、入口円錐部と出口円錐部の内部流路がスロートに向かって双曲関数で推移する「双曲制限器」は、「直線制限器」と比較し、出口円錐部の長さの全体の領域に亘って全般的に優れた性能であり、６０ｍｍから８０ｍｍの長さにおいて最も良い性能を有することを示す。結果の分析は、入口円錐部と出口円錐部の内部流路がスロートに向かって放物線関数で推移する「放物線制限器」は、２０ｍｍから５０ｍｍの長さで全般的に優れた性能であることを示す。入口円錐部の長さは１０ｍｍであるから、入口円錐部と出口円錐部の長さの比は、双曲制限器においては、好ましくは１：５から１：８の範囲であり、より好ましくは１：６から１：８の範囲であり、更に好ましくは１：７から１：８の範囲であり、放物線制限器においては、１：２から１：５の範囲であり、より好ましくは１：３から１：５の範囲である。

図４において、制限器は、制限器の全長に亘って５ｋＰａの圧力損失が与えられた運転条件の下で、出口円錐部の長さを、２０ｍｍから９０ｍｍまで１０ｍｍずつ増加させて評価された。Ｙ軸は、計算によって得られた５ｋＰａの圧力損失時のグラム毎秒流量を、６０ｋＰａ、５５ｋＰａ、及び５０ｋＰａにおける計算によって得られた流量で除することに基づく制限器の性能のパーセンテージ評価である。結果の分析は、「双曲制限器」は、「直線制限器」に対し、出口円錐部が５０ｍｍから９０ｍｍの長さにおいて全般的に優れた性能であり、６０ｍｍから８０ｍｍの長さにおいて最も良い性能を有することを示す。結果の分析は、「放物線制限器」は、２０ｍｍから５０ｍｍの長さで全般的に優れた性能であり、４０ｍｍの長さにおいて最も良い性能を有することを示す。入口円錐部の長さは１０ｍｍであるから、入口円錐部と出口円錐部の長さの比は、双曲制限器においては、好ましくは１：５から１：８の範囲であり、より好ましくは１：６から１：８の範囲であり、更に好ましくは１：７から１：８の範囲であり、放物線制限器においては、１：２から１：５の範囲であり、より好ましくは１：３から１：５の範囲である。

制限器１００、１００’、２００、及び２００’は、エンジン、例えば車両用エンジンの中で、クランクケースからエンジンへの流体の流れを制御する形式で用いられてよい。本開示における制限器、すなわち、双曲制限器、もしくは放物線制限器、あるいはこれらの組み合わせは、エンジンの第一の要素がこれら制限器の入口円錐部と流体連通し、エンジンの第二の要素がこれら制限器の出口円錐部と流体連通するエンジンシステムに含まれてよい。これにより、エンジンシステムの運転中、第一の要素と第二の要素との間に圧力損失が生じる。図６に見られるように、制限器Ｒ_１について言えば、第一の要素はエンジン、特にそのクランクケースであり、流体はブローバイガスであり、第二の要素はエンジンのインテークマニホールドである。図６に示すエンジンシステムは、追加の圧縮機が無い自然吸気エンジンであっても、典型的にはターボチャージャの一部である圧縮機を有する昇圧エンジンであってもよい。図６は、さらに、制限器Ｒ_２が存在した場合、第一の要素はエンジン、特にそのクランクケースであり、流体はブローバイガスであり、圧縮機が存在し、第二の要素はターボチャージャの圧縮機である。これにより、エンジンが自然吸気エンジンであれば、典型的にはＲ_１のみが存在し、エンジンが昇圧エンジンであれば、Ｒ_１及び／又はＲ_２が存在してよい。

本開示における制限器は、一体的にモールド成形されてよい。一実施形態において、制限器は射出成型で形成される。図１Ａから図２Ｂにおける制限器の本体１０２、２０２の外装は、入口円錐部と出口円錐部の内部流路が本開示におけるものであれば、どのような形状および構成であってもよい。

図７から図１０は、様々な制限器の性能をグラフで表したものであり、性能は無次元流量を表すパーセンテージで表現され、異なった形状の制限器流路を直接比較できるよう正規化されている。図７から図１０に示す情報を用いることにより、当業者は、製品がさらされる条件に基づいて、製品に期待できる望ましい性能を評価し、どのような形状および長さを出口円錐部に用いたらよいか選択し、加えて、本開示におけるような半径を有する推移を含めるか否か評価することができる。

図７は、１０ｋＰａ条件下における、直線円錐部制限器、双曲円錐部制限器、及び放物線円錐部制限器の、円錐部を有さない制限器に対する最も良い性能をグラフに表したものであり、いずれの制限器も推移部において半径を含まない。直線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが９０ｍｍのものであった。双曲円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。放物線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが２０ｍｍのものであった。

図８は、５ｋＰａ条件下における、直線円錐部制限器、双曲円錐部制限器、及び放物線円錐部制限器の、円錐部を有さない制限器に対する最も良い性能をグラフに表したものであり、いずれの制限器も推移部において半径を含まない。直線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが９０ｍｍのものであった。双曲円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが８０ｍｍのものであった。放物線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが５０ｍｍのものであった。

図９は、１０ｋＰａ条件下における、直線円錐部制限器、双曲円錐部制限器、及び放物線円錐部制限器の、円錐部を有さない制限器に対する最も良い性能をグラフに表したものであり、いずれの制限器も推移部において半径を含む。直線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。双曲円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。放物線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。

図１０は、５ｋＰａ条件下における、直線円錐部制限器、双曲円錐部制限器、及び放物線円錐部制限器の、円錐部を有さない制限器に対する最も良い性能をグラフに表したものであり、いずれの制限器も推移において半径を含む。直線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。双曲円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが７０ｍｍのものであった。放物線円錐部制限器の最も良い性能は、出口円錐部の長さが４０ｍｍのものであった。

本発明を実施形態に基づいて説明したが、本明細書を読み、理解した当業者には変形例を想到することは自明であり、本願発明はそれらすべての変形例を含む。

Claims (19)

1. 長手軸方向にそって、収束する入口円錐部と発散する出口円錐部との結合部を画定するスロートを有するベンチュリ管を画定する本体を備え、
   前記収束する入口円錐部と前記発散する出口円錐部は、それぞれ、双曲関数もしくは放物線関数としてスロートに向かって推移する内部流路を画定する
   制限器。
2. 請求項１に記載の制限器であって、
   前記入口円錐部の前記内部流路と前記出口円錐部の前記内部流路の双方は、前記スロートに向かって双曲関数として推移し、
   前記収束する入口円錐部の長さと、前記発散する出口円錐部の長さとは、１：５から１：８の範囲の比を有する
   制限器。
3. 請求項２に記載の制限器であって、
   前記比は１：６から１：８の範囲である
   制限器。
4. 請求項１に記載の制限器であって、
   前記入口円錐部の前記内部流路と前記出口円錐部の前記内部流路の双方は、前記スロートに向かって放物線関数として推移し、
   前記収束する入口円錐部の長さと、前記発散する出口円錐部の長さとは、１：３から１：５の範囲の比を有する
   制限器。
5. 請求項１に記載の制限器であって、
   前記入口円錐部は、流体を前記入口円錐部の内部に導く曲面状面取りから始まる
   制限器。
6. 請求項５に記載の制限器であって、
   前記出口円錐部は、流体を前記出口円錐部の外部に導く曲面状面取りで終了する
   制限器。
7. 請求項１に記載の制限器であって、
   前記入口円錐部は、長手軸方向の横断面から視て、非円形の形状を有する
   制限器。
8. 請求項７に記載の制限器であって、
   前記非円形の形状は略矩形の形状である
   制限器。
9. 請求項７に記載の制限器であって、
   前記出口円錐部は、長手軸方向の横断面から視て、非円形の形状を有する
   制限器。
10. 請求項１に記載の制限器と、
    前記制限器の前記入口円錐部と流体連通する第一の要素と、
    前記制限器の前記出口円錐部と流体連通する第二の要素と、
    を備え、
    運転中、前記第一の要素と前記第二の要素との間に圧力損失が生じる
    システム。
11. 請求項１０に記載のシステムであって、
    前記第一の要素はクランクケースであり、前記入口円錐部と流体連通する流体はブローバイガスである
    システム。
12. 請求項１１に記載のシステムであって、
    前記第二の要素は、エンジンの吸気マニホールドである
    システム。
13. 請求項１２に記載のシステムであって、
    前記エンジンは、自然吸気エンジンもしくは昇圧エンジンである
    システム。
14. 請求項１１に記載のシステムであって、
    前記第二の要素は、ターボチャージャの圧縮機である
    システム。
15. 請求項１０に記載のシステムであって、
    前記入口円錐部の前記内部流路と前記出口円錐部の前記内部流路の双方は、前記スロートに向かって双曲関数として推移し、
    前記収束する入口円錐部の長さと、前記発散する出口円錐部の長さとは、１：５から１：８の範囲の比を有する
    システム。
16. 請求項１５に記載のシステムであって、
    前記比は１：６から１：８の範囲である
    システム。
17. 請求項１０に記載のシステムであって、
    前記入口円錐部の前記内部流路と前記出口円錐部の前記内部流路の双方は、前記スロートに向かって放物線関数として推移し、
    前記収束する入口円錐部の長さと、前記発散する出口円錐部の長さとは、１：３から１：５の範囲の比を有する
    システム。
18. 請求項１０に記載のシステムであって、
    前記入口円錐部は、流体を前記入口円錐部の内部に導く曲面状面取りから始まる
    システム。
19. 請求項１０に記載のシステムであって、
    前記出口円錐部は、流体を前記出口円錐部の外部に導く曲面状面取りで終了する
    システム。