JP5605161B2

JP5605161B2 - 内燃機関の過給補助装置

Info

Publication number: JP5605161B2
Application number: JP2010236829A
Authority: JP
Inventors: 和成山本
Original assignee: Isuzu Motors Ltd
Current assignee: Isuzu Motors Ltd
Priority date: 2010-10-21
Filing date: 2010-10-21
Publication date: 2014-10-15
Anticipated expiration: 2030-10-21
Also published as: JP2012087740A

Description

本発明は、内燃機関の過給補助装置に関するものである。

図９に示すように過給機６を用いたエンジン２では、過給機６により空気をより多く筒内に導入できるため、トルクの向上、排気ガスの低減が行なえる。過給機６は１本のシャフト８の両端に羽根車が備えられ、その一方（タービン側）に排気ガスを流して羽根車（タービン７ａ）を回転させ、これにより回転するもう一方（コンプレッサ側）の羽根車（コンプレッサ９ａ）で吸気を圧縮する。言い換えると、タービン７ａを用いて排気ガスから取り出した仕事をコンプレッサ９ａが使い、吸気を圧縮するシステムとなる。このように、従来に比べて高い圧力の空気を筒内へ導入できるため、筒内に導入される空気量も多くなる。

しかし、過給機６の短所としてターボラグがある。ターボラグは、過給機６が要求される空気量を筒内に導入できるまでの時間差のことで、排気の圧力を利用してタービン７ａを回転させ、その回転でコンプレッサ９ａを作動させて空気を圧縮し、その空気を筒内に送り込み燃焼を行い、その排気でさらにタービン７ａを回転、というサイクルを繰り返し、筒内に導入する空気量を増加させる過給機６には必ず起きる現象であり、特にエンジン２の過渡運転時に起きる。このとき、推移する回転速度及び負荷（アクセル開度）に必要となる燃料に対する空気量が少ないため、出力及び排気性能が悪化する。これはターボラグにより必要となる空気量を確保できないことに起因する。

このときの現象を図１０（ａ）、（ｂ）、図１１（ａ）、（ｂ）に示す。図１０（ａ）のグラフに示すようにエンジン２の回転速度Ｎｅを、図１０（ｂ）のグラフに示すように燃料噴射量ｑを２秒間で遷移させた。このとき、回転速度Ｎｅ及び燃料噴射量ｑの増加に伴い、必要となる空気量も増加するが、ターボラグによりコンプレッサの出口圧の増加するスピードが図１１（ａ）のグラフに示すように追いつかず、その空気量を確保できない。そのために回転速度Ｎｅ、燃料噴射量ｑに対して必要となる空気が筒内へと導入されなくなり、図１１（ｂ）のグラフに示すようにＳＭ（スモーク）排出が悪化する。またターボラグによる空気量の不足からは、ＥＧＲをかけられないことによるＮＯｘ排出の増加、出力の低下なども懸念される。

このターボラグによる出力、排気性能の悪化に対して、スーパーチャージャー、コンプレッサなどを用い、図１２（ａ）、（ｂ）に示すように圧縮機５０を用いてエアタンク５１ａ，５１ｂ，５１ｃに予め蓄圧した圧縮空気を吸気経路３ａ上に導入して過渡運転時の空気量の不足を補って過給補助を行なう方法がある（例えば特許文献１，２参照）。

特開平５−２４００５７号公報特開２００６−２５８０８２号公報

この方法を用いることで図１３（ａ）のグラフに示すようにコンプレッサ９ａの出口圧の増加が早くなってターボラグを改善でき、図１３（ｂ）のグラフに示すようにスモークの低減は可能となるが、吸気経路３ａのバルブ（電磁弁）が図１２（ａ）に示すようなシステムでは、吸気経路３ａ上に設けられる電磁弁２ｂはノーマルオープンであり、エアタンク５１ａ側に設けられる電磁弁２ａはノーマルクローズであり、過渡運転時に電磁弁２ａ及び電磁弁２ｂが共に開く可能性があるためエアタンク５１ａに畜圧した圧縮空気が大気圧よりも高圧なためにエアタンク５１ａからエアクリーナ３２側への逆流が生じる可能性がある。そのため、図１２（ｂ）に示すようなシャッター式のバルブ２０ａを使用し、シャッター部の駆動を急速に行なう必要がある。

このとき、シャッターを駆動させ、吸気経路の切り替えを行なうための時間は、このときのエンジン回転速度を１０００〜２２００ｒｐｍとした場合、図１３（ｃ）のグラフに示すように３０〜１３．６ｍｓｅｃとなる。これはエンジン２が吸気→圧縮→膨張→排気の工程を２回転で行なうため、半回転以内に吸気経路を切り替える必要があることに起因する。このときのシャッターバルブ２０ａの動作が遅いと、筒内に空気が導入されない、或いは導入されても切り替え途中に吸気経路が絞られるため筒内の空気量が少なくなり、失火やスモーク排出の増加が懸念される。

以上のことから、急速な吸気切り替えを行うには、エアシリンダ１１で駆動するシャッター式の切替弁２０ａを用いる手法が有効であるが、この手法のシステムを車両に搭載した場合、過給補助を行なうためのエアタンク５１ｂに加え、エアシリンダ１１を駆動するためのエアタンク５１ｃを設けることになる。このエアタンク５１ｃを新たに設置することにより、車両スペースの減少や、蓄圧する空気量の増加による充填時間の長期化が起こる。特に、この過給補助のシステムは発進時にも使用するために、車両の発進までに不要な時間がかかることも考えられる。

本発明は、前記問題を解決するべく案出されたものであり、その目的とするところは、シャッター式の切替弁の急速な開閉が可能であり、しかも車載用エアタンクの増加を防止でき、エアタンクの蓄圧時間の長期化を防止できる内燃機関の過給補助装置を提供することにある。

前記課題を解決するために本発明の内燃機関の過給補助装置は、内燃機関の吸排気管に過給機を接続し、その過給機のコンプレッサの上流側の大気導入側吸気管に、圧縮空気供給管を介してエアタンクを接続し、そのエアタンクに大気を圧縮して供給する圧縮機を接続し、前記大気導入側吸気管と前記圧縮空気供給管の接続部に、大気と圧縮空気とを切り替える切替弁を設け、過渡運転時に前記切替弁を前記大気導入側吸気管から前記圧縮空気供給管に切り替えてエアタンク内に蓄圧された圧縮空気を前記コンプレッサに供給する内燃機関の過給補助装置において、前記切替弁をスライド式シャッター弁とし、その切替弁の開閉動にエアシリンダを用い、前記エアタンク内を、仕切板にて前記圧縮機側の上流室と前記切替弁側の下流室とに仕切ると共に、該仕切板にオリフィスを設けて上流室と下流室とを連通させ、前記上流室と前記エアシリンダとをエアシリンダ駆動用空気供給管で接続すると共に該エアシリンダ駆動用空気供給管に、前記過渡運転時に前記上流室の圧縮空気を前記エアシリンダに供給する開閉弁を接続したことを特徴とする。

また過渡運転時に前記エアタンクの圧縮空気を前記コンプレッサに供給するとき、前記上流室から下流室に流れる圧縮空気の量が、該下流室から前記圧縮空気供給管に流れる量より少なくなるように、前記オリフィス径を前記下流室の出口径より小さく形成するのが好ましい。

また前記オリフィス径は、前記上流室の圧力で前記エアシリンダを駆動させたとき、エンジンの吸気工程より短い時間で前記切替弁を切替動作する圧力以上を保持する径に形成されるのが好ましい。

本発明によれば、シャッター式の切替弁の急速な開閉が可能であり、しかも車載用エアタンクの増加を防止でき、エアタンクの蓄圧時間の長期化を防止できる内燃機関の過給補助装置を提供することができる。

図１は、本発明の一実施の形態を示す過給補助装置を示す概略図である。図２は、図１の過給補助装置の切替弁の動作を示す説明図で、（ａ）は第１通路を開放すると共に第２通路を遮断する場合を示し、（ｂ）は第２通路を開放すると共に第１通路を遮断する場合を示す。図３は、過給補助装置のエアタンクのモデル図である。図４は、図３のモデル図においてガスの移動量と各室の圧力変化及びガス温度の変化の流れを説明するフローチャートである。図５は、エアタンクを示す図で、（ａ）は一つの室からなるエアタンクでのガスの移動とその結果としての圧力変化及びガス温度の変化を示す概略図で、（ｂ）は上流室と下流室からなるエアタンクの両室間でのガスの移動とその結果としての圧力変化及びガス温度の変化を示す概略図である。図６は、図５（ａ）の圧力変化を表すグラフである。図７は、図５（ｂ）の各室の圧力変化を表すグラフである。図８は、駆動圧力の違いでエアシリンダが動作するのに必要な時間を表すグラフである。図９は、過給機を用いた内燃機関の概略図である。図１０は、図９のターボラグを説明するグラフで、（ａ）は回転速度の遷移を表し、（ｂ）は燃料噴射量の遷移を表す。図１１は、図９のターボラグを説明するグラフで、（ａ）はコンプレッサ部の出口圧の増加スピードを表し、（ｂ）はスモーク排出を表す。図１２は、従来の過給補助装置を示す概略図で、（ａ）は一つのエアタンクが装備されている場合を示し、（ｂ）は二つのエアタンクが装備されている場合を示している。図１３は、図１２のターボラグを説明するグラフで、（ａ）はコンプレッサの出口圧の増加スピードを表し、（ｂ）はスモーク排出を表し、（ｃ）はエンジンの半回転に要する時間を表している。

以下、本発明の好適な実施形態を添付図面に基づいて説明する。

図１に示すようにディーゼルエンジンからなる内燃機関１の過給補助装置５は、内燃機関１の吸排気管３，４に過給機６を接続し、その過給機６のコンプレッサ９の上流側の大気導入側吸気管３１に、圧縮空気供給管５７を介してエアタンク５１を接続し、そのエアタンク５１に大気を圧縮して供給する圧縮機５０を接続し、大気導入側吸気管３１と圧縮空気供給管５７の接続部に、大気と圧縮空気とを切り替える切替弁２０を設け、過渡運転時に切替弁２０を大気導入側吸気管３１から圧縮空気供給管５７に切り替えてエアタンク５１内に蓄圧された圧縮空気をコンプレッサ９に供給するようになっている。

内燃機関１は、燃焼室を有するエンジン本体２と、そのエンジン本体２に接続された吸気マニホールド３０と、エンジン本体２に接続された排気マニホールド４０とを備えている。吸気マニホールド３０には吸気管３が接続され、排気マニホールド４０には排気管４が接続されている。

吸気管３は、切替弁２０より上流側が大気導入側吸気管３１となっており、大気導入側吸気管３１にエアクリーナ３２が設けられている。また吸気管３には、インタークーラ３３が設けられている。

過給機６は、排気管４に配置されたタービン７と、吸気管３に配置されたコンプレッサ９と、これらタービン７の羽根車７ａとコンプレッサ９の羽根車９ａとを連結するシャフト８とを有する。タービン７は、エンジン本体２から排出された排気ガスで駆動される。シャフト８は、タービン７の駆動を受けて回転される。コンプレッサ９は、シャフト８の回転により駆動され、吸気管３内の吸気を過給する。

切替弁２０は、過給機６のコンプレッサ９への吸気を大気から圧縮空気に、または圧縮空気から大気に切り替えるスライド式シャッター弁で、エアシリンダ１１により操作（開閉動）される。切替弁２０は、例えば図２に示すように、吸気管３と大気導入側吸気管３１とを連通する第１通路２１と、吸気管３と圧縮空気供給管５７を連通する第２通路２２とを有する弁箱２３と、この弁箱２３にエアシリンダ１１により移動自在に設けられ、第１通路２１を開放して（開く）第２通路２２を遮断し（閉じ）、または第１通路２１を遮断して第２通路２２を開放する弁体２４とからなる。

第１通路２１と第２通路２２は、互いに平行に延びる平行部分２７を有する。平行部分２７には、板状に形成された弁体２４が交差するように配置されている。弁体２４は、エアシリンダ１１のロッド１２に一体に取り付けられている。また弁体２４には、第１の連通孔２５と第２の連通孔２６とが形成されている。第１の連通孔２５は、第１通路２１側に形成されており、第２の連通孔２６は、第２通路２２側に形成されている。図２では、第１の連通孔２５と第２の連通孔２６との間隔が、第１通路２１と第２通路２２との間隔より大きく設定されて形成されている。このため弁体２４は、図２（ａ）に示すようにロッド１２が伸長して第１の連通孔２５が第１通路２１と一致したとき、第１通路２１を開放すると共に第２通路２２を遮断し、図２（ｂ）に示すようにロッド１２が収縮して第２の連通孔２６が第２通路２２と一致したとき、第２通路２２を開放すると共に第１通路２１を遮断する。

エアシリンダ１１は、常時は復帰スプリング（図示せず）によりロッド１２が伸長している。したがって、切替弁２０は、常時は図２（ａ）に示すように吸気管３と大気導入側吸気管３１とを連通する側に切り替わっており（第１通路２１を開放して第２通路２２を遮断）、大気がエアクリーナ３２から大気導入側吸気管３１、第１通路２１、吸気管３を介してコンプレッサ９に供給されるようになっている。

エアタンク５１は、接続管５８を介して圧縮機５０に接続されている。圧縮機５０は大気を圧縮し、この圧縮された大気（圧縮空気）がエアタンク５１に貯留される。またエアタンク５１には、蓄圧された圧縮空気を過渡運転時にコンプレッサ９に供給するために、圧縮機５０とは反対側に圧縮空気供給管５７が接続されている。圧縮空気供給管５７は、一端がエアタンク５１に接続され、他端が切替弁２０（第２通路２２）に接続されている。エアタンク５１内を、仕切板５４にて圧縮機５０側の上流室５２と切替弁２０側の下流室５３とに仕切ると共に、仕切板５４にオリフィス５６を設けて上流室５２と下流室５３とを連通させている。オリフィス５６は、エアタンク５１の出口５５よりも小さく形成する。オリフィス５６の径は、後述するように上流室５２の圧力でエアシリンダ１１を駆動させたとき、エンジンの吸気工程より短い時間で切替弁２０を切替動作する圧力（例えば０．３２ＭＰａ）以上を保持する径に形成される。過渡運転時にエアタンク５１内の圧縮空気をコンプレッサ９に供給するとき、上流室５２から下流室５３に流れる圧縮空気の量と、下流室５３から圧縮空気供給管５７に流れる圧縮空気の量とに差が生じ（「上流室５２→下流室５３に流れる量」＜「下流室５３→圧縮空気供給管５７に流れる量」）、上流室５２の圧力降下は、下流室５３の圧力降下よりゆるくなる。

ここで下流室５３よりも圧力の高い上流室５２内の圧縮空気を使ってエアシリンダ１１を駆動させることで、切替弁２０の開閉動作を行うための速さを確保することができる。本実施形態では、上流室５２とエアシリンダ１１とをエアシリンダ駆動用空気供給管１３で接続し、下流室５３と切替弁２０（第２通路２２）とを圧縮空気供給管５７で接続し、上流室５２の圧縮空気でエアシリンダ１１を駆動している。エアシリンダ駆動用空気供給管１３には、過渡運転時に上流室５２の圧縮空気をエアシリンダ１１に供給するための開閉弁１４が接続されている。開閉弁１４を開くと、エアシリンダ駆動用空気供給管１３が開放され、上流室５２の圧縮空気がエアシリンダ駆動用空気供給管１３を通ってエアシリンダ１１に供給され、復帰スプリング（図示せず）を押し縮めてロッド１２を収縮させる。これによって切替弁２０は、図２（ｂ）に示すように吸気管３と圧縮空気供給管５７とを連通する側に切り替わり（第１通路２１を遮断して第２通路２２を開放）、下流室５３の圧縮空気が圧縮空気供給管５７、第２通路２２、吸気管３を介してコンプレッサ９に供給されるようになっている。

このように本実施形態の過給補助装置５は構成されているので、エンジンの過渡運転時において、開閉弁１４を開くことにより上流室５２の圧縮空気がエアシリンダ１１に供給され、復帰スプリング（図示せず）を押し縮めてロッド１２を収縮させ、切替弁２０を大気導入側吸気管３１側から圧縮空気供給管５７側に切り替えて下流室５３内の圧縮空気を圧縮空気供給管５７を介して吸気管３に供給することができ、コンプレッサ９の回転を補助（促進・助成）することができる。

吸気経路の切替にスライド式シャッター弁である切替弁２０を使用し、この切替弁２０の切り替えには、下流室５３よりも圧力の高い上流室５２からの圧縮空気を使ったエアシリンダ１１を使用するため、急速な開閉が可能となり、速やかに下流室５３からの圧縮空気を吸気管３に供給でき、コンプレッサ９の回転速度を迅速に上昇させることができ、エンジンの過渡運転時のターボラグを短縮することができる。

内燃機関の通常運転時には、開閉弁１４を閉じてエアシリンダ駆動用空気供給管１３を遮断することで、エアシリンダ１１は復帰スプリング（図示せず）によりロッド１２が伸長し、図２（ａ）に示すように切替弁２０は、大気導入側吸気管３１と吸気管３とが連通する側に切り替わり、エアクリーナ３２からの大気を吸気管３に供給することができる。

このように本発明の内燃機関の過給補助装置によれば、シャッター式の切替弁の急速な開閉が可能であり、しかも車載用エアタンクの増加を防止でき、エアタンクの蓄圧時間の長期化を防止することができる。

次に図３から図５に基づきタンク６１内に仕切板６４を設けない場合と、設けた場合のタンク６１内の圧力の経過を計算した比較について説明する。計算は、圧縮空気を蓄圧したタンク６１に穴６５が開いており、その穴６５から大気へと空気が流れた場合のタンク内圧の経過を計算した。

計算を行なうに当って、図３に示すような簡単なモデルを考え、両室間でのガスの移動量とその結果としての各室の圧力変化及びガス温度の変化を求める。図３は、高圧側上流室６２と低圧側下流室６３をガス通過面積Ａで連通した後の圧力と温度の変化を時間経過に沿って計算する例を示すもので、高圧側上流室６２の初期圧、容積、初期ガス温度をそれぞれＰ１：ｋｇ／ｍ²、Ｖ１：ｍ³、Ｔ１：ｋとし、低圧側下流室６３の初期圧、容積、初期ガス温度をそれぞれＰ２：ｋｇ／ｍ²、Ｖ２：ｍ³、Ｔ２：ｋとし、両室間を繋ぐガスの通過面積をＡｍ²としている。また単位量当りのガス定数を２９．２７２ｋｇｍ／ｋｇｋとする。計算において、圧力Ｐ１，Ｐ２の単位系はｋｇ／ｍ²を用いる。

計算は以下の手法で行なう。
（１）両室６２，６３の圧力比を計算する。状態方程式を用いて各室の初期のガス量（Ｇ１，Ｇ２）を計算する。
（２）上流室６２より下流室６３に微小時間（ｄｔ）に移動するガス量（ｄＧ）を計算する。上記（１）とラバル圧力比（臨界圧力比）の関係よりチョークの有無を調べ、使用する式を決める。
（３）ガスと共に移動する熱量（ｄＵ）を計算する。
（４）上流室６２は、ガスの移動（ｄＧ１：マイナス）によって生じる微小圧力の変化（ｄＰ：マイナス）とガス温度の変化（ｄＴ：マイナス）を計算する。
（５）下流室６３は、ガスの移動（ｄＧ２：プラス −ｄＧ１＝ｄＧ２）及び熱量の移動（ｄＵ）によって生じる微小圧力の変化（ｄＰ：プラス）とガス温度の微小変化（ｄＴ）を計算する。
（６）変化前の圧力Ｐ、ガス温度Ｔに対し微小変化分ｄＰ，ｄＴを加えることで、ガス移動後の圧力Ｐ、ガス温度Ｔを求める。
（７）以上の計算を微小時間ごとに繰り返す。

以下に詳細を述べる。

上記（１）にて、連絡穴６６前後の絶対圧より圧力比を求める。圧力比がラバル圧力比よりも小さい場合には、連絡穴６６を通過するガスの速度は音速になる。したがって、ラバル圧力比の前後で計算に用いる式が異なる。各室６２，６３内に充填されているガスの重量は状態方程式ＰＶ＝ＧＲＴより求める。本式では、Ｐ：ｋｇ／ｍ²、Ｔ：ケルビン、Ｒ＝２９．２７２ｋｇｍ／ｋｇｋ、容積Ｖ：ｍ³を用いている。

上記（２）にて、上流室６２から下流室６３に微小時間（ｄｔ）に移動するガスの重量を計算する。幾何学的面積Ａに流量計数０．８を掛けて有効面積とする。上記（１）で計算した圧力比がラバル圧力比より大きい場合のときには、ガスの流速は以下の式を用い、

ラバル圧力比より小さい場合には

にて求める。微小時間ｄｔでの移動量は、上式より求めたガス流量速度（ｄＧ／ｄｔ）にｄｔを掛けて求める。

上記（３）にてガスの移動に伴う各室よりの内部エネルギ（Ｕ）の移動を計算する。このとき、Ｕは単位重量当りの熱量で表す。上流室６２より下流室６３に流出するガス量をｄＧ１（符号はマイナス）、下流室６３に流入するガス量をｄＧ２とすると、ｄＧ１＋ｄＧ２＝０の関係にある。ガス移動前の上流室６２と下流室６３の内部エネルギは０ｋ基準として各室の充填ガス量Ｇ１×定圧比熱Ｃｖ×ガス温度Ｔｋで表す。ガスの移動前の上流室６２及び下流室６３の内部エネルギをそれぞれＵｈ，Ｕｌとすると系全体の総内部エネルギはＵｈ＋Ｕｌとなる。ガスの移動に伴い、上流室６２から下流室６３に内部エネルギとしての△Ｕｈ＝Ｕｈ×ｄＧ１の移動がある。上流室６２ではガス移動により内部エネルギの総量は低下するが単位重量当りの内部エネルギは変わらない。下流室６３では上流室６２より流入ガス×ｄＧ２と共に単位内部エネルギが流入するので単位重量当りの内部エネルギが変化する。このことを式で表現すると
（Ｕ１×Ｇ１＋Ｕ２×Ｇ２）＝（Ｃｖ１×ｄＴ１＋Ｕ１）×（Ｇ１＋ｄＧ１）＋（Ｃｖ２×ｄＴ２＋Ｕ２）×（Ｇ２＋ｄＧ２）
となる。ｄＴ１を計算できればｄＴ２が計算できることになる。

上記（４）にて、上流室６２よりｄＧ１のガスが流出した場合の圧力低下分を計算する。ガス移動前の圧力をＰ０とし、ガス移動後の圧力をＰとする。ｄＧ１の変化後に圧力はＰ０となるように体積を減少させ（Ｖ１′）、その後に体積を初期値（Ｖ１）に膨張させると考えると計算の過程が分かり易い。このときに変化が断熱的に起こっているとするとＶ１′＝Ｖ１×（Ｇ１＋ｄＧ１）／Ｇ１となる。ＰＶ^γ＝一定の関係より
ｄＰ１＝Ｐ−Ｐ０＝Ｐ０×（（Ｇ１＋ｄＧ１）／Ｇ１）^γ−Ｐ０としてｄＰ１を求めることができる。ガス移動前のガス温度をＴ１、ガス移動後をＴ１′とするとＴ１とＴ１′の間にはＴ１′＝Ｔ１×（Ｐ／Ｐ０）^(γ-1)/γ の関係があるので
ｄＴ１＝Ｔ１×（Ｐ／Ｐ０）^(γ-1)/γ−Ｔ１
となる。

上記（５）にて下流室６３の状態を以下のように計算する。
（Ｕ１×Ｇ１＋Ｕ２×Ｇ２）＝（Ｃｖ１×ｄＴ１＋Ｕ１）×（Ｇ１＋ｄＧ１）＋（Ｃｖ２×ｄＴ２＋Ｕ２）×（Ｇ２＋ｄＧ２）
上式とｄＧ１＋ｄＧ２＝０の関係より

したがって、Ｔ２′＝Ｔ２＋ｄＴ２、Ｇ２′＝Ｇ２＋ｄＧ２であるので状態方程式より
ｄＰ２＝（Ｇ２＋ｄＧ２）・Ｒ・（Ｔ２＋ｄＴ２）／Ｖ２−Ｐ２

上記（６）にて計算結果を求める。
Ｔ１′＝Ｔ１＋ｄＴ１、Ｔ２′＝Ｔ２＋ｄＴ２、Ｐ１′＝Ｐ１＋ｄＰ１、Ｐ２′＝Ｐ２＋ｄＰ２
２室のモデルではｄＴ１，ｄＴ２，ｄＰ１，ｄＰ２のように変化分を求めずにそれぞれ計算できるが、３室以上の場合では個々に隣り合う２室の間で上記計算を行い、最終値は変化分を足し合わせて求めることが可能になる。

上記（７）において、上記（６）で求めた計算値を初期値として上記（１）から（６）を繰り返す。この一連の計算の流れをフローチャートで表すと図４で示すようになる。

ここで、図５（ａ）に示す初期条件、すなわちタンク６１内に仕切板を設けない場合のタンク容積０．０８ｍ³、圧力６ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓ、タンク内温度３０℃、出口穴６５の直径２５．４ｍｍ、大気圧力１ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓ、大気温度２０℃で計算した結果を図６に示す。また図５（ｂ）に示す初期条件、すなわちタンク６１内にオリフィス６６を有する仕切板６４を設けた場合の上流室６２及び下流室６３それぞれのタンク容積０．０４ｍ³、圧力６ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓ、タンク内温度３０℃、仕切板６４のオリフィス６６の直径１２．７ｍｍ、出口穴６５の直径２５．４ｍｍ，大気圧力１ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓ、大気温度２０℃で計算した結果を図７に示す。図７に示す計算結果から、タンク６１内にオリフィス６６を有する仕切板６４を設けることで、上流室６２の圧力降下を抑えることができる。

ここで、図１３（ａ）に示すように過給補助を行なったときのコンプレッサ出口圧の推移から、遷移開始から約０．５ｓｅｃ程度でコンプレッサの出口圧が遷移後の値になると分かる。このことから、過給補助は０．５ｓｅｃは行なう必要があると分かる。このとき、改善案では上流室６２の圧力は、図７に示すように約４．５ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓとなる。図８に駆動圧力違いでエアシリンダが動作するのに必要な時間を示す。過給補助終了時の回転速度は、過給補助開始から０．５ｓｅｃの期間なので、図１０（ａ）から１５００ｒｐｍと推定される。このときのエンジンが半回転する時間は図１３（ｃ）から２０ｍｓｅｃであり、図８より２０ｍｓｅｃでエアシリンダ１１を駆動させるには３．２ｋｇ／ｃｍ²ａｂｓの圧力が確保できればよい。すなわち、図５（ｂ）の上流室６２の圧力を用いてもエアシリンダの駆動時間の変化は２０ｍｓｅｃで使用できるとわかる。

以上のことから、過給補助を行うときに、圧縮空気を蓄圧するタンク６１内にオリフィス６６を有する仕切板６４を設けることで、車載するエアタンクを削減することが可能となる。

１内燃機関
３吸気管
４排気管
５過給補助装置
６過給機
９コンプレッサ
１１エアシリンダ
１３エアシリンダ駆動用空気供給管
１４開閉弁
２０切替弁
３１大気導入側吸気管
５０圧縮機
５１エアタンク
５２上流室
５３下流室
５４仕切板
５６オリフィス
５７圧縮空気供給管

Claims

内燃機関の吸排気管に過給機を接続し、その過給機のコンプレッサの上流側の大気導入側吸気管に、圧縮空気供給管を介してエアタンクを接続し、そのエアタンクに大気を圧縮して供給する圧縮機を接続し、前記大気導入側吸気管と前記圧縮空気供給管の接続部に、大気と圧縮空気とを切り替える切替弁を設け、過渡運転時に前記切替弁を前記大気導入側吸気管から前記圧縮空気供給管に切り替えてエアタンク内に蓄圧された圧縮空気を前記コンプレッサに供給する内燃機関の過給補助装置において、
前記切替弁をスライド式シャッター弁とし、その切替弁の開閉動にエアシリンダを用い、
前記エアタンク内を、仕切板にて前記圧縮機側の上流室と前記切替弁側の下流室とに仕切ると共に、該仕切板にオリフィスを設けて上流室と下流室とを連通させ、
前記上流室と前記エアシリンダとをエアシリンダ駆動用空気供給管で接続すると共に該エアシリンダ駆動用空気供給管に、前記過渡運転時に前記上流室の圧縮空気を前記エアシリンダに供給する開閉弁を接続したことを特徴とする内燃機関の過給補助装置。
過渡運転時に前記エアタンクの圧縮空気を前記コンプレッサに供給するとき、前記上流室から下流室に流れる圧縮空気の量が、該下流室から前記圧縮空気供給管に流れる量より少なくなるように、前記オリフィス径を前記下流室の出口径より小さく形成した請求項１記載の内燃機関の過給補助装置。
前記オリフィス径は、前記上流室の圧力で前記エアシリンダを駆動させたとき、エンジンの吸気工程より短い時間で前記切替弁を切替動作する圧力以上を保持する径に形成される請求項２記載の内燃機関の過給補助装置。