JP2692341B2 - 二軸式ガスタービン機関 - Google Patents
二軸式ガスタービン機関Info
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- B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
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- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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-
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は二軸式ガスタービン機関に関し、特に、動力
伝達装置の改良により発進加速性を向上させた二軸式ガ
スタービン機関に関する。
伝達装置の改良により発進加速性を向上させた二軸式ガ
スタービン機関に関する。
〔従来の技術〕 二軸式ガスタービン機関は、低振動、使用燃料の多様
性、大きな低速トルク等の点で、近年、自動車用機関と
しての実用化が検討されている。第８図は自動変速機付
の自動車に搭載される従来の二軸式ガスタービン機関の
一般的な構成の一例を示すものである。
性、大きな低速トルク等の点で、近年、自動車用機関と
しての実用化が検討されている。第８図は自動変速機付
の自動車に搭載される従来の二軸式ガスタービン機関の
一般的な構成の一例を示すものである。
二軸式ガスタービン機関では、クラッチ内蔵のスター
タSMによってフロントギヤF/Gが回転して起動すると、
吸入空気（以下吸気という）はコンプレッサＣにて圧縮
され、熱交換器HEにて加熱され、アクチュエータA1によ
り燃料が供給される燃焼器CCにて燃料と混合されて燃焼
し、その燃焼ガスがコンプレッサＣと同軸のコンプレッ
サタービンCTを回転させる。このコンプレッサタービン
CTとコンプレッサＣとは総称してガスジェネレータGGと
呼ばれることがあり、コンプレッサタービンCTの回転速
度がコンプレッサＣの圧縮度を左右する。コンプレッサ
タービンCTを駆動した燃焼ガスは、アクチュエータA2に
調整される可変ノズルVNを経てパワタービン（出力ター
ビン）PTを駆動した後、熱交換器HEを経て排気ガスとな
って大気に排出される。
タSMによってフロントギヤF/Gが回転して起動すると、
吸入空気（以下吸気という）はコンプレッサＣにて圧縮
され、熱交換器HEにて加熱され、アクチュエータA1によ
り燃料が供給される燃焼器CCにて燃料と混合されて燃焼
し、その燃焼ガスがコンプレッサＣと同軸のコンプレッ
サタービンCTを回転させる。このコンプレッサタービン
CTとコンプレッサＣとは総称してガスジェネレータGGと
呼ばれることがあり、コンプレッサタービンCTの回転速
度がコンプレッサＣの圧縮度を左右する。コンプレッサ
タービンCTを駆動した燃焼ガスは、アクチュエータA2に
調整される可変ノズルVNを経てパワタービン（出力ター
ビン）PTを駆動した後、熱交換器HEを経て排気ガスとな
って大気に排出される。
なお、アクチュエータA1,A2は制御回路CONTによって
機関の運転状態に応じて駆動され、この為、制御回路CO
NTにはアクセルペダルAPの開度や図示しないセンサから
の機関の運転状態パラメータが入力される。また、一般
に、第８図に示す吸気圧Ｐや温度Ｔに付された添え字は
○で囲まれた番号の位置の吸気圧Ｐや温度Ｔを示す。
機関の運転状態に応じて駆動され、この為、制御回路CO
NTにはアクセルペダルAPの開度や図示しないセンサから
の機関の運転状態パラメータが入力される。また、一般
に、第８図に示す吸気圧Ｐや温度Ｔに付された添え字は
○で囲まれた番号の位置の吸気圧Ｐや温度Ｔを示す。
以上のように構成された二軸式ガスタービン機関で
は、従来、パワタービンPTの回転速度N2は減速歯車R/G
によって減速されて回転速度N3となって自動変速機A/T
に伝えられ、シフト状態に応じた回転速度に変換された
後に差動歯車Ｄを介して車輪Ｗに伝達されるようになっ
ている。
は、従来、パワタービンPTの回転速度N2は減速歯車R/G
によって減速されて回転速度N3となって自動変速機A/T
に伝えられ、シフト状態に応じた回転速度に変換された
後に差動歯車Ｄを介して車輪Ｗに伝達されるようになっ
ている。
ところが、従来の二軸式ガスタービン機関を搭載した
車両においては、車両発進直後の加速応答性が悪いとい
う問題があった。これを第９図を用いて説明する。
車両においては、車両発進直後の加速応答性が悪いとい
う問題があった。これを第９図を用いて説明する。
第９図は二軸式ガスタービン機関（図には二軸式GT E
/Gと記載）を搭載した車両と、一般のガソリン機関（図
にはガソリンE/Gと記載）を搭載した車両と、一般のガ
ソリン機関を搭載した車両の発進加速特性を比較して示
すものである。なお、機関の定格出力はガソリン機関、
二軸式ガスタービン機関とも同じである。この図から分
かるように、二軸式ガスタービン機関搭載車両は、０〜
２秒間の発進加速の応答性がガソリン機関搭載車両より
も劣り、２秒以後の二軸式ガスタービン機関搭載車両は
加速特性はガソリン機関搭載車両と同程度となってい
る。よって、二軸式ガスタービン機関搭載車両は、発進
直後の加速応答性が劣っていることが分かる。
/Gと記載）を搭載した車両と、一般のガソリン機関（図
にはガソリンE/Gと記載）を搭載した車両と、一般のガ
ソリン機関を搭載した車両の発進加速特性を比較して示
すものである。なお、機関の定格出力はガソリン機関、
二軸式ガスタービン機関とも同じである。この図から分
かるように、二軸式ガスタービン機関搭載車両は、０〜
２秒間の発進加速の応答性がガソリン機関搭載車両より
も劣り、２秒以後の二軸式ガスタービン機関搭載車両は
加速特性はガソリン機関搭載車両と同程度となってい
る。よって、二軸式ガスタービン機関搭載車両は、発進
直後の加速応答性が劣っていることが分かる。
この理由を以下に説明する。第10図は二軸式ガスター
ビン機関搭載車両の発進加速特性を示す線図である。時
間ｔ＜０では二軸式ガスタービン機関はアイドリング状
態で、車両は停止している。ｔ≧０でアクセルをフル状
態にしたとする。ｔ＝０から燃料流量Gfはガスジェネレ
ータGGの入口温度が目標値、例えば、1100℃になるよう
に制御され、可変ノズルVNはガスジェネレータGGと車両
が最適加速するように制御される。ここで、機関が定格
回転速度になるまでの時間０＜ｔ＜t1にガスジェネレー
タGGを加速しなければならないので、コンプレッサター
ビンCTは定常運転よりもガスジェネレータGGを加速する
分だけ大きな出力を出さなければならない。従って、そ
の分出力タービンPTの出力は減少させなければならな
い。ここで、ガスジェネレータGGの加速中の車両加速を
良くしようとして、可変ノズルVNをより閉じ側に制御す
ると、コンプレッサタービンCTの出力が低下し、ガスジ
ェネレータGGの加速が低下してt1が大きくなり、却って
車両加速が悪化する。このため、ガスジェネレータGGと
車両加速の両方を満足させる可変ノズルVNの最適制御が
あり、その最適制御で制御した結果が前述の第９図の特
性である。よって、二軸式ガスタービン機関搭載車両の
発進直後の加速応答性は悪いのが定説になっていた。
ビン機関搭載車両の発進加速特性を示す線図である。時
間ｔ＜０では二軸式ガスタービン機関はアイドリング状
態で、車両は停止している。ｔ≧０でアクセルをフル状
態にしたとする。ｔ＝０から燃料流量Gfはガスジェネレ
ータGGの入口温度が目標値、例えば、1100℃になるよう
に制御され、可変ノズルVNはガスジェネレータGGと車両
が最適加速するように制御される。ここで、機関が定格
回転速度になるまでの時間０＜ｔ＜t1にガスジェネレー
タGGを加速しなければならないので、コンプレッサター
ビンCTは定常運転よりもガスジェネレータGGを加速する
分だけ大きな出力を出さなければならない。従って、そ
の分出力タービンPTの出力は減少させなければならな
い。ここで、ガスジェネレータGGの加速中の車両加速を
良くしようとして、可変ノズルVNをより閉じ側に制御す
ると、コンプレッサタービンCTの出力が低下し、ガスジ
ェネレータGGの加速が低下してt1が大きくなり、却って
車両加速が悪化する。このため、ガスジェネレータGGと
車両加速の両方を満足させる可変ノズルVNの最適制御が
あり、その最適制御で制御した結果が前述の第９図の特
性である。よって、二軸式ガスタービン機関搭載車両の
発進直後の加速応答性は悪いのが定説になっていた。
本発明の目的は、前記従来の二軸式ガスタービン機関
を搭載した車両における発進直後の加速特性の悪さを解
消し、動力伝達機構における減速比を運転状態に応じて
変更することにより、燃費を悪化させることなく、二軸
式ガスタービン機関搭載車両の発進直後の加速応答性を
向上させることができる二軸式ガスタービン機関を提供
することにある。
を搭載した車両における発進直後の加速特性の悪さを解
消し、動力伝達機構における減速比を運転状態に応じて
変更することにより、燃費を悪化させることなく、二軸
式ガスタービン機関搭載車両の発進直後の加速応答性を
向上させることができる二軸式ガスタービン機関を提供
することにある。
前記目的を達成する本発明の二軸式ガスタービン機関
は、同軸のコンプレッサＣとコンプレッサタービンCTを
備えたガスジェネレータGGと、燃焼器CCと、可変ノズル
VNと、別軸の出力タービンPTとを備えた二軸式ガスター
ビン機関において、出力タービンPTの出力軸と変速装置
の入力軸との間に、機関の運転状態に応じて減速比を変
更することができる自動変速機構を更に設けたことを特
徴とするものである。
は、同軸のコンプレッサＣとコンプレッサタービンCTを
備えたガスジェネレータGGと、燃焼器CCと、可変ノズル
VNと、別軸の出力タービンPTとを備えた二軸式ガスター
ビン機関において、出力タービンPTの出力軸と変速装置
の入力軸との間に、機関の運転状態に応じて減速比を変
更することができる自動変速機構を更に設けたことを特
徴とするものである。
本発明の二軸式ガスタービン機関によれば、機関の運
転状態に応じて減速比を変更することができる自動変速
機構により、アイドリング状態のときに、変速機の入力
軸の回転速度N3を変えることなく、出力タービンPTの出
力軸の回転速度N2、或いは出力タービンPTの出力軸の回
転速度N2に加えてガスジェネレータGGの回転速度N1、が
燃料流量Gfを増大させることなく高く保持される。この
結果、本発明の二軸式ガスタービン機関を搭載した車両
の発進直後の加速応答性が向上する。
転状態に応じて減速比を変更することができる自動変速
機構により、アイドリング状態のときに、変速機の入力
軸の回転速度N3を変えることなく、出力タービンPTの出
力軸の回転速度N2、或いは出力タービンPTの出力軸の回
転速度N2に加えてガスジェネレータGGの回転速度N1、が
燃料流量Gfを増大させることなく高く保持される。この
結果、本発明の二軸式ガスタービン機関を搭載した車両
の発進直後の加速応答性が向上する。
以下添付図面を用いて本発明の実施例を詳細に説明す
る。
る。
第１図は自動変速機付き車両に搭載された本発明の二
軸式ガスタービン機関の一実施例の構成を示すものであ
り、第８図に示した二軸式ガスタービン機関と同じ構成
部品については同じ符号（記号）を付してある。
軸式ガスタービン機関の一実施例の構成を示すものであ
り、第８図に示した二軸式ガスタービン機関と同じ構成
部品については同じ符号（記号）を付してある。
図においてGTはガスタービンであり、このガスタービ
ンGTには燃料ポンプ，オイルポンプ，スタータモータ等
が接続するフロントギヤF/G、コンプレッサＣ、熱交換
器HE、燃焼器CC、コンプレッサＣに回転軸で直結された
コンプレッサタービンCT、可変ノズルVN、パワタービン
（出力タービン）PT及び減速歯車R/G等がある。なお、
コンプレッサＣとコンプレッサタービンCTとはガスジェ
ネレータGGと呼ばれる。
ンGTには燃料ポンプ，オイルポンプ，スタータモータ等
が接続するフロントギヤF/G、コンプレッサＣ、熱交換
器HE、燃焼器CC、コンプレッサＣに回転軸で直結された
コンプレッサタービンCT、可変ノズルVN、パワタービン
（出力タービン）PT及び減速歯車R/G等がある。なお、
コンプレッサＣとコンプレッサタービンCTとはガスジェ
ネレータGGと呼ばれる。
吸気はコンプレッサＣにて圧縮され、熱交換器HEにて
加熱され、燃焼器CCにて燃料と混合されて燃焼し、その
燃焼ガスがコンプレッサタービンCTを回転させる。コン
プレッサタービンCTを駆動した燃焼ガスは、可変ノズル
VNを経てパワタービンPTを駆動した後、熱交換器HEを経
て排気ガスとなって大気に排出される。A1は燃焼器CCに
燃料を供給するアクチュエータ、A2は可変ノズルVNの開
度αsを調整するアクチュエータである。
加熱され、燃焼器CCにて燃料と混合されて燃焼し、その
燃焼ガスがコンプレッサタービンCTを回転させる。コン
プレッサタービンCTを駆動した燃焼ガスは、可変ノズル
VNを経てパワタービンPTを駆動した後、熱交換器HEを経
て排気ガスとなって大気に排出される。A1は燃焼器CCに
燃料を供給するアクチュエータ、A2は可変ノズルVNの開
度αsを調整するアクチュエータである。
ガスタービンGTの減速歯車R/Gにはこの実施例では無
段変速装置CVTを介して自動変速機A/Tが持続されてい
る。そして、ガスタービンGTのパワタービンPTの回転
は、減速歯車R/Gと無段変速装置CVTによって減速されて
自動変速機A/Tに伝えられ、ここでロックアップクラッ
チL/Cを備えたトルクコンバータT/Cと変速機構TMによっ
てシフト状態に応じた回転速度に変換される。自動変速
器A/Tの出力は差動歯車Ｄを介して車輪Ｗに伝達されて
車両の駆動が行われる。
段変速装置CVTを介して自動変速機A/Tが持続されてい
る。そして、ガスタービンGTのパワタービンPTの回転
は、減速歯車R/Gと無段変速装置CVTによって減速されて
自動変速機A/Tに伝えられ、ここでロックアップクラッ
チL/Cを備えたトルクコンバータT/Cと変速機構TMによっ
てシフト状態に応じた回転速度に変換される。自動変速
器A/Tの出力は差動歯車Ｄを介して車輪Ｗに伝達されて
車両の駆動が行われる。
ガスタービンGTおよび自動変速機A/Tを制御する制御
回路10には、アナログ信号用の入力インタフェースINa
デジタル信号用の入力インタフェースINd、入力インタ
フェースINaからの信号をデジタル変換するアナログ−
デジタル変換器A/D、中央処理ユニットCPU、ランダムア
クセスメモリRAM、読み出し専用メモリROM、および出力
回路OUT等があり、それぞれバスライン11で接続されて
いる。
回路10には、アナログ信号用の入力インタフェースINa
デジタル信号用の入力インタフェースINd、入力インタ
フェースINaからの信号をデジタル変換するアナログ−
デジタル変換器A/D、中央処理ユニットCPU、ランダムア
クセスメモリRAM、読み出し専用メモリROM、および出力
回路OUT等があり、それぞれバスライン11で接続されて
いる。
また、二軸式ガスタービン機関には、大気温を検出す
る温度センサST0，ガスジェネレータGGの回転速度N1を
検出する回転速度センサSN1，コンプレッサＣの出口温
度T3と出口圧力P3を検出する温度センサST3と圧力セン
サSP3，熱交換器HEの出口温度T35を検出する温度センサ
ST35，パワタービンPTの出口温度を検出する温度センサ
ST6，出力タービンPTの出力軸の回転速度を検出する回
転速度センサSN2，自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3
を検出する回転速度センサSN3，及び車軸駆動回転速度N
Pを検出する回転速度センサSNP等が設けられている。
る温度センサST0，ガスジェネレータGGの回転速度N1を
検出する回転速度センサSN1，コンプレッサＣの出口温
度T3と出口圧力P3を検出する温度センサST3と圧力セン
サSP3，熱交換器HEの出口温度T35を検出する温度センサ
ST35，パワタービンPTの出口温度を検出する温度センサ
ST6，出力タービンPTの出力軸の回転速度を検出する回
転速度センサSN2，自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3
を検出する回転速度センサSN3，及び車軸駆動回転速度N
Pを検出する回転速度センサSNP等が設けられている。
アナログ信号用の入力インタフェースINaには、前述
のセンサからの信号N1，N2，N3，NP，P3，T0，T35，T6
やアクセルペダルからのアナログ信号θacc等が入力さ
れ、デジタル信号用の入力インタフェースINdにはキー
スイッチからのオンオフ信号、シフトレバーからのシフ
ト位置信号、ブレーキからのブレーキ信号等のデジタル
信号が入力される。
のセンサからの信号N1，N2，N3，NP，P3，T0，T35，T6
やアクセルペダルからのアナログ信号θacc等が入力さ
れ、デジタル信号用の入力インタフェースINdにはキー
スイッチからのオンオフ信号、シフトレバーからのシフ
ト位置信号、ブレーキからのブレーキ信号等のデジタル
信号が入力される。
一方、出力回路OUTからは、燃焼器CCのアクチュエー
タA1に対して燃料流量を指示する信号Gf、アクチュエー
タA2に対して可変ノズルVNの開度を指示する信号αS、
無段変速装置CVTの変速制御信号iCVT，トルクコンバー
タT/CのロックアップクラッチL/Cのオンオフを指示する
信号S3、変速機構TMの変速信号S1，S2やスロットルワイ
ヤ信号θTH等が出力される。
タA1に対して燃料流量を指示する信号Gf、アクチュエー
タA2に対して可変ノズルVNの開度を指示する信号αS、
無段変速装置CVTの変速制御信号iCVT，トルクコンバー
タT/CのロックアップクラッチL/Cのオンオフを指示する
信号S3、変速機構TMの変速信号S1，S2やスロットルワイ
ヤ信号θTH等が出力される。
第２図は第１図の無段変速装置CVTの一例の構成を示
す断面図である。無段変速装置CVTは、入力軸21に設け
られた固定フランジ22Aと可動フランジ22Bとを有する入
力プーリ22と、出力軸25に設けられた固定フランジ26A
と可動フランジ26Bとを有する出力プーリ26と、入力プ
ーリ22と出力プーリ26との間に掛け渡されたＶベルト24
とから構成されており、可働フランジ22Bは第１アクチ
ュエータ23により入力プーリ22のスリーブ部22C上を矢
印で示す軸方向に摺動でき、可働フランジ26Bは第２ア
クチュエータ27により出力プーリ26のスリーブ部26C上
を矢印で示す軸方向に摺動できるようになっている。
す断面図である。無段変速装置CVTは、入力軸21に設け
られた固定フランジ22Aと可動フランジ22Bとを有する入
力プーリ22と、出力軸25に設けられた固定フランジ26A
と可動フランジ26Bとを有する出力プーリ26と、入力プ
ーリ22と出力プーリ26との間に掛け渡されたＶベルト24
とから構成されており、可働フランジ22Bは第１アクチ
ュエータ23により入力プーリ22のスリーブ部22C上を矢
印で示す軸方向に摺動でき、可働フランジ26Bは第２ア
クチュエータ27により出力プーリ26のスリーブ部26C上
を矢印で示す軸方向に摺動できるようになっている。
この第１アクチュエータ23と第２アクチュエータ27と
は、第１図の制御回路10からの無段変速装置CVTの変速
制御信号iCVTにより動作する。第２図の状態は入力プー
リ22の有効径が小さく、出力プーリ26の有効径が大きい
状態であるので、入力軸21の回転速度は減速されて出力
軸25に伝えられる。なお、この状態から第１アクチュエ
ータ23により可動フランジ22Bが固定フランジ22A側に移
動し、可動フランジ26Bが固定フランジ26Aから離れる側
に移動すると、入力プーリ22の有効径が大きくなり、出
力プーリの有効径が小さくなるので、出力軸25の回転速
度が大きくなる。
は、第１図の制御回路10からの無段変速装置CVTの変速
制御信号iCVTにより動作する。第２図の状態は入力プー
リ22の有効径が小さく、出力プーリ26の有効径が大きい
状態であるので、入力軸21の回転速度は減速されて出力
軸25に伝えられる。なお、この状態から第１アクチュエ
ータ23により可動フランジ22Bが固定フランジ22A側に移
動し、可動フランジ26Bが固定フランジ26Aから離れる側
に移動すると、入力プーリ22の有効径が大きくなり、出
力プーリの有効径が小さくなるので、出力軸25の回転速
度が大きくなる。
ところで、二軸式ガスタービン機関においては、機関
の出力軸の回転速度N3のアイドル時の回転速度N3iは、
車両停車時のトルクコンバータT/Cの損失が大きくなっ
て燃費が悪化するのを防止するために、通常、N3i＝800
rpm程度に設定されている。ここで、出力タービンPTの
出力PSPTは、 但し、CP：定圧比熱、CV：定圧比熱、 K ：比熱比（＝CP／CV）、J:熱の仕事当量、 T5 ：出力タービンの入口温度、 G5 ：出力タービンの入口ガス流量、 η56：出力タービンの効率、 P5（P6）：出力タービンの入口（出口）圧力。
の出力軸の回転速度N3のアイドル時の回転速度N3iは、
車両停車時のトルクコンバータT/Cの損失が大きくなっ
て燃費が悪化するのを防止するために、通常、N3i＝800
rpm程度に設定されている。ここで、出力タービンPTの
出力PSPTは、 但し、CP：定圧比熱、CV：定圧比熱、 K ：比熱比（＝CP／CV）、J:熱の仕事当量、 T5 ：出力タービンの入口温度、 G5 ：出力タービンの入口ガス流量、 η56：出力タービンの効率、 P5（P6）：出力タービンの入口（出口）圧力。
であり、減速歯車R/Gのギヤ比を10とすると、出力ター
ビンPTのアイドル回転速度N2iは、 N2i＝800×10＝8000rpm となる。一方、出力タービンPTの効率η56は第３図のよ
うに表されるので、前述の式とこの線図により、出力タ
ービンPTのアイドル回転速度N2iを高くすれば、出力タ
ービンPTの効率η56が大きくなって出力タービンPTの出
力PSPTが大きくなり、車両の発進レスポンスが向上する
ことが分かる。
ビンPTのアイドル回転速度N2iは、 N2i＝800×10＝8000rpm となる。一方、出力タービンPTの効率η56は第３図のよ
うに表されるので、前述の式とこの線図により、出力タ
ービンPTのアイドル回転速度N2iを高くすれば、出力タ
ービンPTの効率η56が大きくなって出力タービンPTの出
力PSPTが大きくなり、車両の発進レスポンスが向上する
ことが分かる。
なお、出力タービンPTのアイドル回転速度N2iを高く
するためにアイドル時の自動変速器A/Tの入力軸の回転
速度N3iを高くすると、車両停車時のトルクコンバータT
/Cの損失が増大し、燃費が悪化する問題がある。そこ
で、出力タービンPTのアイドル回転速度N2iを高くする
には、減速歯車R/Gの減速比を大きくすれば良いことに
なるが、この時は出力タービンPTの作動域が狭くなり、
変速段数を増加しなければならない等の自動変速器A/T
の減速比の選択に問題が生じることになる。以上の説明
を表にすると下表のようになる。
するためにアイドル時の自動変速器A/Tの入力軸の回転
速度N3iを高くすると、車両停車時のトルクコンバータT
/Cの損失が増大し、燃費が悪化する問題がある。そこ
で、出力タービンPTのアイドル回転速度N2iを高くする
には、減速歯車R/Gの減速比を大きくすれば良いことに
なるが、この時は出力タービンPTの作動域が狭くなり、
変速段数を増加しなければならない等の自動変速器A/T
の減速比の選択に問題が生じることになる。以上の説明
を表にすると下表のようになる。
但し、N2RとN3RはN2とN3の定格回転速度 この表から分かるように、減速歯車R/Gの減速比（R/G
比）を20にすると、自動変速器A/T の入力軸の回転速
度N3は800〜2650rpmの動作域になってしまうので、従来
の自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3は800〜5300rpm
の動作域に比べて動作域が小さくなり、自動変速器A/T
の変速比の選択が困難になってしまう。
比）を20にすると、自動変速器A/T の入力軸の回転速
度N3は800〜2650rpmの動作域になってしまうので、従来
の自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3は800〜5300rpm
の動作域に比べて動作域が小さくなり、自動変速器A/T
の変速比の選択が困難になってしまう。
第４図はガスジェネレータGGがアイドル回転速度で、
機関出力が一定（自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3
がアイドル時の回転速度N3iの時に消費するトルクコン
バータT/Cの損失、補機馬力等の和と同程度の出力、即
ち数馬力程度）の状態での出力タービンPTの回転速度N2
と燃料流量Gfとの関係を示すものである。この図から出
力タービンPTの回転速度N2を高くしても、機関出力が一
定であれば、燃料流量Gfが一定であることが分かる。
機関出力が一定（自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3
がアイドル時の回転速度N3iの時に消費するトルクコン
バータT/Cの損失、補機馬力等の和と同程度の出力、即
ち数馬力程度）の状態での出力タービンPTの回転速度N2
と燃料流量Gfとの関係を示すものである。この図から出
力タービンPTの回転速度N2を高くしても、機関出力が一
定であれば、燃料流量Gfが一定であることが分かる。
以上のことから、この実施例では、第１図、第２図の
ように構成した二軸式ガスタービン機関を搭載した車両
において、無段変速装置CVTを用いて出力タービンPTの
アイドル時の回転速度N2iを従来よりも高くする制御を
行う。この制御の実施例について、第５図を用いて説明
する。
ように構成した二軸式ガスタービン機関を搭載した車両
において、無段変速装置CVTを用いて出力タービンPTの
アイドル時の回転速度N2iを従来よりも高くする制御を
行う。この制御の実施例について、第５図を用いて説明
する。
第５図において、時間ｔ＜０は機関のアイドル状態を
示しており、車両は停止している。この実施例において
は自動変速器A/Tの入力軸のアイドル時の回転速度N3iは
800rpmとする。また、無段変速装置CVTの変速比i
CVTは、アイドル時にiCVT＝2.6とし、減速歯車R/Gの減
速比を従来と同じ10とする。更に、この実施例ではアイ
ドル時のガスジェネレータGGの回転速度N1iを従来と同
じ値にしている。すると、この実施例におけるアイドル
時の出力タービンPTの回転速度N2i *は、 N2i *＝800×2.6×10＝20800（rpm） となる（第５図（ｂ）参照）。第８図に示した従来の二
軸式ガスタービン機関では、アイドル時の出力タービン
PTの回転速度N2iは8000rpmであるので、この実施例の出
力タービンPTの効率η56は第３図からも分かるように、
大幅に向上する。
示しており、車両は停止している。この実施例において
は自動変速器A/Tの入力軸のアイドル時の回転速度N3iは
800rpmとする。また、無段変速装置CVTの変速比i
CVTは、アイドル時にiCVT＝2.6とし、減速歯車R/Gの減
速比を従来と同じ10とする。更に、この実施例ではアイ
ドル時のガスジェネレータGGの回転速度N1iを従来と同
じ値にしている。すると、この実施例におけるアイドル
時の出力タービンPTの回転速度N2i *は、 N2i *＝800×2.6×10＝20800（rpm） となる（第５図（ｂ）参照）。第８図に示した従来の二
軸式ガスタービン機関では、アイドル時の出力タービン
PTの回転速度N2iは8000rpmであるので、この実施例の出
力タービンPTの効率η56は第３図からも分かるように、
大幅に向上する。
続いて時刻ｔ＝０においてアクセルペダルがフルに踏
み込まれたとすると、ガスジェネレータGGの回転速度N1
が第５図（ａ）に示すように次第に大きくなり、同時に
出力タービンPTの回転速度N2も第５図（ｂ）に示すよう
に次第に大きくなり、この結果、第５図（ｃ）に示すよ
うに自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3が大きくな
り、第５図（ｄ）に示すように車両は加速していく。こ
の時、時刻t1において出力タービンPTの回転速度N2が定
格回転速度N2Rになるので、時刻ｔ＜t1ではN2＝N2Rにな
るように無段変速装置CVTの変速比iCVTを第５図（ｅ）
のように制御して、自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N
3を加速していく。この後、時刻ｔ＝t2にN1＝N1Rとな
る。
み込まれたとすると、ガスジェネレータGGの回転速度N1
が第５図（ａ）に示すように次第に大きくなり、同時に
出力タービンPTの回転速度N2も第５図（ｂ）に示すよう
に次第に大きくなり、この結果、第５図（ｃ）に示すよ
うに自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N3が大きくな
り、第５図（ｄ）に示すように車両は加速していく。こ
の時、時刻t1において出力タービンPTの回転速度N2が定
格回転速度N2Rになるので、時刻ｔ＜t1ではN2＝N2Rにな
るように無段変速装置CVTの変速比iCVTを第５図（ｅ）
のように制御して、自動変速器A/Tの入力軸の回転速度N
3を加速していく。この後、時刻ｔ＝t2にN1＝N1Rとな
る。
なお、時刻ｔ＝t3において自動変速器A/Tの入力軸の
回転速度N3と無段変速装置CVTの変速比iCVTに変化が見
られるが、これは自動変速器A/Tが変速を行ったことに
よるものであり、本発明とは直接関係がないのでその説
明は省略する。
回転速度N3と無段変速装置CVTの変速比iCVTに変化が見
られるが、これは自動変速器A/Tが変速を行ったことに
よるものであり、本発明とは直接関係がないのでその説
明は省略する。
以上のようにして発進加速を行うと、出力タービンPT
の回転速度N2のアイドル状態から定格状態までの加速
を、従来の8000rpmから53000rpmに比べて、20800rpmか
ら53000rpmまでとすることができ、第３図の出力タービ
ンPTの効率η56の高効率域を使用することができる。こ
の結果、前述の式から出力タービンPTの出力PSPTが増大
することになり、車両の発進時の応答性が大幅に向上す
る。これにより、ガソリン車より優れた発進時の応答性
が得られる。
の回転速度N2のアイドル状態から定格状態までの加速
を、従来の8000rpmから53000rpmに比べて、20800rpmか
ら53000rpmまでとすることができ、第３図の出力タービ
ンPTの効率η56の高効率域を使用することができる。こ
の結果、前述の式から出力タービンPTの出力PSPTが増大
することになり、車両の発進時の応答性が大幅に向上す
る。これにより、ガソリン車より優れた発進時の応答性
が得られる。
なお、以上の制御において、アイドル時の出力タービ
ンPTの回転速度N2iを20800rpmとしたが、無段変速装置C
VTの出力軸の回転速度N3は800rpmであり、トルクコンバ
ータT/Cの損失馬力、補機駆動馬力等は変化しないの
で、第４図から分かるように、アイドル時の燃費は従来
の二軸式ガスタービン機関と変わらず、燃費の悪化はな
い。
ンPTの回転速度N2iを20800rpmとしたが、無段変速装置C
VTの出力軸の回転速度N3は800rpmであり、トルクコンバ
ータT/Cの損失馬力、補機駆動馬力等は変化しないの
で、第４図から分かるように、アイドル時の燃費は従来
の二軸式ガスタービン機関と変わらず、燃費の悪化はな
い。
次に、第１図の構成の二軸式ガスタービン機関を用い
た別の制御の実施例について第６図により説明する。第
５図の実施例の制御では、アイドル時のガスジェネレー
タGGの回転速度N1iを従来と同じ値にしているが、第６
図の実施例ではアイドル時のガスジェネレータGGの回転
速度N1i *を、（ａ）に示すように、N1i *＞N1iに保持し
ている。この状態は可変ノズルVNの開度をαSを開ける
ことによって実現することができる。即ち、この実施例
は、可変ノズルVNを開くことで出力タービンPTの回転速
度N2のエネルギをガスジェネレータGGの回転速度N1側に
少し持たせることにより、加速性能を一層向上させよう
とするものである。
た別の制御の実施例について第６図により説明する。第
５図の実施例の制御では、アイドル時のガスジェネレー
タGGの回転速度N1iを従来と同じ値にしているが、第６
図の実施例ではアイドル時のガスジェネレータGGの回転
速度N1i *を、（ａ）に示すように、N1i *＞N1iに保持し
ている。この状態は可変ノズルVNの開度をαSを開ける
ことによって実現することができる。即ち、この実施例
は、可変ノズルVNを開くことで出力タービンPTの回転速
度N2のエネルギをガスジェネレータGGの回転速度N1側に
少し持たせることにより、加速性能を一層向上させよう
とするものである。
可変ノズルVNを開くと、出力タービンPTの回転速度N2
が少し減り、ガスジェネレータGGの回転速度N1が上昇す
るが、燃料流量Gfは変わらない。これは、同じ馬力を機
関から出力させる場合に、燃料流量Gfは前述のように無
段変速装置CVTによって効率が上昇した分だけ減ってい
るからであり、従来と同じ燃料流量Gfに設定するとガス
ジェネレータGGの回転速度N1をその分高くできるからで
ある。以上のような理由から、この実施例ではアイドル
時に可変ノズルVNを開いてガスジェネレータGGの回転速
度N1を高くすると共に、出力タービンPTの回転速度N2も
高くしている。
が少し減り、ガスジェネレータGGの回転速度N1が上昇す
るが、燃料流量Gfは変わらない。これは、同じ馬力を機
関から出力させる場合に、燃料流量Gfは前述のように無
段変速装置CVTによって効率が上昇した分だけ減ってい
るからであり、従来と同じ燃料流量Gfに設定するとガス
ジェネレータGGの回転速度N1をその分高くできるからで
ある。以上のような理由から、この実施例ではアイドル
時に可変ノズルVNを開いてガスジェネレータGGの回転速
度N1を高くすると共に、出力タービンPTの回転速度N2も
高くしている。
このような制御において、時刻ｔ＝０以降で発進加速
が行われると、第６図（ａ）に示すようにガスジェネレ
ータGGの加速時間が短くなるので、同図（ｂ）に示すよ
うに出力タービンPTの回転速度N2の加速時間が短くな
り、出力タービンPTの回転速度N2が定格回転速度N2Rに
達する時間ｔをt0＜t1のように短くすることができ、加
速性能が更に向上する。
が行われると、第６図（ａ）に示すようにガスジェネレ
ータGGの加速時間が短くなるので、同図（ｂ）に示すよ
うに出力タービンPTの回転速度N2の加速時間が短くな
り、出力タービンPTの回転速度N2が定格回転速度N2Rに
達する時間ｔをt0＜t1のように短くすることができ、加
速性能が更に向上する。
なお、第１図の実施例では無段変速装置CVTを減速歯
車R/Gと自動変速器A/Tとの間に新たに設けたが、無段変
速装置CVTに減速歯車R/Gの機能を兼ねさせることも可能
である。第７図は無段変速装置CVTに減速歯車R/Gの機能
を兼ねさせた本発明の他の実施例であり、無段変速装置
CVTは出力タービンPTの出力軸と自動変速器A/Tの入力軸
との間に設けられている。この実施例の二軸式ガスター
ビン機関は第１図の実施例の二軸式ガスタービン機関に
比べて駆動系統が簡素化できる。
車R/Gと自動変速器A/Tとの間に新たに設けたが、無段変
速装置CVTに減速歯車R/Gの機能を兼ねさせることも可能
である。第７図は無段変速装置CVTに減速歯車R/Gの機能
を兼ねさせた本発明の他の実施例であり、無段変速装置
CVTは出力タービンPTの出力軸と自動変速器A/Tの入力軸
との間に設けられている。この実施例の二軸式ガスター
ビン機関は第１図の実施例の二軸式ガスタービン機関に
比べて駆動系統が簡素化できる。
また、無段変速装置CVTの変速比の幅を、例えば0.5〜
６のように大きくとることができれば、第１図および第
７図のトランスミッションTMをも省略することができ、
駆動機構を更に簡素化することができる。
６のように大きくとることができれば、第１図および第
７図のトランスミッションTMをも省略することができ、
駆動機構を更に簡素化することができる。
更に、前述の実施例では出力タービンPTの出力軸と変
速装置の入力軸との間に設置する減速比を変更可能な自
動変速機構として、無段変速装置CVTを用いて説明した
が、この自動変速機構としては無段変速装置CVTの他に
電子制御されたクラッチ（湿式と乾式の両方が考えられ
る）を使用することもできる。この電子制御クラッチで
は、クラッチの入力軸の回転速度と出力軸の回転速度と
を常に検出し、クラッチ板の滑り係合によって入力側の
回転速度と出力側の回転速度の減速比を自由に制御可能
である。
速装置の入力軸との間に設置する減速比を変更可能な自
動変速機構として、無段変速装置CVTを用いて説明した
が、この自動変速機構としては無段変速装置CVTの他に
電子制御されたクラッチ（湿式と乾式の両方が考えられ
る）を使用することもできる。この電子制御クラッチで
は、クラッチの入力軸の回転速度と出力軸の回転速度と
を常に検出し、クラッチ板の滑り係合によって入力側の
回転速度と出力側の回転速度の減速比を自由に制御可能
である。
以上説明したように、本発明の二軸式ガスタービン機
関によれば、自動変速機構における減速比を運転状態に
応じて変更することにより、燃費を悪化させることな
く、二軸式ガスタービン機関搭載車両の発進直後の加速
応答性を向上させることができるという効果がある。
関によれば、自動変速機構における減速比を運転状態に
応じて変更することにより、燃費を悪化させることな
く、二軸式ガスタービン機関搭載車両の発進直後の加速
応答性を向上させることができるという効果がある。
第１図は本発明の二軸式ガスタービン機関の一実施例の
構成を示す構成図、 第２図は第１図の無段変速装置の一例の構成を示す断面
図、 第３図は出力タービンの効率を示す特性図、 第４図は出力タービンPTの回転速度と燃料流量の関係を
示す線図、 第５図は第１図の二軸式ガスタービン機関の制御の一実
施例を示すもので、第１図の装置の各部におけるセンサ
出力、制御出力を時間と共に示す特性図、 第６図は第１図の二軸式ガスタービン機関の制御の別の
実施例を示すもので、第１図の装置の各部におけるセン
サ出力、制御出力を時間と共に示す特性図、 第７図は無段変速装置の機関への別の取り付け方法を説
明する図、 第８図は従来の二軸式ガスタービン機関の構成を示す
図、 第９図は従来の二軸式ガスタービン機関とガソリン機関
の加速特性を比較して示す線図、 第10図は第８図の二軸式ガスタービン機関の制御特性を
示す特性図である。 10…制御回路、21…入力軸、22…入力プーリ、22A…固
定フランジ、22B…可動フランジ、23,27…アクチュエー
タ、24…Ｖベルト、25…出力軸、26…出力プーリ、26A
…固定フランジ、26B…可動フランジ、Ｃ…コンプレッ
サ、CC…燃焼器、CT…コンプレッサタービン、CVT…無
段変速装置、HE…熱交換機、PT…パワタービン、SN1，S
N2，SN3…回転速度センサ、VN…可変ノズル、
構成を示す構成図、 第２図は第１図の無段変速装置の一例の構成を示す断面
図、 第３図は出力タービンの効率を示す特性図、 第４図は出力タービンPTの回転速度と燃料流量の関係を
示す線図、 第５図は第１図の二軸式ガスタービン機関の制御の一実
施例を示すもので、第１図の装置の各部におけるセンサ
出力、制御出力を時間と共に示す特性図、 第６図は第１図の二軸式ガスタービン機関の制御の別の
実施例を示すもので、第１図の装置の各部におけるセン
サ出力、制御出力を時間と共に示す特性図、 第７図は無段変速装置の機関への別の取り付け方法を説
明する図、 第８図は従来の二軸式ガスタービン機関の構成を示す
図、 第９図は従来の二軸式ガスタービン機関とガソリン機関
の加速特性を比較して示す線図、 第10図は第８図の二軸式ガスタービン機関の制御特性を
示す特性図である。 10…制御回路、21…入力軸、22…入力プーリ、22A…固
定フランジ、22B…可動フランジ、23,27…アクチュエー
タ、24…Ｖベルト、25…出力軸、26…出力プーリ、26A
…固定フランジ、26B…可動フランジ、Ｃ…コンプレッ
サ、CC…燃焼器、CT…コンプレッサタービン、CVT…無
段変速装置、HE…熱交換機、PT…パワタービン、SN1，S
N2，SN3…回転速度センサ、VN…可変ノズル、
Claims (1)
- 【請求項１】同軸のコンプレッサ（Ｃ）とコンプレッサ
タービン（CT）を備えたガスジェネレータ（GG）と、燃
焼器（CC）と、可変ノズル（VN）と、別軸の出力タービ
ン（PT）とを備えた二軸式ガスタービン機関において、
出力タービン（PT）の出力軸と変速装置の入力軸との間
に、機関の運転状態に応じて減速比を変更することがで
きる自動変速機構を更に設けたことを特徴とする二軸式
ガスタービン機関。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2147301A JP2692341B2 (ja) | 1990-06-07 | 1990-06-07 | 二軸式ガスタービン機関 |
| US07/710,697 US5184526A (en) | 1990-06-07 | 1991-06-05 | Automatic speed changing system for two-shaft type gas turbine engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2147301A JP2692341B2 (ja) | 1990-06-07 | 1990-06-07 | 二軸式ガスタービン機関 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0441935A JPH0441935A (ja) | 1992-02-12 |
| JP2692341B2 true JP2692341B2 (ja) | 1997-12-17 |
Family
ID=15427109
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2147301A Expired - Lifetime JP2692341B2 (ja) | 1990-06-07 | 1990-06-07 | 二軸式ガスタービン機関 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5184526A (ja) |
| JP (1) | JP2692341B2 (ja) |
Families Citing this family (16)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3029976B2 (ja) * | 1995-01-27 | 2000-04-10 | 株式会社コミュータヘリコプタ先進技術研究所 | ヘリコプタの動力伝達装置 |
| JP3593575B2 (ja) * | 2001-02-08 | 2004-11-24 | 川崎重工業株式会社 | １軸式ガスタービンシステム |
| US7650754B2 (en) * | 2004-05-20 | 2010-01-26 | Gilbert Staffend | Transmission between rotary devices |
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