JP5594433B2

JP5594433B2 - 過給機付内燃機関の吸気装置

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Publication number: JP5594433B2
Application number: JP2013521480A
Authority: JP
Inventors: 大介高木
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2011-06-22
Filing date: 2012-02-15
Publication date: 2014-09-24
Anticipated expiration: 2032-02-15
Also published as: US20140130783A1; CN103608560B; US9228548B2; WO2012176490A1; EP2725211B1; BR112013025594B1; CN103608560A; BR112013025594A2; EP2725211A4; JPWO2012176490A1; MX2013009853A; EP2725211A1; MX358048B; RU2014101692A; RU2563427C2; MY174544A

Description

この発明は、リサーキュレーションバルブを備えた過給機付内燃機関の吸気装置に関し、特に、コンプレッサ上流からＥＧＲガスが導入される形式の過給機付内燃機関の吸気装置に関する。

特許文献１に開示されているように、過給機、特にターボ過給機を備えた内燃機関の吸気装置において、過給状態からスロットル弁が急に閉じた場合などにコンプレッサ下流からコンプレッサ上流へ過給圧を解放するリサーキュレーションバルブを具備した構成が公知である。また、排気還流（ＥＧＲ）装置として、特許文献１のように、排気系から取り出したＥＧＲガスをコンプレッサ上流において新気に導入する構成も公知である。

上記のように、コンプレッサ上流側でＥＧＲガスを新気に導入するようにした過給機付内燃機関に、コンプレッサ下流からコンプレッサ上流へ過給圧を解放するリサーキュレーションバルブを組み合わせた構成においては、排気還流を行っている運転条件下でリサーキュレーションバルブが開いたときに、ＥＧＲガスを含む新気がリサーキュレーションバルブを介して吸気通路内を上流側へ逆流する。そのため、エアフロメータがＥＧＲガス成分によって汚損する、という問題が生じる。

特開２００７−２７８１１０号公報

この発明に係る過給機付内燃機関の吸気装置は、過給機のコンプレッサがエアフロメータとスロットル弁との間に位置するとともに、スロットル弁の閉時にコンプレッサ下流の圧力をコンプレッサ上流へ解放するリサーキュレーションバルブを備えており、さらに、ＥＧＲガスを吸気系に導入するＥＧＲ通路が上記コンプレッサ上流に接続されている。

そして、上記リサーキュレーションバルブが開いたときにコンプレッサ下流のＥＧＲガスを含む新気がエアフロメータに達することがないように、上記エアフロメータから上記ＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積（Ｖ₁）と、上記コンプレッサから上記スロットル弁までの吸気通路容積（Ｖ₂）と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧（Ｐ_b）とが、所定の関係に設定されている。

詳しくは、上記エアフロメータから上記ＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積（Ｖ₁）と、上記コンプレッサから上記スロットル弁までの吸気通路容積（Ｖ₂）と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧（Ｐ_b）とが、下記の（１）式の関係に設定されている。

但し、Ｐ₁はコンプレッサ上流側の圧力、κはコンプレッサ下流のＥＧＲガスを含む新気の比熱比、である。

あるいは、（１）式の代替として、上記エアフロメータから上記ＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積（Ｖ₁）と、上記コンプレッサから上記スロットル弁までの吸気通路容積（Ｖ₂）と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧（Ｐ_b）とが、下記の（２）の関係に設定されている。

但し、Ｐ₁はコンプレッサ上流側の圧力、Ｔ₂は上記最大過給圧（Ｐ_b）におけるコンプレッサ下流のガスの温度、Ｔ₃はリサーキュレーションバルブを通してコンプレッサ上流へ解放されたときのガスの温度、である。

すなわち、リサーキュレーションバルブが開いたときのガスの逆流は、コンプレッサからスロットル弁までの吸気通路容積Ｖ₂に存在していた高圧に過給されていたガス（ＥＧＲガスを含む新気）がリサーキュレーションバルブの開放に伴って膨張することによって生じる。コンプレッサ上流の圧力は、ほぼ大気圧であるので、基本的に、過給圧が高いほど、逆流するガス量は大となり、これがエアフロメータからＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積Ｖ₁（この容積Ｖ₁は、リサーキュレーションバルブが開く前は、ＥＧＲガスを含まない新気のみの空間である）を超えると、エアフロメータにＥＧＲガスを含むガスが到達することになる。従って、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧Ｐｂに対応するように、コンプレッサからスロットル弁までの吸気通路容積Ｖ₂に対するエアフロメータからＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積Ｖ₁の大きさ（あるいは逆に、エアフロメータからＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積Ｖ₁に対するコンプレッサからスロットル弁までの吸気通路容積Ｖ₂）を設定すれば、ＥＧＲガスを含むガスがエアフロメータに到達することがなく、その汚損を確実に防止できる。

この発明によれば、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧に対応するように吸気通路容積を適切に設定することで、排気還流を行っている間にリサーキュレーションバルブが開いた場合のＥＧＲガスによるエアフロメータの汚損を確実に回避することができる。

この発明に係る内燃機関の吸気装置の一実施例を内燃機関の排気系とともに示した構成説明図。最大過給圧と吹き返しガス体積との関係を示した特性図。

以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、この発明に係る吸気装置を備えた内燃機関１の吸排気系全体の構成を示す構成説明図であって、ガソリン機関である内燃機関１の排気通路２には、ターボ過給機３の排気タービン４が配置され、その下流側に、例えば三元触媒を用いた触媒コンバータ６が配置されている。排気通路２のさらに下流側には、図示せぬ排気消音器が設けられており、該排気消音器を介して排気通路２は外部へ開放されている。上記排気タービン４は、過給圧制御のための公知のウェストゲートバルブ７を備えている。なお、内燃機関１は、例えば直噴型の構成であり、シリンダ内に燃料を噴射する図示せぬ燃料噴射弁を各気筒毎に備えている。

内燃機関１の吸気通路１０には、上流側から順に、エアクリーナ１１、エアフロメータ１２、スロットル弁１３、が配置されており、上記ターボ過給機３のコンプレッサ５が、上記エアフロメータ１２と上記スロットル弁１３との間に配置されている。これによって、吸気通路１０は、コンプレッサ５より上流のコンプレッサ上流側通路部分１０ａと、コンプレッサ５とスロットル弁１３との間のコンプレッサ下流側通路部分１０ｂと、スロットル弁１３と各シリンダとの間のスロットル下流側通路部分１０ｃと、に大別することができる。なお、この実施例では、スロットル下流側通路部分１０ｃに、例えば水冷式ないし油冷式のインタークーラ１４が介装されており、このインタークーラ１４より下流側は吸気マニホルドとして各気筒毎に分岐している。なお、インタークーラ１４は空冷式のものであってもよい。

上記吸気通路１０には、さらに、上記コンプレッサ５の上流側と下流側との間を連通するリサーキュレーション通路１６が設けられており、このリサーキュレーション通路１６に、リサーキュレーションバルブ１７が設けられている。このリサーキュレーションバルブ１７は、例えばスロットル弁１３前後の圧力差に応答して動作する機械的なアクチュエータ、あるいは、図示せぬコントロールユニットからの制御信号に応答して動作する電気的なアクチュエータ、を備え、例えば、スロットル弁１３が閉じたときに、コンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内の圧力の上昇に基づいてリサーキュレーション通路１６を開き、吸気が循環するようにコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内の圧力をコンプレッサ上流側通路部分１０ａに解放する。上記リサーキュレーション通路１６は、コンプレッサ下流側通路部分１０ｂのコンプレッサ５寄りの位置とコンプレッサ上流側通路部分１０ａのコンプレッサ５寄りの位置とを接続している。

また、排気還流装置を構成するＥＧＲ通路２１が排気通路２の触媒コンバータ６下流側から分岐しており、その先端が、吸気通路１０のコンプレッサ上流側通路部分１０ａに合流点２２において接続されている。この合流点２２は、コンプレッサ上流側通路部分１０ａの比較的下流側つまりコンプレッサ５に近い位置にあるが、リサーキュレーション通路１６との合流点２０よりは上流側に位置している。上記ＥＧＲ通路２１には、ＥＧＲガスの冷却を行う水冷式あるいは油冷式のＥＧＲガスクーラ２３が介装されており、その下流側に、目標排気還流率に沿うように排気還流量を制御する排気還流制御弁２４が介装されている。

上記のような構成においては、過給域および非過給域の双方を含む排気還流を行うべき所定の運転条件では、排気還流制御弁２４を介してＥＧＲガスがコンプレッサ５の上流側に導入される。このＥＧＲガスを含む新気は、過給域ではコンプレッサ５によって加圧され、スロットル弁１３およびインタークーラ１４を通って内燃機関１の各シリンダに供給される。このような過給域において、例えば運転者のアクセルペダル操作に伴いスロットル弁１３が急に閉じると、これに連動した形でリサーキュレーションバルブ１７が開き、コンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内の高圧となった新気がコンプレッサ上流側通路部分１０ａへと解放される。これにより、コンプレッサ５がロータの慣性により回転し続けても、吐出された新気がリサーキュレーション通路１６を介して循環し、コンプレッサ５のサージによる異音発生などが回避される。

ところで、排気還流が行われている条件下で上記のようにスロットル弁１３の閉動作に伴ってリサーキュレーションバルブ１７が開くと、相対的に高い圧力にあるコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内のＥＧＲガスを含む新気がリサーキュレーションバルブ１７を介して膨張し、コンプレッサ上流側通路部分１０ａを逆流する。このように逆流したＥＧＲガスを含む新気がエアフロメータ１２にまで達すると、エアフロメータ１２がＥＧＲガス成分によって汚損し、好ましくない。

ここで、本発明においては、ＥＧＲガスを含む新気がエアフロメータ１２にまで達することがないように、コンプレッサ上流側通路部分１０ａの吸気通路容積とりわけＥＧＲガスを含まない新気のみが存在することとなるエアフロメータ１２からＥＧＲ通路２１の合流点２２までの区間の容積Ｖ₁と、加圧されたＥＧＲガスを含む新気が存在するコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ（コンプレッサ５からスロットル弁１３まで）の吸気通路容積Ｖ₂と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧Ｐ_b（ｋＰａ）と、が下記の（１）式のような関係となっている。

但し、Ｐ₁はコンプレッサ５上流側のコンプレッサ上流側通路部分１０ａにおける圧力（ｋＰａ）、κはコンプレッサ５下流のコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内に存在するＥＧＲガスを含む新気の比熱比、である。なお、上流側圧力Ｐ₁は実質的に大気圧とみなすこともできる。

あるいは、この関係は、上記最大過給圧Ｐ_bにおけるコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内におけるガス温度Ｔ₂（°Ｋ）と、上記リサーキュレーションバルブ１７を通してコンプレッサ５上流へ解放されたときのガス温度Ｔ₃（°Ｋ）と、を用いて、下記の（２）式のように表すこともできる。

上記ガス温度Ｔ₂は、コンプレッサ５のコンプレッサ効率η_comp（％）に基づき下記の（３）式から求めることができる。

但し、Ｔ₂’は、上記コンプレッサ５によりコンプレッサ５上流側の圧力Ｐ₁から最大過給圧Ｐ_bまで圧縮されたときの理論断熱圧縮後温度（°Ｋ）である。

また、上記ガス温度Ｔ₃は、下記の（４）式から求めることができる。

上記の（１）式の右辺の第１項は、基本的に、過給圧Ｐ_bにあるガスが上流側圧力Ｐ₁にまで膨張したものとしてリサーキュレーションバルブ１７を通してコンプレッサ上流側通路部分１０ａへ溢れ出る余剰の体積に相当し、第２項は、ガスの温度変化に伴う補正の項である。なお、逆流時に、コンプレッサ上流側通路部分１０ａ（特にエアフロメータ１２からＥＧＲ通路２１の合流点２２までの区間）に存在していたガスが最初にエアフロメータ１２を逆方向に通流するが、この部分のガスはＥＧＲガスを含まない新気であるので、汚損の原因とはならない。従って、ここでは、リサーキュレーションバルブ１７が開くときにコンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内に存在するガス（体積Ｖ₂、圧力Ｐ_b）の膨張が検討の対象となる。

すなわち、ガスの断熱変化の一般式から、ガスの圧力をＰ（ｋＰａ）、体積をＶ（ｍ³）、温度をＴ（°Ｋ）、比熱比をκとし、変化前の状態を添字αで、変化後の状態を添字βで、それぞれ表すものとすると、「Ｐ×Ｖ^κ＝一定」の関係から、
Ｐ_α×Ｖ_α ^κ＝Ｐ_β×Ｖ_β ^κ
であり、従って、下記の（５）式の通りとなる。

また、「Ｔ×Ｖ^κ-1＝一定」の関係から、
Ｔ_α×Ｖ_α ^κ-1＝Ｔ_β×Ｖ_β ^κ-1
Ｔ_β＝Ｔ_α×（Ｖ_α／Ｖ_β）^κ-1
であり、上記の（５）式から、下記の（６）式の通りとなる。

一方、コンプレッサ下流側通路部分１０ｂ内に存在していた過給圧Ｐ_bの体積Ｖ₂のガスが圧力Ｐ₁まで膨張した場合の余剰のガス量は、上述した（１）式の右辺の第１項のように、Ｖ₂×｛（Ｐ_b−Ｐ₁）／Ｐ₁｝となるが、これは、過給条件の温度Ｔ₂での体積であるため、リサーキュレーションバルブ１７が開放された後の温度Ｔ₃におけるガスの体積は、（Ｔ₃／Ｔ₂）倍となる。

つまり、リサーキュレーションバルブ１７を通して溢れ出る余剰のガス（吹き返しガス）の体積Ｖ_flowは、上記の（２）式の右辺の通り、
Ｖ_flow＝Ｖ₂×｛（Ｐ_b−Ｐ₁）／Ｐ₁｝×（Ｔ₃／Ｔ₂）
となる。

ここで、上記の（６）式より、ガス温度Ｔ₃は、

であるので、これを代入すると、

となる。

従って、逆流したガスがエアフロメータ１２に到達しないようにするためには、エアフロメータ１２までの通路の体積Ｖ₁が上記の吹き返しガス体積Ｖ_flowを上回っている必要があるので、上述した（１）式の関係が必要である。

すなわち、図２に示すように、吹き返しガス体積Ｖ_flowはそのときの過給圧Ｐ_bに応じて定まるので、ＥＧＲの導入が行われる運転条件下での最大過給圧Ｐ_bに対応する吹き返しガス体積Ｖ_flowを上回るように通路体積Ｖ₁を設定すれば、エアフロメータ１２がＥＧＲガスで汚損することはない。

上記ガス温度Ｔ₂は、上述したように、コンプレッサ５のコンプレッサ効率η_compに基づき上記の（３）式から求めることができる。

すなわち、コンプレッサ５上流のガス温度をＴ₁、コンプレッサ５によって圧力Ｐ₁から最大過給圧Ｐ_bまで圧縮されたときの理論断熱圧縮後温度をＴ₂’とすると、上記（６）式から温度Ｔ₂’は、下記（９）式の通りとなる。

ここで、圧力比をπ_c（＝Ｐ_b／Ｐ₁）、理論断熱圧縮後温度Ｔ₂’とガス温度Ｔ₁との差をΔＴ（＝Ｔ₂’−Ｔ₁）、コンプレッサ効率をη_comp（％）とすると、圧縮によるガスの温度上昇は、
ΔＴ／（η_comp／１００）
となるので、
圧縮後のガス温度Ｔ₂は、

となる。

また、上記ガス温度Ｔ₃は、上記の（６）式の関係から圧力比π_cを用いて（４）式のように表すことができる。

ところで、上記の（１）式の右辺の係数は、最大過給圧Ｐ_bを１８０ｋＰａ、コンプレッサ上流側圧力Ｐ₁を１００ｋＰａ、比熱比κを１．４とすると、約０．６７となる。

従って、簡易的に、下記の関係を満たすように通路体積Ｖ₁と通路体積Ｖ₂とを設定すれば、逆流によるエアフロメータ１２の汚損を実質的に回避することが可能である。

V₁＞０．６５×Ｖ₂
なお、上記実施例では、過給機としてコンプレッサ５と排気タービン４とが同軸上に直結されたターボ過給機３を用いた例を説明したが、本発明はこのようなターボ過給機に限定されるものではなく、リサーキュレーションバルブを具備したものであれば、どのような形式の過給機であっても同様に適用することができる。

Claims

過給機のコンプレッサがエアフロメータとスロットル弁との間に位置するとともに、スロットル弁の閉時にコンプレッサ下流の圧力をコンプレッサ上流へ解放するリサーキュレーションバルブを備え、かつＥＧＲガスを吸気系に導入するＥＧＲ通路が上記コンプレッサ上流に接続されてなる過給機付内燃機関の吸気装置において、
上記エアフロメータから上記ＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積（Ｖ₁）と、上記コンプレッサから上記スロットル弁までの吸気通路容積（Ｖ₂）と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧（Ｐ_b）とが、下記の式の関係に設定されている過給機付内燃機関の吸気装置。

但し、Ｐ₁はコンプレッサ上流側の圧力、κはコンプレッサ下流のＥＧＲガスを含む新気の比熱比、である。
過給機のコンプレッサがエアフロメータとスロットル弁との間に位置するとともに、スロットル弁の閉時にコンプレッサ下流の圧力をコンプレッサ上流へ解放するリサーキュレーションバルブを備え、かつＥＧＲガスを吸気系に導入するＥＧＲ通路が上記コンプレッサ上流に接続されてなる過給機付内燃機関の吸気装置において、
上記エアフロメータから上記ＥＧＲ通路の合流点までの吸気通路容積（Ｖ₁）と、上記コンプレッサから上記スロットル弁までの吸気通路容積（Ｖ₂）と、ＥＧＲ導入を行う運転条件下での最大過給圧（Ｐ_b）とが、下記の式の関係に設定されている過給機付内燃機関の吸気装置。

但し、Ｐ₁はコンプレッサ上流側の圧力、Ｔ₂は上記最大過給圧（Ｐ_b）におけるコンプレッサ下流のガスの温度、Ｔ₃はリサーキュレーションバルブを通してコンプレッサ上流へ解放されたときのガスの温度、である。
上記ガス温度Ｔ₂をコンプレッサ効率（η_comp）に基づき下記の式から求める請求項２に記載の過給機付内燃機関の吸気装置。

但し、Ｔ₂’は、コンプレッサによりコンプレッサ上流側の圧力（Ｐ₁）から最大過給圧（Ｐ_b）まで圧縮されたときの理論断熱圧縮後温度である。
上記ガス温度Ｔ₃を下記の式から求めることを特徴とする請求項２に記載の過給機付内燃機関の吸気装置。

但し、π_cは、コンプレッサの圧力比（Ｐ_b／Ｐ₁）である。
上記ガス温度Ｔ₃を下記の式から求めることを特徴とする請求項３に記載の過給機付内燃機関の吸気装置。

但し、π_cは、コンプレッサの圧力比（Ｐ_b／Ｐ₁）である。