JP5313981B2 - 排ガスターボチャージャー構造体、該排ガスターボチャージャー構造体が装備された駆動システム、及び該駆動システムの設定方法 - Google Patents

Description

本発明は、請求項１のおいて書きに記載の排ガスターボチャージャー構造体と、該排ガスターボチャージャー構造体が装備された駆動システムと、該駆動システムの設定方法と
に関する。

冒頭で述べられたような排ガスターボチャージャー構造体は、特許文献１と特許文献２とに開示されている。

特に内燃機関の窒素酸化物排出に関する、内燃機関の今後の排ガス制限値を満たすために、排ガス再循環（Abgasrueckfuehrung）又は排ガスリサーキュレーション（Abgasrezirkulation）を有している、排ガスターボチャージャー構造体が、ますます使用されるだろう。その際に、内燃機関のための過給空気に内燃機関の排ガスを混合することに問題が生じる。

一般に、排ガス再循環の際には、「掃気勾配」、すなわち過給空気管内の圧力と排ガス管内の圧力との圧力差を調整しなくてはならない。このような調整をするためには、例えば独立した送風機を使用するか、又はそれぞれの排ガスターボチャージャー構造体の圧縮機の上流側において、排ガスを過給空気ラインに混合する必要がある。いずれの場合にも、掃気勾配を克服するためには相当のエネルギーを消費する必要があり、このようなエネルギーの消費は、排ガスターボチャージャー構造体の効率を阻害する可能性がある。

独国特許出願公開第２００６０５５８１４号明細書 独国特許出願公開第１０２００５０１５１５１号明細書

本発明の課題は、過給空気ラインに戻される排ガス流を圧縮するためのエネルギー消費を低減する又は最小限に抑える、排ガスターボチャージャー構造体を提供することにある。さらに、本発明の課題は、該排ガスターボチャージャー構造体が設けられた駆動システムと、該駆動システムを設定するための方法とを提供することにある。

上述の課題は、請求項１に記載の排ガスターボチャージャー構造体、請求項７に記載の駆動システム、又は請求項８に記載の方法によって解決される。本発明のさらなる形態は、従属請求項において定義される。

本発明の第１の観点によると、本発明における内燃機関用排ガスターボチャージャー構造体は、内燃機関の排ガス出口に流通している排ガスターボチャージャー構造体の排ガスライン内に設けられた排ガスタービンと、内燃機関の空気入口に流通している排ガスターボチャージャー構造体の過給空気ライン内に設けられ、且つ、排ガスタービンに回転駆動可能に接続されている圧縮機と、を有している排ガスターボチャージャー、及び、排ガスラインに流通している入口と、排ガスラインから分岐された排ガスが出口を介して排ガス進入位置において過給空気ラインに進入するように、過給空気ラインに流通している該出口と、を有している排ガス再循環装置と、を備えている。

圧縮機内に流入する排ガスが、流体圧縮路内への排ガスの進入圧と、目標過給圧との圧力差を単に補償し、進入圧から目標過給圧に圧縮されるように、排ガス進入位置が圧縮機内の流体圧縮路に設けられている点において、本発明における排ガスターボチャージャー構造体は優位である。

言い換えれば、排ガスの進入圧と目標過給圧との圧力差を補償又は克服するために必要な作用又はエネルギーが、排ガスに供給される。

本発明では、排ガスが、遠心力に起因する負荷がより小さい領域に、又は圧縮機の案内バッフルシステムに位置している場合がある圧縮機の限られた部分に単に局所的に供給される。

これにより、過給空気ラインに戻される排ガスを圧縮するためのエネルギー消費を低減又は最小限に抑えることができるので、排ガスターボチャージャー構造体の効率を改善することができる。

従って、本発明は、特に内燃機関の窒素酸化物排出に関する、内燃機関の今後の排ガス制限値を満たすために、排ガス再循環又は排ガスリサーキュレーションを有している排ガスターボチャージャー構造体であって、重油によって、特に低速で駆動する２ストローク機関及び中速で駆動する４ストローク機関にも使用可能な、最適な効率を有している排ガスターボチャージャー構造体を提供する。

本発明における排ガスターボチャージャー構造体の実施形態では、排ガス進入位置は、圧縮機の羽根車の流体進入口と圧縮機のディフューザーの流体流出口との間に配置されている。

圧縮機の流体圧縮路内の当該領域は、実質的に圧縮機内の圧力形成領域であるので、その結果として、排ガスの進入圧と圧縮機の特性線とに基づいて適切な排ガス進入位置を選択することによって、排ガスを圧縮するために消費されるべき作用又はエネルギーを最適に低減又は最小限に抑えることができる。

本発明における排ガスターボチャージャー構造体の実施形態では、排ガス進入位置は、圧縮機の羽根車の流体進入口と圧縮機の排出案内装置（Nachleitapparat）流体流出口との間に配置されている。

本発明における排ガスターボチャージャー構造体のさらなる実施形態では、排ガス進入位置は、圧縮機の羽根車の流体進入口と圧縮機の羽根車の流体流出口との間に配置されている。

該排ガス進入位置は、圧力差又は掃気勾配が比較的大きい場合に特に優位である。

さらに、本発明における排ガスターボチャージャー構造体のさらなる実施形態では、排ガス進入位置は、圧縮機の羽根車の流体流出口と圧縮機のディフューザーの流体流出口との間に配置されている。

該排ガス進入位置は、圧力差又は掃気勾配が比較的小さい場合に、例えば２ストローク内燃機関の場合に特に有利である。

本発明における排ガスターボチャージャー構造体のさらなる実施形態では、排ガス再循環装置の入口は、排ガス分岐位置において排ガスラインに流通しており、排ガス分岐位置は、排ガスラインに沿ってタービン入口の上流側に配置されている。

このように排ガス分岐位置が配置されていることによって、排ガスの進入圧を可能な限り高めることができること、且つ、これにより掃気勾配又は圧力差を可能な限り小さくすることができることが保証される。

さらに、本発明における排ガスターボチャージャー構造体のさらなる実施形態では、排ガス循環装置が排ガス冷却器及び／又は排ガス洗浄器を備えている場合がある。

言い換えれば、排ガスラインからの排ガスが、内燃機関の「シリンダの下流」又は「排ガスタービンの上流」から、場合によっては冷却され且つ浄化されて「シリンダの上流」へ送られ、圧縮機内に配設された過給空気ラインの流体圧縮路に合流する場合がある。

本発明の第２の観点によると、既に定義された１つ以上又はすべての本発明の実施形態に従った排ガスターボチャージャー構造体と内燃機関とを有している駆動システムの考えられ得るあらゆる組み合わせが提供される。この場合には、排ガスターボチャージャー構造体の排ガスラインが内燃機関の排ガス出口に流通しており、且つ、排ガスターボチャージャー構造体の過給空気ラインが内燃機関の空気入口に流通している。

本発明の第３の観点によると、本発明における駆動システムを設定するための方法は、
‐負荷に基づいて、内燃機関のための排ガス圧特性線を決定するステップと、
‐負荷に基づいて、圧縮機のための過給圧特性線を決定するステップと、
‐内燃機関のための、例えば平均的な作業負荷（例えば、内燃機関が主に駆動されるべき機関負荷）を決定するステップと、
‐排ガス圧特性線と過給圧特性線との間における、作業負荷に関連する圧力差を決定するステップと、
‐流体圧縮路内における、圧縮路の長さに関連する長手方向の位置に基づいて、圧縮機特有の圧力形成特性線を決定するステップと、
‐圧縮機によって達成可能な圧力形成が、排ガス圧特性線と過給圧特性線との間の決定された圧力差と同一になるように、流体圧縮路内における長手方向の位置を決定するステップと、
‐排ガス進入位置が決定された長手方向の位置に相当するように、当該排ガス進入位置を確定するステップと、
を少なくとも備えている。

結果的に発明者が認識したことは、排ガスタービンの上流において排ガスの圧力レベルは既に比較的高いので、過給圧レベルまでの残りの圧力を上昇させることのできる場所もしくは位置（排ガス進入位置）を見つけるだけでよいということである。

本発明の実施形態では、排ガス進入位置は、例えば遠心圧縮機において、羽根車の流体進入口より下流、羽根車の流体流出口より上流において、カバー輪郭に配置されている場合がある。例えば２ストローク内燃機関のように掃気勾配が小さい場合には、排ガス進入位置が羽根車の流体流出口とディフューザーの流体流出口との間に配置されている場合もある。当該箇所でも静的圧力の上昇が行われるからである。

好ましい実施形態に基づいて且つ添付図面に関連して、以下に本発明を詳述する。

本発明の１実施形態に従った駆動システムの概略図である。 本発明の１実施形態に従った駆動システムの排ガスターボチャージャー構造体の圧縮機の概略断面部分図である。 本発明の１実施形態に従った駆動システムの排ガスターボチャージャー構造体の圧縮機の、図２に類似する拡大部分図である。 本発明の１実施形態に従った駆動システムの内燃機関の機関負荷に依存した、過給圧特性線と排ガス圧特性線とが表されたグラフである。 本発明の１実施形態に従った駆動システムの排ガスターボチャージャー構造体の圧縮機の流体圧縮路における、圧縮路の長さに関連する長手方向の位置に依存した、圧縮機特有の圧力形成特性線が表されたグラフである。

図１は、本発明の一の実施形態における駆動システム１の概略図である。

駆動システム１は、排ガスターボチャージャー構造体１０と、例えばディーゼル機関及び／又は例えばガス機関として形成され且つ排ガスターボチャージャー構造体１０に接続されている内燃機関６０とを備えている。

排ガスターボチャージャー構造体１０は、排ガスターボチャージャー２０と、排ガス再循環装置３０と、過給空気冷却器４０とを備えている。

排ガスターボチャージャー２０は、タービン入口２１ａとタービン出口２１ｂとを有している排ガスタービン２１と、接続シャフト２５を介して排ガスタービン２１に回転駆動可能に接続されており、且つ圧縮機入口２６ａと圧縮機出口２６ｂとを有している圧縮機２６と、を備えている。

タービン入口２１ａは、排ガス管２２を介して内燃機関６０の排ガス出口６０ｂに流通しており、その結果として、排ガスタービン２１が、内燃機関６０の排ガスＡのエネルギーによって回転駆動可能とされる。

タービン出口２１ｂは、排出管２３に流通しており、その結果として、排ガスタービン２１から流出した排ガスＡが、例えば大気中に排出される。

排ガス管２２と、排ガスタービン２１と、排出管２３とは共に、排ガスターボチャージャー構造体１０の排ガスラインを形成している。

圧縮機入口２６ａは、外気管２７と流通しており、その結果として、外気が、外気管２７を介して、例えば大気中から圧縮機２６に供給可能である。

圧縮機出口２６ｂは、給気管２８，２９と過給空気冷却器４０とを介して内燃機関６０の空気入口６０ａに流通しており、その結果として、圧縮空気が、給気管２８，２９を介して、圧縮機２６から内燃機関６０に供給可能である。

外気管２７と、圧縮機２６と、過給空気冷却器４０と、給気管２８，２９とは共に、排ガスターボチャージャー構造体１０の過給空気ラインを形成している。

排ガス再循環装置３０は、排ガス浄化装置（図示しない）と排ガス冷却器（図示しない）と適切な制御装置とを備えており、且つ、タービン入口２１ａの上流において（排ガス分岐位置において）排ガス管２２に流通している入口３０ａと、圧縮機２６に流通している出口３０ｂとを備えている。

図２及び図３に表わすように、本明細書にて遠心圧縮機として形成されている圧縮機２６は、ハウジング２６０と、ハウジング２６０内に回転可能に支持されている接続シャフトに固定されており、且つ複数の羽根２６２を有している羽根車２６１と、を備えている。

ハウジング２６０と（羽根２６２を有している）羽根車２６１とは共に、流体圧縮路ＶＰを形成しており、当該流体圧縮路ＶＰを越えて又は当該流体圧縮路ＶＰに沿って、圧縮機２６を貫流する（外気と排ガスとから成る）流体が圧縮される。流体圧縮路ＶＰの長さの境界は、ａ及びｂによって表されている。

具体的には、流体圧縮路ＶＰは、羽根車の流体進入口２６３から、羽根車の流体流出口２６４と、ディフューザー２６５が形成された径方向の間隙とを通じて、ディフューザーの流体流出口２６６に延伸している。ディフューザーの流体流出口２６６は、ハウジング２６０内に形成された螺旋通路２６７を有している、螺旋状のハウジングに合流している。螺旋通路２６７自体は圧縮機出口２６ｂに流通している。ディフューザー２６５内には、排出案内装置又は案内バッフル２６８が設けられている場合がある。

図１から図３に表わすように、排ガスラインから分岐された排ガスＡが、出口３０ｂを介して、排ガス進入位置ＡＥ（図３参照）において過給空気ライン、具体的には流体圧縮路ＶＰに進入できるように、排ガス再循環装置３０の出口３０ｂが過給空気ラインに流通している。

上述のように、排ガスＡの排ガス圧ＰＡは、内燃機関６０の機関負荷Ｌによって決定される。排ガス圧ＰＡによって排ガスＡが過給空気ラインに進入し、排ガス圧ＰＡは該過給空気ラインにて排ガスＡの進入圧として顕在化する。同様に上述したように、排ガス圧ＰＡは、一般に、給気管２８，２９内における又は内燃機関６０の空気入口６０ａにおける、圧縮機２６が内燃機関６０のために達成すべき過給圧ＰＬよりも、圧力差ΔＰだけ小さい。図４は、このような関係を表わしている。図４は、内燃機関６０の機関負荷Ｌによって決定される圧力Ｐのグラフにおける、過給圧ＰＬの特性線と排ガス圧ＰＡの特性線とを表わす。

図５は、圧縮機２６の流体圧縮路ＶＰにおける（当該実施例では、第１の境界ａから第２の境界ｂに至るまでの）圧縮路の長さに関連する長手方向の位置によって決定される、圧縮機特有の圧力形成特性曲線を示すグラフである。図５から明らかなように、圧力形成特性線は、最初に湾曲状に経過した後に、略直線状に経過している。このことから以下の結論が得られる。すなわち、圧縮されるべき流体が流体圧縮路ＶＰ内において進行する距離が長くなれば長くなるほど、形成される圧力は大きくなる。しかしながら、図５で表されたカーブは、原則的な圧力経過を表しているに過ぎない。

本発明では、（図３において太い矢印で表示するように）圧縮機２６内に流入する排ガスＡが、流体圧縮路ＶＰ内に流入する排ガスＡの進入圧（排ガス圧ＰＡ）と、目標過給圧ＰＬとの圧力差ΔＰ（図４参照）を単に補償し、排ガスＡが、進入圧から目標過給圧ＰＬに圧縮されるように、排ガス進入位置ＡＥが圧縮機２６内の流体圧縮路ＶＰに配設されることは言うまでもない。

最も一般的な実施形態では、本発明の実施形態に基づくと、排ガス進入位置ＡＥは、圧縮機２６の羽根車の流体進入口２６３と、圧縮機２６のディフューザーの流体流出口２６６との間に配設されている。具体的には、本発明のさらなる実施形態に基づくと、排ガス進入位置ＡＥは、圧縮機２６の羽根車の流体進入口２６３と、圧縮機２６の排出案内装置２６８の流体流出口との間に配設されている。

図３に表わす本発明の実施形態では、排ガス進入位置ＡＥが、圧縮機２６の羽根車の流体進入口２６３と、圧縮機２６の羽根車の流体流出口２６４との間に配設されている。

図示しない本発明の実施形態では、排ガス進入位置ＡＥが、圧縮機２６の羽根車の流体流出口２６４と、圧縮機２６のディフューザーの流体流出口２６６との間に配設されている場合がある。

上記説明によれば、本発明に係る駆動システム１を設定するための方法は、少なくとも以下のステップを備えている。すなわち、
‐内燃機関６０のための、負荷に基づいて排ガス圧ＰＡの特性線を決定するステップと、
‐圧縮機２６のための、負荷に基づいて過給圧ＰＬの特性線を決定するステップと、
‐内燃機関６０のための作業負荷ＡＬ（例えば、内燃機関６０が主に駆動されるべき機関負荷Ｌ）を決定するステップと、
‐作業負荷に関連する、排ガス圧ＰＡの特性線と過給圧ＰＬの特性線との圧力差ΔＰを（図４に示されているように）決定するステップと、
‐圧縮路の長さ（図２のａからｂ）に関連する、流体圧縮路ＶＰ内における長手方向の位置に基づいて、圧縮機特有の圧力形成特性線（図５に示されているように）を決定するステップと、
‐圧縮機２６によって達成可能な圧力形成が、排ガス圧ＰＡの特性線と過給圧ＰＬの特性線との間の決定された圧力差ΔＰと同一になるように、流体圧縮路ＶＰ内における長手方向の位置を決定するステップと、
‐排ガス進入位置ＡＥが決定された長手方向の位置に相当するように（図３に示されているように）、排ガス進入位置ＡＥを確定するステップと、である。

１ 駆動システム
１０ 排ガスターボチャージャー構造体
２０ 排ガスターボチャージャー
２１ 排ガスタービン
２１ａ タービン入口
２１ｂ タービン出口
２２ 排ガス管
２３ 排出管
２５ 接続シャフト
２６ 圧縮機
２６ａ 圧縮機入口
２６ｂ 圧縮機出口
２６０ ハウジング
２６１ 羽根車
２６２ 羽根
２６３ 羽根車の流体進入口
２６４ 羽根車の流体流出口
２６５ ディフューザー
２６６ ディフューザーの流体流出口
２６７ 螺旋通路
２６８ 排出案内装置
２７ 外気管
２８ 給気管
２９ 給気管
３０ 排ガス再循環装置
３０ａ 入口
３０ｂ 出口
４０ 過給空気冷却器
６０ 内燃機関
６０ａ 空気入口
６０ｂ 排ガス出口
ＡＥ 排ガス進入位置
ＶＰ 流体圧縮路
ａ 第１の境界
ｂ 第２の境界
Ｐ 圧力
ＰＡ 排ガス圧
ＰＬ 過給圧
ΔＰ 圧力差
Ｌ 機関負荷
ＡＬ 作業負荷
Ａ 排ガス

Claims (6)

1. 排ガスターボチャージャー構造体（１０）と、内燃機関（６０）とを有している駆動システム（１）を設定するための方法であって、
   前記排ガスターボチャージャー構造体（１０）が、
   内燃機関（６０）の排ガス出口（６０ｂ）に流通している排ガスターボチャージャー構造体（１０）の排ガスライン内に設けられた排ガスタービン（２１）と、該排ガスタービン（２１）に回転駆動可能に接続されている圧縮機（２６）と、を有している排ガスターボチャージャー（２０）と、
   前記排ガスラインに流通している入口（３０ａ）と、前記排ガスラインから分岐された排ガス（Ａ）が出口（３０ｂ）を介して排ガス進入位置（ＡＥ）において前記過給空気ラインに進入するように、前記過給空気ラインに流通している出口（３０ｂ）と、を有している排ガス再循環装置（３０）と、を備え、
   前記方法は、
   負荷に基づいて、前記内燃機関（６０）のための排ガス圧（ＰＡ）の特性線を決定するステップと、
   負荷に基づいて、前記圧縮機（２６）のための過給圧（ＰＬ）の特性線を決定するステップと、
   前記内燃機関（６０）のための作業負荷（ＡＬ）を決定するステップと、
   前記排ガス圧（ＰＡ）の特性線と前記過給圧（ＰＬ）の特性線との間における、前記作業負荷（ＡＬ）に関連する圧力差（ΔＰ）を決定するステップと、
   流体圧縮路（ＶＰ）内における長手方向の位置に基づいて、圧縮路の長さ（ａ→ｂ）に関連する圧縮機特有の圧力形成特性線を決定するステップと、
   前記流体圧縮路（ＶＰ）内において決定される長手方向の位置から前記圧縮路の出口までに前記圧縮機（２６）によって達成可能な圧力形成が、排ガス圧（ＰＡ）の特性線と過給圧（ＰＬ）の特性線との間の決定された圧力差（ΔＰ）と同一になるように、前記流体圧縮路（ＶＰ）内における長手方向の位置を決定するステップと、
   前記排ガス進入位置（ＡＥ）が決定された長手方向の位置に相当するように、該排ガス進入位置（ＡＥ）を確定するステップと、を備える方法。
2. 前記排ガス進入位置（ＡＥ）は、前記圧縮機（２６）の羽根車の流体進入口（２６３）と、前記圧縮機（２６）のディフューザーの流体流出口（２６６）との間に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の方法。
3. 前記排ガス進入位置（ＡＥ）は、前記圧縮機（２６）の前記羽根車の流体進入口（２６３）と、前記圧縮機（２６）の排出案内装置（２６８）の流体流出口との間に配置されていることを特徴とする請求項２に記載の方法。
4. 前記排ガス進入位置（ＡＥ）は、前記圧縮機（２６）の前記羽根車の流体進入口（２６３）と、前記圧縮機（２６）の羽根車の流体流出口（２６４）との間に配置されていることを特徴とする請求項２に記載の方法。
5. 前記排ガス進入位置（ＡＥ）は、前記圧縮機（２６）の前記羽根車の流体流出口（２６４）と、前記圧縮機（２６）の前記ディフューザーの流体流出口（２６６）との間に配置されていることを特徴とする請求項２に記載の方法。
6. 前記排ガス再循環装置（３０）の前記入口（３０ａ）は、排ガス分岐位置で前記排ガスラインに流通し、
   前記排ガス分岐位置は、前記排ガスラインに沿ってタービン入口（２１ａ）の上流に配置されていることを特徴とする請求項１から５のいずれか一項に記載の方法。

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