JP3293925B2 - 過給ディーゼル機関 - Google Patents
過給ディーゼル機関Info
- Publication number
- JP3293925B2 JP3293925B2 JP02745293A JP2745293A JP3293925B2 JP 3293925 B2 JP3293925 B2 JP 3293925B2 JP 02745293 A JP02745293 A JP 02745293A JP 2745293 A JP2745293 A JP 2745293A JP 3293925 B2 JP3293925 B2 JP 3293925B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- air
- compressor
- aftercooler
- way switching
- expander
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
- F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition
Landscapes
- Supercharger (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明はディーゼル機関の給気シ
ステムに関する。
ステムに関する。
【０００２】
【従来の技術】第１従来例を図５によって説明する。図
５は第１従来例のシステム概略図である。図において７
はシリンダ、６は給気管、８は排気管で何れもディーゼ
ル機関の公知が要素である。１１は排気ガスタービンで
排気管８に接続されている。１２はコンプレッサで排気
ガスタービン１１で駆動され吸入口は大気に開いてい
る。２はアフタクーラでコンプレッサ１２の吐出管に接
続され出口は吸気管６に接続されている。前記第１従来
例の作用を説明する。排気ガスタービン１１は排気管８
からの排気ガスで駆動される。コンプレッサ１２は排気
ガスタービン１１で駆動され、大気を吸入し圧縮してア
フタクーラ２に送り、該アフタクーラは前記の空気を冷
却して給気管６へ送る。前記空気は吸気管６からシリン
ダ７へ導かれる。
５は第１従来例のシステム概略図である。図において７
はシリンダ、６は給気管、８は排気管で何れもディーゼ
ル機関の公知が要素である。１１は排気ガスタービンで
排気管８に接続されている。１２はコンプレッサで排気
ガスタービン１１で駆動され吸入口は大気に開いてい
る。２はアフタクーラでコンプレッサ１２の吐出管に接
続され出口は吸気管６に接続されている。前記第１従来
例の作用を説明する。排気ガスタービン１１は排気管８
からの排気ガスで駆動される。コンプレッサ１２は排気
ガスタービン１１で駆動され、大気を吸入し圧縮してア
フタクーラ２に送り、該アフタクーラは前記の空気を冷
却して給気管６へ送る。前記空気は吸気管６からシリン
ダ７へ導かれる。
【０００３】第２従来例を図６によって説明する。図６
は第２従来例のシステム概略図である。図６において符
号６，７，８，１１，１２，２は第１従来例の図５と同
じであるから説明を省く。３はブロワでアフタクーラ２
の吐出管に接続されている。５はインタクーラでブロワ
３の吐出管に接続されている。４はエキスパンダでイン
タクーラ５の吐出管に接続されブロワ３を駆動し給気管
６に接続されている。前記第２従来例の作用を説明す
る。排気ガスタービン１１、コンプレッサ１２、アフタ
クーラ２の作用は前記第１従来例と同じであるから説明
を省く。ブロワ３はアフタクーラ２から来た空気を圧縮
してインタクーラ５へ送り、インタクーラ５は前記空気
を冷却してエキスパンダ４へ送り、エキスパンダ４は前
記空気を膨張させその出力でブロワ３を駆動し、吐出空
気は温度が下り給気管６へ送られシリンダ７へ供給され
る。
は第２従来例のシステム概略図である。図６において符
号６，７，８，１１，１２，２は第１従来例の図５と同
じであるから説明を省く。３はブロワでアフタクーラ２
の吐出管に接続されている。５はインタクーラでブロワ
３の吐出管に接続されている。４はエキスパンダでイン
タクーラ５の吐出管に接続されブロワ３を駆動し給気管
６に接続されている。前記第２従来例の作用を説明す
る。排気ガスタービン１１、コンプレッサ１２、アフタ
クーラ２の作用は前記第１従来例と同じであるから説明
を省く。ブロワ３はアフタクーラ２から来た空気を圧縮
してインタクーラ５へ送り、インタクーラ５は前記空気
を冷却してエキスパンダ４へ送り、エキスパンダ４は前
記空気を膨張させその出力でブロワ３を駆動し、吐出空
気は温度が下り給気管６へ送られシリンダ７へ供給され
る。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】ディーゼル機関の低燃
比化、低ＮＯX 化には過給機付ディーゼル機関の給気温
度を低くした給気冷却システムが有効である。図５に示
した第１従来例に類するものでは、シリンダに供給され
る空気の温度はアフタクーラの出口温度になるから一般
に大気温度より約１０℃高い。図６に示す第２従来例に
類するものではアフタクーラ２を出た空気はエキスパン
ダ４で膨張するため原理的には大気温度より下げること
が可能であるが、しかしエキスパンダ４による温度降下
を実現するためにはコンプレッサ１２の出口圧力を給気
圧力より大巾に高くする必要がある。
比化、低ＮＯX 化には過給機付ディーゼル機関の給気温
度を低くした給気冷却システムが有効である。図５に示
した第１従来例に類するものでは、シリンダに供給され
る空気の温度はアフタクーラの出口温度になるから一般
に大気温度より約１０℃高い。図６に示す第２従来例に
類するものではアフタクーラ２を出た空気はエキスパン
ダ４で膨張するため原理的には大気温度より下げること
が可能であるが、しかしエキスパンダ４による温度降下
を実現するためにはコンプレッサ１２の出口圧力を給気
圧力より大巾に高くする必要がある。
【０００５】図７は第２従来例において、アフタクーラ
出口温度４０℃、給気圧力ＰSC＝３．６ａｔａの場合
に、給気温度ｔSCとコンプレッサ圧力比πc 、断熱効率
ηC （註１) 及び給気圧力で定義した（みかけのコンプ
レッサ効率) ηSC（註２) を示す図である。図７による
と給気温度を下げるとコンプレッサ圧力比πC は大巾に
高くする必要があり、又（みかけのコンプレッサ効率)
ηSCは逆に大巾に低下する。例えば給気温度ｔSCを１０
℃にするためにはコンプレッサの圧力比πC は４．１７
と高くなり、コンプレッサ効率ηC は８２％でも（みか
けのコンプレッサ効率) ηSCは７０％に低下する。その
結果エキスパンダを設けない場合に比較して１０％以上
の効率低下となるので、機関の燃費低減化としては大き
なマイナス効果となる。またコンプレッサ圧力比πc が
高くなるので高速回転となり信頼性の面からも不利とな
る。
出口温度４０℃、給気圧力ＰSC＝３．６ａｔａの場合
に、給気温度ｔSCとコンプレッサ圧力比πc 、断熱効率
ηC （註１) 及び給気圧力で定義した（みかけのコンプ
レッサ効率) ηSC（註２) を示す図である。図７による
と給気温度を下げるとコンプレッサ圧力比πC は大巾に
高くする必要があり、又（みかけのコンプレッサ効率)
ηSCは逆に大巾に低下する。例えば給気温度ｔSCを１０
℃にするためにはコンプレッサの圧力比πC は４．１７
と高くなり、コンプレッサ効率ηC は８２％でも（みか
けのコンプレッサ効率) ηSCは７０％に低下する。その
結果エキスパンダを設けない場合に比較して１０％以上
の効率低下となるので、機関の燃費低減化としては大き
なマイナス効果となる。またコンプレッサ圧力比πc が
高くなるので高速回転となり信頼性の面からも不利とな
る。
【０００６】さらに機関出力が小さい低負荷時にはその
傾向はより顕著になるので、燃焼に必要な空気量さえ機
関に供給できなくなる。 注 大気圧Ｐa ＝１．０３３２ａｔａから給気圧力Ｐsc
＝３．６ａｔａまでの断熱圧縮仕事とコンプレッサ入力
の比すなわちηSCは ηSC＝｛(3.6/1.0332)Q −１｝×0.82/(4.17Q −1)＝0.
698 但しＱ＝（κ−１）／κ（以下Ｑを同様の意味で使用す
る) 注１) 断熱効率η＝ＴS （πC Q −１) ／Ｔd −ＴS ただし、ＴS ，Ｔd はコンプレッサの吸込温度（Ｋ) 、
吐出温度（Ｋ)、κは空気の比熱比１．４である。 注２) みかけのコンプレッサ効率ηsc＝ＴS （πSC Q −１) ／
Ｔd −ＴS 但しπSCは給気圧力比 本発明の目的は低負荷時には十分な空気量を確保しつ
つ、高負荷時には給気温度の低下により機関の低燃費化
と低ＮＯX 化の給気が可能な過給ディーゼル機関を提供
することである。
傾向はより顕著になるので、燃焼に必要な空気量さえ機
関に供給できなくなる。 注 大気圧Ｐa ＝１．０３３２ａｔａから給気圧力Ｐsc
＝３．６ａｔａまでの断熱圧縮仕事とコンプレッサ入力
の比すなわちηSCは ηSC＝｛(3.6/1.0332)Q −１｝×0.82/(4.17Q −1)＝0.
698 但しＱ＝（κ−１）／κ（以下Ｑを同様の意味で使用す
る) 注１) 断熱効率η＝ＴS （πC Q −１) ／Ｔd −ＴS ただし、ＴS ，Ｔd はコンプレッサの吸込温度（Ｋ) 、
吐出温度（Ｋ)、κは空気の比熱比１．４である。 注２) みかけのコンプレッサ効率ηsc＝ＴS （πSC Q −１) ／
Ｔd −ＴS 但しπSCは給気圧力比 本発明の目的は低負荷時には十分な空気量を確保しつ
つ、高負荷時には給気温度の低下により機関の低燃費化
と低ＮＯX 化の給気が可能な過給ディーゼル機関を提供
することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】本発明は、排気ガスター
ビン（１１）で駆動されるコンプレッサ（１２）と該コ
ンプレッサ（１２）と同軸で駆動される後段コンプレッ
サ（１３）と前記コンプレッサ（１２）の空気出口及び
後段コンプレッサ（１３）の空気入口の間に設けられた
インタクーラ（１４）とを備えた二段型コンプレッサ
と、 該二段型コンプレッサで圧縮された高圧高温空気を
冷却するアフタクーラ(２)と、 前記二段型コンプレッサ
と同軸に設置され前記アフタクーラ(２)を出た空気をさ
らに冷却して給気管（６）へ導くエキスパンダ（１５）
と、 前記アフタクーラ(２)の吐出口と前記給気管（６）
の間に設けられたバイパス路（２１）と、 前記アフタク
ーラ(２)と前記エキスパンダ（１５）の間及び前記アフ
タクーラ(２)と前記給気管（６）の間のバイパス路(２
１)の上流側と下流側にそれぞれ設けられた２個の二方
向切換弁（９）、（１０）と、を有してなることを特徴
とする。
ビン（１１）で駆動されるコンプレッサ（１２）と該コ
ンプレッサ（１２）と同軸で駆動される後段コンプレッ
サ（１３）と前記コンプレッサ（１２）の空気出口及び
後段コンプレッサ（１３）の空気入口の間に設けられた
インタクーラ（１４）とを備えた二段型コンプレッサ
と、 該二段型コンプレッサで圧縮された高圧高温空気を
冷却するアフタクーラ(２)と、 前記二段型コンプレッサ
と同軸に設置され前記アフタクーラ(２)を出た空気をさ
らに冷却して給気管（６）へ導くエキスパンダ（１５）
と、 前記アフタクーラ(２)の吐出口と前記給気管（６）
の間に設けられたバイパス路（２１）と、 前記アフタク
ーラ(２)と前記エキスパンダ（１５）の間及び前記アフ
タクーラ(２)と前記給気管（６）の間のバイパス路(２
１)の上流側と下流側にそれぞれ設けられた２個の二方
向切換弁（９）、（１０）と、を有してなることを特徴
とする。
【０００８】好ましくは、前記２個の二方向切換弁
（９）、（１０）のうち、上流側の二方向切換弁（９）
が、前記アフタクーラ(２)を出た空気をエキスパンダ
（１５）に導く経路と下流側の二方向切換弁（１０）入
口側に導く経路に切り換えるように接続され、一方下流
側の二方向切換弁（１０）は、エキスパンダ（１５）に
よりさらに冷却された空気を前記給気管（６）へ導く経
路と、アフタクーラ(２)を出た空気を上流側の二方向切
換弁（９）を介してバイパス路より前記給気管（６）へ
導く経路に切り換えるように接続されていることを特徴
とする。
（９）、（１０）のうち、上流側の二方向切換弁（９）
が、前記アフタクーラ(２)を出た空気をエキスパンダ
（１５）に導く経路と下流側の二方向切換弁（１０）入
口側に導く経路に切り換えるように接続され、一方下流
側の二方向切換弁（１０）は、エキスパンダ（１５）に
よりさらに冷却された空気を前記給気管（６）へ導く経
路と、アフタクーラ(２)を出た空気を上流側の二方向切
換弁（９）を介してバイパス路より前記給気管（６）へ
導く経路に切り換えるように接続されていることを特徴
とする。
【０００９】
【作用】インタクーラ付２段形コンプレッサを設けるこ
とにより圧力比を２段に分配し各コンプレッサの圧力比
を小さくしてコンプレッサ効率と信頼性を向上させる。
又インタクーラの冷却効果により給気圧力で定義した
（みかけのコンプレッサ効率) を高くする。前記コンプ
レッサを出た空気をアフタクーラで冷してエキスパンダ
に入れ、圧力と温度を下げる。該エキスパンダの出力で
ブロワを駆動し前記エキスパンダに入る前の空気を圧縮
しインタクーラで冷す。低負荷時アフタクーラを出た空
気を直接給気管に導き（コンプレッサ効率ηc ) ＝（み
かけのコンプレッサ効率ηSC) となり高効率のため燃焼
に必要な空気が十分供給されることになる。
とにより圧力比を２段に分配し各コンプレッサの圧力比
を小さくしてコンプレッサ効率と信頼性を向上させる。
又インタクーラの冷却効果により給気圧力で定義した
（みかけのコンプレッサ効率) を高くする。前記コンプ
レッサを出た空気をアフタクーラで冷してエキスパンダ
に入れ、圧力と温度を下げる。該エキスパンダの出力で
ブロワを駆動し前記エキスパンダに入る前の空気を圧縮
しインタクーラで冷す。低負荷時アフタクーラを出た空
気を直接給気管に導き（コンプレッサ効率ηc ) ＝（み
かけのコンプレッサ効率ηSC) となり高効率のため燃焼
に必要な空気が十分供給されることになる。
【００１０】
【実施例】第１実施例を図１〜２によって説明する。図
１は第１実施例のシステムの概略図、図２は同実施例の
吸込み温度ｔo ＝３０℃、アフタクーラ及びインタクー
ラ出口温度４０℃、給気管の給気圧力ＰSC＝３．６ａｔ
ａの計算による特性線図である。図において６は給気
管、７はシリンダ、８は排気管で何れもディーゼル機関
の公知の要素である。１１は排気ガスタービンで排気管
８に接続されている。１２はコンプレッサで排気ガスタ
ービン１１に駆動され、吸込口は大気に開口している。
１４はインタクーラでコンプレッサ１２の吐出口に接続
されている。１３は後段コンプレッサでインタクーラ１
４に接続されている。２はアフタクーラで後段コンプレ
ッサ１３の吐出管に接続されている。９は２方向切換弁
でアフタクーラ２の出口に設けられている。３はブロワ
で２方面切換弁９の出口に接続されている。５はインタ
クーラでブロワ７の吐出口に接続されている。４はエキ
スパンダでインタクーラ５に接続されブロワ３を駆動す
る。１０は２方向切換弁でエキスパンダ４の吐出口に設
けられ２方向切換弁９と給気管６に接続されている。２
１はバイパス路で２方向切換弁９と１０を連通する。２
方向切換弁９，１０はアフタクーラ２の出口圧力が基準
圧力を上下することにより同時に切換わる構造になって
いる。
１は第１実施例のシステムの概略図、図２は同実施例の
吸込み温度ｔo ＝３０℃、アフタクーラ及びインタクー
ラ出口温度４０℃、給気管の給気圧力ＰSC＝３．６ａｔ
ａの計算による特性線図である。図において６は給気
管、７はシリンダ、８は排気管で何れもディーゼル機関
の公知の要素である。１１は排気ガスタービンで排気管
８に接続されている。１２はコンプレッサで排気ガスタ
ービン１１に駆動され、吸込口は大気に開口している。
１４はインタクーラでコンプレッサ１２の吐出口に接続
されている。１３は後段コンプレッサでインタクーラ１
４に接続されている。２はアフタクーラで後段コンプレ
ッサ１３の吐出管に接続されている。９は２方向切換弁
でアフタクーラ２の出口に設けられている。３はブロワ
で２方面切換弁９の出口に接続されている。５はインタ
クーラでブロワ７の吐出口に接続されている。４はエキ
スパンダでインタクーラ５に接続されブロワ３を駆動す
る。１０は２方向切換弁でエキスパンダ４の吐出口に設
けられ２方向切換弁９と給気管６に接続されている。２
１はバイパス路で２方向切換弁９と１０を連通する。２
方向切換弁９，１０はアフタクーラ２の出口圧力が基準
圧力を上下することにより同時に切換わる構造になって
いる。
【００１１】前記第１実施例の作用を説明する。大気吸
込温度ｔO ＝３０℃，アフタクーラ２、インタクーラ１
４，５の出口温度４０℃、給気管６からシリンダ７への
給気圧力ＰSC＝３．６ａｔａで運転されている。給気温
度を１０℃にするためには従来の単段コンプレッサの場
合には圧力比π＝４．１７と高くなるが、実施例ではコ
ンプレッサ１２の圧力比πC1＝２．２０、後段コンプレ
ッサ１３の圧力比πCS＝１．８９に分配している。排気
ガスタービン１１が排気管８からの排ガスで駆動されコ
ンプレッサ１２、後段コンプレッサ１３を駆動する。
込温度ｔO ＝３０℃，アフタクーラ２、インタクーラ１
４，５の出口温度４０℃、給気管６からシリンダ７への
給気圧力ＰSC＝３．６ａｔａで運転されている。給気温
度を１０℃にするためには従来の単段コンプレッサの場
合には圧力比π＝４．１７と高くなるが、実施例ではコ
ンプレッサ１２の圧力比πC1＝２．２０、後段コンプレ
ッサ１３の圧力比πCS＝１．８９に分配している。排気
ガスタービン１１が排気管８からの排ガスで駆動されコ
ンプレッサ１２、後段コンプレッサ１３を駆動する。
【００１２】コンプレッサ１２はｔa ＝３０℃の大気を
吸入し圧力比πc1＝２．２０に圧縮して吐出し、インタ
クーラ１４は前記空気を４０℃に冷却して吐出する。後
段コンプレッサ１３はこの空気を吸入して圧力比πC2＝
１．８９に圧縮して吐出する。コンプレッサ１２、後段
コンプレッサ１３は何れも高効率が可能な圧力比である
からコンプレッサ効率をηc1＝ηc2＝８５％とするとイ
ンタクーラ１４による冷却効果により効率ηC は ηC ＝0.85(4.17 Q −1)／｛(2.2 Q−1)＋(313/303)(1.
89Q −1)｝＝0.933 但し Ｑ＝（κ−１）／κ（以下Ｑを同様の意味で使用
する) となり単段の場合のηC ≒０．８２に比較して１０％以
上高くなる。
吸入し圧力比πc1＝２．２０に圧縮して吐出し、インタ
クーラ１４は前記空気を４０℃に冷却して吐出する。後
段コンプレッサ１３はこの空気を吸入して圧力比πC2＝
１．８９に圧縮して吐出する。コンプレッサ１２、後段
コンプレッサ１３は何れも高効率が可能な圧力比である
からコンプレッサ効率をηc1＝ηc2＝８５％とするとイ
ンタクーラ１４による冷却効果により効率ηC は ηC ＝0.85(4.17 Q −1)／｛(2.2 Q−1)＋(313/303)(1.
89Q −1)｝＝0.933 但し Ｑ＝（κ−１）／κ（以下Ｑを同様の意味で使用
する) となり単段の場合のηC ≒０．８２に比較して１０％以
上高くなる。
【００１３】したがって給気圧力ＰSC＝３．６ａｔａま
での（みかけのコンプレッサ効率)ηC ′は η′C ＝｛(3.6/1.0332)Q −１｝×0.933 ／(4.17 Q −
１) ＝0.794 となり単段より約１０％高くなり、エキスパンダなしの
単段コンプレッサの効率とほぼ同じレベルが確保され
る。その上圧力比が小さくなるので信頼性の上でも大巾
に向上する。後段コンプレッサ１３を出た空気はアフタ
クーラ２へ送られアフタクーラ２は前記空気を４０℃に
冷却して出す。アフタクーラ２を出た空気は二方向切換
弁９を通ってブロワ３に入り之を出てインタクーラ５に
入る。インタクーラ５は前記空気を４０℃に冷やして吐
出する。エキスパンダ４は前記空気を圧力３．６ａｔａ
に膨張させ得た動力でブロワ３を駆動し前記空気は１０
℃に冷却されて２方向切換弁１０を通り給気管６を通り
シリンダ７に供給される。
での（みかけのコンプレッサ効率)ηC ′は η′C ＝｛(3.6/1.0332)Q −１｝×0.933 ／(4.17 Q −
１) ＝0.794 となり単段より約１０％高くなり、エキスパンダなしの
単段コンプレッサの効率とほぼ同じレベルが確保され
る。その上圧力比が小さくなるので信頼性の上でも大巾
に向上する。後段コンプレッサ１３を出た空気はアフタ
クーラ２へ送られアフタクーラ２は前記空気を４０℃に
冷却して出す。アフタクーラ２を出た空気は二方向切換
弁９を通ってブロワ３に入り之を出てインタクーラ５に
入る。インタクーラ５は前記空気を４０℃に冷やして吐
出する。エキスパンダ４は前記空気を圧力３．６ａｔａ
に膨張させ得た動力でブロワ３を駆動し前記空気は１０
℃に冷却されて２方向切換弁１０を通り給気管６を通り
シリンダ７に供給される。
【００１４】低負荷でアフタクーラ２の出口の圧力が基
準圧力より下ると２方向切換弁９が切り換ってバイパス
路２１へ通じ同時に２方向切換弁１０も切り換って給気
管６をバイパス路２１へ通じる。よってアフタクーラ２
を出た空気は２方向切換弁９、バイパス路２１、２方向
切換弁１０を通って給気管６に入り次にシリンダ７へ供
給される。この場合（コンプレッサ効率ηC ) ＝（みか
けのコンプレッサ効率ηC ）＝ηSC＝０．９３となり高
効率のため燃焼に必要な適正空気が十分供給されること
になる。
準圧力より下ると２方向切換弁９が切り換ってバイパス
路２１へ通じ同時に２方向切換弁１０も切り換って給気
管６をバイパス路２１へ通じる。よってアフタクーラ２
を出た空気は２方向切換弁９、バイパス路２１、２方向
切換弁１０を通って給気管６に入り次にシリンダ７へ供
給される。この場合（コンプレッサ効率ηC ) ＝（みか
けのコンプレッサ効率ηC ）＝ηSC＝０．９３となり高
効率のため燃焼に必要な適正空気が十分供給されること
になる。
【００１５】第２実施例を図３、図４によって説明す
る。図３は第２実施例の給気冷却システムの概略図、図
４は第２実施例の圧力比と（みかけのコンプレッサ効
率）の計算例の線図である。図において６は給気管、７
はシリンダ、８は排気管で何れもディーゼル機関の要素
である。１１は排気ガスタービンで排気管８に接続され
ている。１２はコンプレッサで排気ガスタービン１１の
軸に取付けられ大気を吸入する。１４はインタクーラで
コンプレッサ１２の吐出口に接続されている。１３は後
段コンプレッサでインタクーラ１４に接続されている。
る。図３は第２実施例の給気冷却システムの概略図、図
４は第２実施例の圧力比と（みかけのコンプレッサ効
率）の計算例の線図である。図において６は給気管、７
はシリンダ、８は排気管で何れもディーゼル機関の要素
である。１１は排気ガスタービンで排気管８に接続され
ている。１２はコンプレッサで排気ガスタービン１１の
軸に取付けられ大気を吸入する。１４はインタクーラで
コンプレッサ１２の吐出口に接続されている。１３は後
段コンプレッサでインタクーラ１４に接続されている。
【００１６】２はアフタクーラで後段コンプレッサ１３
の吐出口に接続されている。９は二方向切換弁でアフタ
クーラ２の吐出口に設けられている。１５はエキスパン
ダで二方向切換弁９の一つのポートに接続され排気ガス
タービン１１の軸に取付けられている。１０は二方向切
換弁で給気管６に設けられ二方向切換弁９とエキスパン
ダ１５の吐出口とに接続されている。２１は前記二方向
切換弁９、１０の間に設けられたバイパス管である。二
方向切換弁９、１０はアフタクーラ２の出口圧力が基準
圧力を上下することにより切換る構造の弁である。図４
中の破線は第２従来例の特性を示す線である。
の吐出口に接続されている。９は二方向切換弁でアフタ
クーラ２の吐出口に設けられている。１５はエキスパン
ダで二方向切換弁９の一つのポートに接続され排気ガス
タービン１１の軸に取付けられている。１０は二方向切
換弁で給気管６に設けられ二方向切換弁９とエキスパン
ダ１５の吐出口とに接続されている。２１は前記二方向
切換弁９、１０の間に設けられたバイパス管である。二
方向切換弁９、１０はアフタクーラ２の出口圧力が基準
圧力を上下することにより切換る構造の弁である。図４
中の破線は第２従来例の特性を示す線である。
【００１７】第２実施例の作用を説明する。排気ガスタ
ービン１１は排気管８から流入する機関の排気で駆動さ
れ排気は大気へ放出する。コンプレッサ１２は排気ター
ビン１１に駆動され大気を吸入して圧縮して吐出する。
インタクーラ１４はコンプレッサ１２の吐出空気を冷却
して吐出する。後段コンプレッサ１３はインタクーラ１
４の吐出空気を吸入して圧縮して吐出する。アフタクー
ラ２は後段コンプレッサ１３の吐出空気を冷却して吐出
する。アフタクーラ２の出口圧力が基準圧力より高いと
きは二方向切換弁９はエキスパンダ１５へ通じ、二方向
切換弁１０はエキスパンダ１５に通じる。エキスパンダ
１５は二方向切換弁９を通って入る空気を膨張させて圧
力と温度を下げて吐出し、発生した動力を排気ガスター
ビン１１の軸と同じ軸へ供給する。
ービン１１は排気管８から流入する機関の排気で駆動さ
れ排気は大気へ放出する。コンプレッサ１２は排気ター
ビン１１に駆動され大気を吸入して圧縮して吐出する。
インタクーラ１４はコンプレッサ１２の吐出空気を冷却
して吐出する。後段コンプレッサ１３はインタクーラ１
４の吐出空気を吸入して圧縮して吐出する。アフタクー
ラ２は後段コンプレッサ１３の吐出空気を冷却して吐出
する。アフタクーラ２の出口圧力が基準圧力より高いと
きは二方向切換弁９はエキスパンダ１５へ通じ、二方向
切換弁１０はエキスパンダ１５に通じる。エキスパンダ
１５は二方向切換弁９を通って入る空気を膨張させて圧
力と温度を下げて吐出し、発生した動力を排気ガスター
ビン１１の軸と同じ軸へ供給する。
【００１８】二方向切換弁１０はエキスパンダ１５の吐
出空気を給気管６へ導く。給気管６に供給される給気温
度ｔSC＝１０℃にするためには大気温度３０℃の場合、
単段コンプレッサの場合圧力比πC ＝４．１７と高くな
るが第２実施例の二段コンプレッサの場合は前段、後段
の圧力比はそれぞれπC1＝２．２５、πC2＝２．１３と
配分することができるのでコンプレッサ効率ηC は高効
率が達成可能となるためηC ＝ηC2＝８５％とすると、
インタクーラの冷却効果によりみかけのコンプレッサ効
率ηSCも７５％と高効率を達成できる。
出空気を給気管６へ導く。給気管６に供給される給気温
度ｔSC＝１０℃にするためには大気温度３０℃の場合、
単段コンプレッサの場合圧力比πC ＝４．１７と高くな
るが第２実施例の二段コンプレッサの場合は前段、後段
の圧力比はそれぞれπC1＝２．２５、πC2＝２．１３と
配分することができるのでコンプレッサ効率ηC は高効
率が達成可能となるためηC ＝ηC2＝８５％とすると、
インタクーラの冷却効果によりみかけのコンプレッサ効
率ηSCも７５％と高効率を達成できる。
【００１９】この数値は単段コンプレッサの場合（図４
の破線で示してある) よりも７％高効率となる。又前
段、後段の圧力比が単段の場合に比較して小さくなるの
で回転数も低くなり信頼性も大巾に向上する。アフタク
ーラ２の出口圧力が基準圧より低いときは二方向切換弁
９が切換弁１０へ通じ切換弁１０は切換弁９を給気管６
へ通ずる。よって低負荷時にはエキスパンダ１５への空
気を大部分止め直接給気管６へ導くことにより（みかけ
のコンプレッサ効率ηsc）は８０％以上に確保すること
が可能となり燃焼に必要な適正空気量が十分供給される
ことになる。
の破線で示してある) よりも７％高効率となる。又前
段、後段の圧力比が単段の場合に比較して小さくなるの
で回転数も低くなり信頼性も大巾に向上する。アフタク
ーラ２の出口圧力が基準圧より低いときは二方向切換弁
９が切換弁１０へ通じ切換弁１０は切換弁９を給気管６
へ通ずる。よって低負荷時にはエキスパンダ１５への空
気を大部分止め直接給気管６へ導くことにより（みかけ
のコンプレッサ効率ηsc）は８０％以上に確保すること
が可能となり燃焼に必要な適正空気量が十分供給される
ことになる。
【００２０】
【発明の効果】本発明により （１) 大気温度ｔa ＝３０℃でアフタクーラ出口温度４
０℃のとき給気温度ｔSC＝１０℃とアフタクーラ出口温
度より３０℃も下げることができる。 （２) コンプレッサ効率がインタクーラ効果により高く
なるのでエキスパンダを設けても給気圧力までの（みか
けのコンプレッサ効率ηSC）の低下を小さくすることが
できる。 （３) ２段コンプレッサにすることにより、１段あたり
の圧力比を小さくできるので高速回転にする必要がなく
なり単段の場合に比較して信頼性が大巾に向上す。 （４) 低負荷時には２方向切換弁の作用によりエキスパ
ンダ側の通路をバイパスしてアフタクーラを出た空気を
直接給気管へ導くことによりエキスパンダによる圧力低
下を防ぎ適正空気量の確保が可能となる。 よって本発明時は低負荷時には十分な空気量を確保しつ
つ高負荷時は給気温度の低下により機関の低燃費化と低
ＮＯX 化のための給気が可能な過給ディーゼル機関を提
供できる。
０℃のとき給気温度ｔSC＝１０℃とアフタクーラ出口温
度より３０℃も下げることができる。 （２) コンプレッサ効率がインタクーラ効果により高く
なるのでエキスパンダを設けても給気圧力までの（みか
けのコンプレッサ効率ηSC）の低下を小さくすることが
できる。 （３) ２段コンプレッサにすることにより、１段あたり
の圧力比を小さくできるので高速回転にする必要がなく
なり単段の場合に比較して信頼性が大巾に向上す。 （４) 低負荷時には２方向切換弁の作用によりエキスパ
ンダ側の通路をバイパスしてアフタクーラを出た空気を
直接給気管へ導くことによりエキスパンダによる圧力低
下を防ぎ適正空気量の確保が可能となる。 よって本発明時は低負荷時には十分な空気量を確保しつ
つ高負荷時は給気温度の低下により機関の低燃費化と低
ＮＯX 化のための給気が可能な過給ディーゼル機関を提
供できる。
【図１】第１実施例のシステム概略図。
【図２】第１実施例の特性線図。
【図３】第２実施例のシステム概略図。
【図４】第２実施例の圧力比と（みかけのコンプレッサ
効率）の計算例の線図。
効率）の計算例の線図。
【図５】第１従来例のシステム概略図。
【図６】第２従来例のシステム概略図。
【図７】第２従来例の特性線図。
２ アフタクーラ ３ ブロワ ４ エキスパンダ ５ インタクーラ ６ 給気管 ７ シリンダ ８ 排気管 ９ 二方向切換弁 １０ 二方向切換弁 １１ 排気ガスタービン １２ コンプレッサ １３ 後段コンプレッサ １４ インタクーラ １５ エキスパンダ
フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F02B 29/04 F02B 37/00 302
Claims (2)
- 【請求項１】 排気ガスタービン（１１）で駆動される
コンプレッサ（１２）と該コンプレッサ（１２）と同軸
で駆動される後段コンプレッサ（１３）と前記コンプレ
ッサ（１２）の空気出口及び後段コンプレッサ（１３）
の空気入口の間に設けられたインタクーラ（１４）とを
備えた二段型コンプレッサと、 該二段型コンプレッサで圧縮された高圧高温空気を冷却
するアフタクーラ(２)と、 前記二段型コンプレッサと同軸に設置され前記アフタク
ーラ(２)を出た空気をさらに冷却して給気管（６）へ導
くエキスパンダ（１５）と、 前記アフタクーラ(２)の吐出口と前記給気管（６）の間
に設けられたバイパス路（２１）と、 前記アフタクーラ(２)と前記エキスパンダ（１５）の間
及び前記アフタクーラ(２)と前記給気管（６）の間のバ
イパス路(２１)の上流側と下流側にそれぞれ設けられた
２個の二方向切換弁（９）、（１０）と、 を有してなることを特徴とする過給ディーゼル機関。 - 【請求項２】 前記２個の二方向切換弁（９）、（１
０）のうち、上流側の二方向切換弁（９）が、前記アフ
タクーラ(２)を出た空気をエキスパンダ（１５）に導く
経路と下流側の二方向切換弁（１０）入口側に導く経路
に切り換えるように接続され、一方下流側の二方向切換
弁（１０）は、エキスパンダ（１５）によりさらに冷却
された空気を前記給気管（６）へ導く経路と、アフタク
ーラ(２)を出た空気を上流側の二方向切換弁（９）を介
してバイパス路より前記給気管（６）へ導く経路に切り
換えるように接続されていることを特徴とする請求項１
記載の過給ディーゼル機関。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP02745293A JP3293925B2 (ja) | 1993-01-22 | 1993-01-22 | 過給ディーゼル機関 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP02745293A JP3293925B2 (ja) | 1993-01-22 | 1993-01-22 | 過給ディーゼル機関 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH06212979A JPH06212979A (ja) | 1994-08-02 |
| JP3293925B2 true JP3293925B2 (ja) | 2002-06-17 |
Family
ID=12221518
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP02745293A Expired - Fee Related JP3293925B2 (ja) | 1993-01-22 | 1993-01-22 | 過給ディーゼル機関 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3293925B2 (ja) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100921124B1 (ko) * | 2007-12-15 | 2009-10-12 | 현대자동차주식회사 | 엔진의 이단 터보 시스템 |
| DE102008017164B3 (de) * | 2008-04-03 | 2009-08-06 | Continental Automotive Gmbh | Vorrichtung zum Steuern einer Abgasturboaufladung eines Verbrennungsmotors und Verbrennungsmotor |
| US20110079197A1 (en) * | 2009-10-01 | 2011-04-07 | Sturman Industries, Inc. | Control Method and Apparatus for Multi-Fuel Compression Ignition Engines |
-
1993
- 1993-01-22 JP JP02745293A patent/JP3293925B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH06212979A (ja) | 1994-08-02 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3311866B2 (ja) | ２段過給エンジン | |
| US3576102A (en) | Turbocharger system | |
| US5564275A (en) | Method and apparatus for high-pressure end exhaust gas recirculation on a supercharged internal combustion engine | |
| CN106958489A (zh) | 发动机系统 | |
| JP2996971B1 (ja) | ミラ―サイクルエンジン | |
| US5157924A (en) | Turbo supercharging system for an internal-combustion engine having controllable charge air compressors | |
| JPS5982526A (ja) | 内燃機関の過給装置 | |
| US6604362B2 (en) | Turbocharger electric preheater for exhaust gases with integrated generator and storage device | |
| JPH0571426A (ja) | Ｅｇｒ用排気高圧化装置 | |
| HU176063B (en) | Device for intensified supercharging the cylinder of internal combustion engine | |
| JP3293925B2 (ja) | 過給ディーゼル機関 | |
| EP1420151B1 (en) | Supercharging apparatus for an engine | |
| JP2012197716A (ja) | 排気損失回収装置 | |
| CA2072269A1 (en) | Compressor assembly | |
| CN212202227U (zh) | 发动机复合增压系统 | |
| JP2000008963A (ja) | 過給エンジンの排気再循環装置 | |
| KR102633858B1 (ko) | 엔진 시스템 및 이의 제어 방법 | |
| JP2000064844A (ja) | 内燃機関の過給装置 | |
| JP2001342839A (ja) | ターボ過給システム | |
| JP3134543B2 (ja) | 内燃機関の排気ガス還流装置 | |
| JP2001355453A (ja) | 過給機付き内燃機関の吸気冷却装置 | |
| JPH07127469A (ja) | 過給エンジンの給気冷却装置 | |
| CN218030313U (zh) | 一种实现高低压级压比分配的集成串联式两级增压结构 | |
| JPS58190518A (ja) | 内燃機関の過給装置 | |
| JPS58190519A (ja) | 内燃機関の過給装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20011127 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20020226 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |