JP5688417B2 - 高速トラクションドライブ及び無段変速機を有するスーパーターボチャージャ - Google Patents

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関連出願の相互参照
この特許出願は、その教示及び開示の全体が参照によりそこに組み込まれる２００８年８月５日に出願された米国特許仮出願整理番号第６１／０８６，４０１号に基づく優先権を主張する、２００９年８月５日に出願された米国特許出願整理番号第１２／５３６，４２１号の一部継続出願である。

従来のターボチャージャは、排気タービン・ハウジングを通してタービンホイール上に強制的に送られる排気廃熱及び排気ガスによって駆動される。タービンホイールは、共通のターボシャフトによって圧縮機ホイールに接続される。排気ガスがタービンホイールに当たる際に、両方のホイールが同時に回転する。圧縮機ホイールの回転が空気を圧縮機ハウジングの中に引き込み、これにより圧縮空気がエンジンシリンダの中に強制的に送り込まれて、改善されたエンジン性能及び燃料効率が達成される。可変速度／負荷用途でのターボチャージャは、典型的に、ピークトルクに達するのに十分なだけのブーストを発生させるために、トルクピーク速度での最大効率に向けて寸法設定される。しかしながら、より低速では、ターボチャージャは、適当なエンジン過渡応答に対して不十分なブーストを生じる。

これらの問題を克服し、且つ効率を高めるシステムを提供するために、スーパーチャージャの特徴とターボチャージャの特徴とを組み合わせたスーパーターボチャージャを用いることができる。スーパーターボチャージャは、主として低速での高トルクのために良いスーパーチャージャの利点と、普通は高速での高馬力のためにのみ良いターボチャージャの利点とを融合する。スーパーターボチャージャは、過給のため及びターボラグをなくすために、ターボチャージャと、ターボシャフト上にエンジントルクをかけることができるトランスミッションとを組み合わせたものである。排気エネルギーが圧縮機を駆動するのに費やす以上の仕事を提供し始めると、スーパーターボチャージャは、普通はクランクシャフトを通してピストンエンジンに付加的な力を適用することによって過剰なエネルギーを回収する。結果として、スーパーターボチャージャは、１つのシステムから、低速高トルクの利点と高速高馬力の付加価値との両方を提供する。

本発明の実施形態は、したがって、エンジンに結合されるスーパーターボチャージャであって、エンジンによって生じた排気ガスのエンタルピーからタービン回転機械エネルギーを発生させるタービンと、タービンによって発生したタービン回転機械エネルギー及びエンジンから伝達されたエンジン回転機械エネルギーに応答して吸気を圧縮し及び圧縮空気をエンジンに供給する圧縮機と、タービン及び圧縮機に接続される端部とシャフトトラクション面を有する中央部とを有するシャフトと、シャフトの中央部の周りに配置されるトラクションドライブであり、複数の遊星ローラトラクション面とシャフトトラクション面との間に第１の複数のトラクション境界面が存在するようにシャフトトラクション面と整合する複数の遊星ローラトラクション面を有する複数の遊星ローラと、第２の複数のトラクション境界面を通じて複数の遊星ローラによって回転するリングローラと、を有するトラクションドライブと、トラクションドライブ及びエンジンに機械的に結合され、エンジンにタービン回転機械エネルギー及びエンジンの作動速度でスーパーターボチャージャにエンジン回転機械エネルギーを伝達する無段変速機と、を備えるスーパーターボチャージャを備えてもよい。

本発明の実施形態は、スーパーターボチャージャとエンジンとの間で回転機械エネルギーを伝達する方法であって、エンジンによって生じた排気ガスのエンタルピーからタービンにタービン回転機械エネルギーを発生させるステップと、タービンによって発生したタービン回転機械エネルギー及びエンジンによって発生したエンジン回転機械エネルギーに応答してエンジンに圧縮空気を供給するために吸気を圧縮するステップと、タービン及び圧縮機に接続される端部とシャフトトラクション面を有する中央部とを有するシャフトを提供するステップと、シャフトのシャフトトラクション面にトラクションドライブを機械的に結合するステップと、複数の遊星ローラトラクション面とシャフトトラクション面との間に複数の第１のトラクション境界面がもたらされるように、複数の遊星ローラの複数の遊星ローラトラクション面をシャフトトラクション面と接触する状態で配置するステップと、複数の遊星ローラとリングローラとの間に複数の第２のトラクション境界面がもたらされるように、リングローラを複数の遊星ローラと接触する状態で配置するステップと、エンジンにタービン回転機械エネルギー及びエンジンの作動速度でスーパーターボチャージャにエンジン回転機械エネルギーを伝達するためにトラクションドライブ及びエンジンに無段変速機を機械的に結合するステップと、を含む方法をさらに含んでもよい。

本発明の実施形態は、スーパーターボチャージャ付き内燃機関における排気ガス再循環を容易にする方法であって、第１の所定のサイズの高圧排気ポートを内燃機関に提供するステップと、第１の所定のサイズよりも実質的に大きい第２の所定のサイズの低圧排気ポートを内燃機関に提供するステップと、高圧排気ポートからの高圧排気ガスの少なくとも第１の部分で高圧スーパーターボチャージャを駆動するステップと、高圧排気ポートからの高圧排気ガスの少なくとも第２の部分を内燃機関の吸込みマニホルドに提供するステップと、低圧排気ポートからのより低圧の排気ガスで低圧スーパーターボチャージャを駆動するステップと、低圧圧縮機の出力からの圧縮空気を高圧圧縮機の空気入力に提供するステップと、高圧圧縮機の出力からの圧縮空気を所定の圧力で内燃機関の吸込みマニホルドに提供するステップと、高圧排気ガスの第２の部分が内燃機関を通して再循環するように、高圧排気ポートの中の圧力が所定の圧力よりも高い状態で高圧排気ポートを開くステップと、を含む方法をさらに含んでもよい。

本発明の実施形態は、スーパーターボチャージャ付き内燃機関における排気ガス再循環を容易にする方法であって、内燃機関に第１の所定のサイズの高圧排気ポートを提供するステップと、第１の所定のサイズよりも実質的に大きい第２の所定のサイズの低圧排気ポートを内燃機関に提供するステップと、高圧排気ポートからの高圧排気ガスで高圧スーパーターボチャージャを駆動するステップと、低圧排気ポートからのより低圧の排気ガスで低圧スーパーターボチャージャを駆動するステップと、低圧圧縮機の出力からの圧縮空気を高圧圧縮機の空気入力に提供するステップと、高圧圧縮機の出力からの圧縮空気を所定の圧力で内燃機関の吸込みマニホルドに提供するステップと、高圧スーパーターボチャージャの出力からの高圧排気ガスを内燃機関の吸込みマニホルドに流すステップと、高圧スーパーターボチャージャの出力からの高圧排気ガスが内燃機関を通して再循環するように、高圧排気ポートの中の圧力が所定の圧力よりも高い状態で高圧排気ポートを開くステップと、を含む方法をさらに含んでもよい。

本発明の実施形態は、スーパーターボチャージャ付き内燃機関における排気ガス再循環を容易にする方法であって、第１の所定のサイズの高圧排気ポートを内燃機関に提供するステップと、第１の所定のサイズよりも実質的に大きい第２の所定のサイズの低圧排気ポートを内燃機関に提供するステップと、高圧排気ポートからの高圧排気ガスを内燃機関の吸込みマニホルドに提供するステップと、低圧スーパーターボチャージャを低圧排気ポートからのより低圧の排気ガスで駆動するステップと、低圧圧縮機の出力からの圧縮空気を所定の圧力で内燃機関の吸込みマニホルドに提供するステップと、高圧排気ガスの第２の部分が内燃機関を通して再循環するように、高圧排気ポートの中の圧力が所定の圧力よりも高い状態で高圧排気ポートを開くステップと、を含む方法をさらに備えてもよい。

スーパーターボチャージャの実施形態の側面図である。 図１のスーパーターボチャージャの実施形態の透視等角図である。 図１及び図２で例証されたスーパーターボチャージャの実施形態の透視側面図である。 スーパーターボチャージャの別の実施形態の側部切取図である。 図１、図２、及び図３Ａで例証されたスーパーターボチャージャの実施形態を修正した透視側面図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 可変径遊星ローラトラクションドライブの実施形態を用いるスーパーターボチャージャの図である。 高速トラクションドライブの別の実施形態の図である。 トラクション無段変速機の実施形態の図である。 トラクション無段変速機の実施形態の図である。 別の実施形態の側部切取図である。 スーパーターボチャージャ付きガス再循環装置の実施形態の概略図である。 スーパーターボチャージャ付きガス再循環装置の別の実施形態の概略図である。 スーパーターボチャージャ付きガス再循環装置の別の実施形態の概略図である。 図１４Ａ〜図１４Ｃの実施形態に関するピストン位置に対するバルブリフト、流量、及びシリンダ圧のグラフである。 図１４Ａ〜図１４Ｃの実施形態に関するシリンダ体積に対するシリンダ圧のＰＶグラフである。 シミュレートされたＢＳＦＣ改善のグラフ図である。

図１は、高速トラクションドライブ１１４及び無段変速機１１６を用いるスーパーターボチャージャ１００の実施形態の略図である。図１に示すように、スーパーターボチャージャ１００はエンジン１０１に結合される。スーパーターボチャージャは、排気導管１０４によってエンジン１０１に結合されるタービン１０２を含む。タービン１０２は、排気導管１０４から高温排気ガスを受け、排気出口１１２の中に排気ガスを排出する前に回転機械エネルギーを発生させる。排気導管１０４とタービン１０２との間に触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ（図示せず）を接続することができる。代替的に、排気出口１１２に触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ（図示せず）を接続することができる。タービン１０２によって発生した回転機械エネルギーが、図４のシャフト４１４のようなタービン／圧縮機シャフトを介して圧縮機１０６に伝達されて、圧縮機１０６の中に配置された圧縮機ファンが回転し、この回転が吸気１１０を圧縮し、圧縮された空気はエンジン１０１の吸込みマニホルド（図示せず）に結合された導管１０８に伝達される。上記で参照した特許出願で開示されるように、スーパーターボチャージャは、ターボチャージャとは違って、推進トレーン（ｐｒｏｐｕｌｓｉｏｎ ｔｒａｉｎ）に結合され、推進トレーンとの間でエネルギーを伝達する。本明細書で言及される場合の推進トレーンは、エンジン１０１、その中にエンジン１０１が配置される車両のトランスミッション、その中にエンジン１０１が配置される車両のドライブトレーン、又はエンジン１０１によって発生する回転機械エネルギーの他の用途を含んでもよい。言い換えれば、スーパーターボチャージャからトランスミッション又は車両のドライブトレーンのような少なくとも１つの中間機械装置を通してエンジンに回転機械エネルギーを結合し又は伝達することができ、逆もまた同様である。図１の実施形態では、スーパーターボチャージャの回転機械エネルギーは、シャフト１１８、プーリ１２０、及びベルト１２４を通してエンジン１０１のクランクシャフト１２２に直接結合される。同じく図１で例証されるように、高速トラクションドライブ１１４は無段変速機１１６に機械的に結合される。

作動時に、図１の高速トラクションドライブ１１４は、タービン／圧縮機シャフトとの間で回転機械エネルギーを伝達するためにトラクション境界面を用いてタービン／圧縮機シャフトに機械的に結合される、固定変速比の高速トラクションドライブである。高速トラクションドライブ１１４は、エンジン１０１のサイズによって異なる場合がある固定変速比を有する。小型エンジンでは、高速トラクションドライブ１１４の大きい固定変速比が要求される。

より小さいエンジンでは、小さいエンジンサイズを維持し且つ圧縮機及びタービンの流れ要件に合致させるために、スーパーターボチャージャの圧縮機及びタービンを必然的により小さくしなければならない。より小さいタービン及びより小さい圧縮機が適正に機能するには、それらはより高いｒｐｍで回転する必要がある。例えば、より小さいエンジンは、圧縮機とタービンが３００，０００ｒｐｍで回転することを要求する場合がある。０．５リッター（ｈａｌｆ ｌｉｔｅｒ）エンジンのような非常に小さいエンジンでは、スーパーターボチャージャは、９００，０００ｒｐｍで回転する必要がある場合がある。より小さいエンジンがより高いｒｐｍレベルで作動する圧縮機を要求する理由の１つは、サージを回避するためである。加えて、効率的な様態で作動するために、圧縮機の先端速度は、もう少しで音速に達するほどでなければならない。先端部は、より小さい圧縮機ではあまり長くないので、より小さい圧縮機の先端部は同じｒｐｍでもより大きい圧縮機の先端部と同程度に速く動かない。圧縮機のサイズが減少するのに伴って、効率よく作動するのに必要な回転速度は指数関数的に上昇する。歯車はおよそ１００，０００ｒｐｍに制限されるので、車のエンジンのスーパーターボチャージャに必要なより高い速度での動力取り出しを達成するのに標準歯車システムを用いることができない。したがって、種々の実施形態は、ターボシャフトに動力を加える及びターボシャフトから動力を受け取るために高速トラクションドライブ１１４を用いる。

高速トラクションドライブ１１４からの回転機械エネルギーは、したがって、タービン／圧縮機の回転速度に応じて可変のｒｐｍレベルであるが、無段変速機（ＣＶＴ）１１６の作動範囲内であるｒｐｍレベルに低減される。例えば、高速トラクションドライブ１１４は、ゼロから７，０００ｒｐｍまでの間で変化する出力を有してもよく、一方、タービン／圧縮機シャフトからの入力は、ゼロから３００，０００ｒｐｍ以上に変化してもよい。適正なｒｐｍレベルでエンジン１０１に回転機械エネルギーを適用する又はエンジン１０１から回転機械エネルギーを抽出するために、無段変速機１１６は、高速トラクションドライブ１１４のｒｐｍレベルをクランクシャフト１２２及びプーリ１２０のｒｐｍレベルに調節する。言い換えれば、無段変速機１１６は、エンジンの回転速度及びタービン／圧縮機の回転速度に従って変化する適正なｒｐｍレベルでエンジン１０１と高速トラクションドライブ１１４との間で回転機械エネルギーを伝達するための境界面を備える。無段変速機１１６は、要求される回転速度で作動することができ且つエンジン１０１に直接又は間接的に結合されたクランクシャフト１２２又は他の機構の回転速度に合致する変速比を有する任意の所望のタイプの無段変速機を含むことができる。例えば、本明細書で開示された実施形態に加えて、２ローラＣＶＴ、並びにトラクションボール・ドライブ及びプッシュ式スチールベルトＣＶＴを用いることができる。

図１で開示された無段変速機１１６として用いるのに適した無段変速機の例は、図１１及び図１２で開示される無段変速機である。図１の無段変速機１１６として用いることができる無段変速機の他の例は、２００９年６月２日にＭｉｌｌｅｒ他に発行された米国特許第７，５４０，８８１号を含む。Ｍｉｌｌｅｒの特許は、遊星ボールベアリングを用いるトラクションドライブ、無段変速機の例である。Ｍｉｌｌｅｒのトラクションドライブは約１０，０００ｒｐｍに制限され、そのためＭｉｌｌｅｒの無段変速機は高速トラクションドライブ１１４のような高速トラクションドライブとして使用できない。しかしながら、Ｍｉｌｌｅｒの特許は、トラクションドライブを用いる無段変速機であって、図１〜図３で例証される無段変速機１１６として用いることができる無段変速機の例として用いるのに適した無段変速機を開示する。適切な無段変速機の別の例は、２００６年６月６日にＷｉｌｌｉａｍ Ｒ．Ｋｅｌｌｅｙ，Ｊｒ．に発行され、Ｂｏｒｇ Ｗａｒｎｅｒに譲渡された、米国特許第７，０５５，５０７号で開示される。無段変速機の別の例は、１９９１年７月２３日にＳｍｉｔｈに発行された米国特許第５，０３３，２６９号で開示される。さらに、米国特許第７，４９１，１４９号はまた、無段変速機１１６として用いるのに適する可能性がある無段変速機を開示する。２００９年２月１７日にＧｒｅｅｎｗｏｏｄ他に発行され、Ｔｏｒｏｔｒａｋ Ｌｉｍｉｔｅｄに譲渡された、米国特許第７，４９１，１４９号は、無段変速機１１６として用いることができるトラクションドライブを用いる無段変速機の例を開示する。これらの特許のすべては、それらが開示し及び教示するすべてに関して参照により具体的に組み込まれる。１９９５年８月９日に公開番号０５１７６７５Ｂ１として公開された欧州特許出願第９２８３０２５８．７号はまた、連続可変トラクションドライブ１１６として用いるのに適した別の無段変速機３を例証する。

高速トラクションドライブ１１４として種々のタイプの高速トラクションドライブを用いることができる。例えば、図４〜図９で開示される高速遊星トラクションドライブ４０６及び図１０の高速遊星ドライブを高速トラクションドライブ１１４として用いることができる。

歯車を用いる高速ドライブの例は、１９４６年４月９日にＢｉｒｇｋｉｇｔに発行された米国特許第２，３９７，９４１号及び１９９８年３月２４日にＨｉｅｒｅｔｈ他に発行された米国特許第５，７２９，９７８号で開示される。これらの特許の両方は、それらが開示し及び教示するすべてに関して参照により本明細書に具体的に組み込まれる。これらの参照特許の両方は、標準歯車を使用し、トラクションドライブは使用しない。したがって、高度に研磨され、特別に設計されたギアシステムであっても、これらのシステムにおける歯車は、およそ１００，０００ｒｐｍ以下の回転速度に制限される。２００５年１１月１日にＫｏｌｓｔｒｕｐに発行され、Ｒｕｌｏｕｎｄｓ Ｒｏａｄｔｒａｃｋｓ Ｒｏｔｒｅｘ Ａ／Ｓに譲渡された、米国特許第６，９６０，１４７号は、１３：１の歯車比をもたらすことができる遊星歯車を開示する。Ｋｏｌｓｔｒｕｐの遊星歯車は、図１の高速トラクションドライブ１１４の代わりに用いることができる高速ドライブの例である。米国特許第６，９６０，１４７号はまた、それが開示し及び教示するすべてに関して参照により本明細書に具体的に組み込まれる。

図２は、スーパーターボチャージャ１００の透視略側面図である。図２に示すように、タービン１０２は、タービンファン１３０に適用される排気ガスを受ける排気導管１０４を有する。圧縮機１０６は、吸込みマニホルドに圧縮空気を供給する圧縮空気導管１０８を有する。圧縮機ハウジング１２８は、圧縮機ファン１２６を取り囲み、且つ圧縮空気導管１０８に結合される。上で開示されたように、高速トラクションドライブ１１４は、無段変速機１１６に結合される固定変速比トラクションドライブである。無段変速機１１６はシャフト１１８及びプーリ１２０を駆動する。

図３Ａは、図１及び図２で例証されたスーパーターボチャージャの実施形態１００の透視側面図である。また、図３Ａに示すように、タービン１０２はタービンファン１３０を含み、一方、圧縮機１０６は圧縮機ファン１２６を含む。タービンファン１３０と圧縮機ファン１２６とを接続するシャフト（図示せず）が高速トラクションドライブ１１４に結合される。高速トラクションドライブ１１４から伝達歯車１３２に回転機械エネルギーが伝達され、伝達歯車１３２は回転機械エネルギーをＣＶＴ歯車１３４及び無段変速機（ＣＶＴ）１１６に伝達する。無段変速機１１６はシャフト１１８及びプーリ１２０に結合される。

図３Ｂは、エンジン３０４に結合されるスーパーターボチャージャ３００の別の例の略切取図である。図３Ｂに示すように、タービン３０２と圧縮機３０６はシャフト３２０によって機械的に結合される。高速トラクションドライブ３０８は、伝達歯車３２２に回転機械エネルギーを伝達し、及び伝達歯車３２２から回転機械エネルギーを受け取る。高速トラクションドライブ３０８の具体例が図３Ｂで例証される。伝達歯車３２２は、トラクションドライブ３０８と無段変速機３１０との間で回転機械エネルギーを伝達する。無段変速機３１０の具体例もまた図３Ｂで例証される。シャフト３１２、プーリ３１４、及びベルト３１６が、クランクシャフト３１８と無段変速機３１０との間で回転機械エネルギーを伝達する。

図３Ｃは、図１、図２、及び図３Ａで例証されたスーパーターボチャージャ１００の実施形態を修正した概略的な側部切取図である。図３Ｃに示すように、タービン１０２と圧縮機１０６はシャフト（図示せず）によって互いに結合される。シャフトに高速トラクション装置１１４が結合される。高速トラクション装置１１４から伝達歯車１３２に回転機械エネルギーが伝達され、伝達歯車１３２が回転機械エネルギーを変速機歯車１３４に伝達する。高速トラクションドライブ１１４、伝達歯車１３２、及び変速機歯車１３４は、すべて、同じハウジング内に収容されてもよい。変速機歯車１３４は、マニュアル・ギアボックス、ＣＶＴ、ストレートシャフト、及びオートマチック・ギアボックス、又は油圧式変速機を含むことができる変速機１４０に接続される。次いで、変速機１４０がシャフト１１８に接続され、これはプーリ１２０に接続される。プーリ１２０は推進トレーンに結合される。代替的な実施形態では、プーリ１２０は電動機／発電機１４２に結合される。

図４は、無段変速機４０８に結合される高速トラクションドライブ４１６を使用するスーパーターボチャージャ４００の別の実施形態の透視略図である。図４に示すように、タービン４０４は、圧縮機／タービンシャフト４１４により圧縮機４０２に機械的に結合される。圧縮機／タービンシャフト４１４と可変径（ｍｕｌｔｉ−ｄｉａｍｅｔｅｒ）トラクションドライブ４１６との間で回転機械エネルギーが以下でより詳細に開示される様態で伝達される。伝達歯車４１８が、可変径トラクションドライブ４１６と無段変速機４０８のＣＶＴ歯車４２０との間で回転機械エネルギーを伝達する。シャフト４１０及びプーリ４１２が無段変速機４０８に結合され、無段変速機４０８と推進トレーンとの間で動力を伝達する。

図５は、伝達歯車４１８に結合される可変径トラクションドライブ４１６の切取略側面図であり、伝達歯車４１８は次にＣＶＴ歯車４２０に結合される。圧縮機／タービンシャフト４１４は、以下でより詳細に開示されるように、可変径トラクションドライブ４１６における太陽ドライブとして機能する、研磨され硬化された表面を中央部に有する。

図６は、図４で例証されたスーパーターボチャージャ４００の実施形態の分解図６００である。図６に示すように、タービン・ハウジング６０２はタービンファン６０４を収容する。タービンファン６０４及びメインハウジング支持部６０８に隣接して高温側カバープレート６０６が設置される。リングシール６１０が高温側カバープレート６０６での排気をシールする。リングローラ・ベアリング６１２がリングローラ６１４に設置される。圧縮機／タービンシャフト４１４がメインハウジング支持部６０８を通して延びる。高温側カバープレート６０６はタービンファン６０４と接続される。遊星キャリヤ・ボールベアリング６１８が遊星キャリヤ６２０上に設置される。遊星キャリヤ６２０に可変径リングローラ６２２が回転可能に接続される。トラクション面にトラクション流体を供給するために送油管６２４が用いられる。遊星キャリヤ６２６が遊星キャリヤ６２０に設置され、遊星キャリヤ・ボールベアリング６２８を用いる。次いで、遊星キャリヤ６２６の外側に固定リング６３０が設置される。固定リング６３０と低温側カバープレート６３６との間にケージ６３２が設置される。圧縮機／タービンシャフト４１４に圧縮機ファン６３８が結合される。圧縮機ファン６３８を圧縮機ハウジング６４０が取り囲む。メインハウジング支持部６０８はまた、無段変速機と伝達歯車４１８を支持する。伝達歯車４１８及びメインハウジング支持部６０８を設置するのに種々のベアリング６４６が用いられる。無段変速機は、ＣＶＴカバー６４２及びＣＶＴベアリングプレート６４４を含む。メインハウジング支持部６０８の内部にベアリング６５０と共にＣＶＴ歯車４２０が設置される。ＣＶＴベアリングプレート６４４からＣＶＴ歯車４２０とは反対側にＣＶＴベアリングプレート６５２が設置される。ＣＶＴカバー６５４は、ＣＶＴ装置の種々の部分をカバーする。無段変速機にシャフト４１０が結合される。シャフト４１０上にプーリ４１２が設置され、シャフト４１０と推進トレーンとの間で回転機械エネルギーを伝達する。

図７は、可変径トラクションドライブ４１６、並びにタービンファン６０４及び圧縮機ファン６３８の分離した重要な構成要素の斜視図である。図７に示すように、圧縮機／タービンシャフト４１４は、タービンファン６０４及び圧縮機ファン６３８に接続され、可変径トラクションドライブ４１６の中心を貫通する。可変径トラクションドライブ４１６は、可変径遊星ローラ６６４、６６６（図９）、６６８を含む。これらの可変径遊星ローラは、遊星キャリヤ６２６（図９）に回転可能に結合される。ボール６５６、６５８、６６０、６６２は、固定リング６３０上のボールランプの傾斜面上に載っている。リングローラ６１４は、以下でより詳細に開示されるように可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８の内径によって駆動される。

図８は、可変径トラクションドライブ４１６の側部切取図である。図８に示すように、圧縮機／タービンシャフト４１４は、硬化され及び研磨されてトラクション面を形成し、可変径遊星ローラ６６４とのトラクション境界面６７６を有する太陽ローラ６７４として用いられる。可変径遊星ローラ６６４は、可変径遊星ローラ軸線６７２に沿って回転する。可変径遊星ローラ６６４は、遊星ローラ６６４と固定リング６３０の境界面６９０で固定リング６３０と接触する。可変径遊星ローラ６６４は、可変径遊星ローラ軸線６７２から境界面６９１とは異なる半径方向の距離にある境界面６９１でリングローラ６１４と接触する。図８はまた、遊星キャリヤ６２６、ボール６５６と交わるボールランプ６３０、及びボール６６０と交わるボールランプ６３１を例証する。ボール６５６、６５８、６６０、６６２は、ハウジング（図示せず）と固定リング６６４上のボールランプ６３０のようなボールランプとの間に押し込められる。リングローラ６１４にトルクがかかるときに、固定リング６６４がリングローラ６１４の回転方向に僅かに動かされる。これにより、ボールがボールランプ６３０、６３１のような種々のボールランプで上に動いて、次に固定リング６３０が可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８に押しつけられる。遊星ローラ６６４及び固定リング６３０の境界面６９１に傾斜が付けられており、且つ遊星ローラ６６４及びリングローラ６９０の境界面に傾斜が付けられているため、可変径遊星ローラ６６４に対する内向きの力が発生し、これがトラクション境界面６７６に対する力を発生させて、可変径遊星ローラ６６４と太陽ローラ６７４との間のトラクション境界面６７６でのトラクションを増加させる。加えて、可変径遊星ローラ６６４とリングローラ６１４との境界面６９１で力が生じ、これは境界面６９１でのトラクションを増加させる。また、図８に示されるように、圧縮機ファン６３０とタービンファン６０４との両方が圧縮機／タービンシャフト４１４に結合される。また、図８に示されるように、リングローラ６１４は伝達歯車４１８に結合される。

図９は、可変径トラクションドライブ４１６の側部切取図である。図９に示すように、太陽ローラ６７４は、回転方向６８６によって示されるように時計回り方向に回転する。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８は、可変径遊星ローラ６６４のローラ面外径６８８のようなローラ面外径を有する。これらのローラ面外径は、太陽ローラ６７４と接触して、可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８を可変径遊星ローラ６６６の回転方向６８４のような反時計回り方向に回転させる。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８はまた、可変径遊星ローラ６６４のローラ面ローラ内径６８０のようなローラ面内径を有する。各可変径遊星ローラのローラ面内径は、リングローラ６１４のローラ面６８７と接触する。したがって、遊星ローラ６６４とリングローラ６１４のローラ面６８７との境界面６７８は、トラクション流体が適用されるときに回転機械エネルギーを伝達するトラクション境界面を構成する。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８のそれぞれと太陽ローラ６７４との間の境界面はまた、トラクション流体の適用時に回転機械エネルギーを伝達するトラクション境界面を構成する。

図８及び図９に関して上に示したように、固定リング６３０は力を発生させ、この力は可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８を太陽ローラ６７４の方に押してトラクションを発生させる。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８のそれぞれは、可変径遊星ローラ６６４の可変径遊星ローラ軸６７２のような遊星ローラ軸により遊星キャリヤ６２６に回転可能に取り付けられる。これらの軸は、可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８が僅かに動いて太陽ローラ６７４と遊星ローラ６６４のローラ面６８８の外径のような可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８のローラ面外径との間に力を生じることができるように、僅かな量の遊びを有する。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８とリングローラ６１４との間の境界面６７８のような境界面に傾斜が付けられているため、太陽ローラ６７４の方への可変径遊星ローラ６６４の移動はまた、可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８とリングローラ６１４との境界面でのトラクションを増加させる。可変径遊星ローラ６６４、６６６、６６８とリングローラ６１４のローラ面６８７との接触は、遊星キャリヤ６２６を図９で例証される回転方向６８２のような時計回り方向に回転させる。結果として、リングローラ６１４は、回転方向６８７のような反時計回り方向に回転し、伝達歯車４１８を時計回り方向に駆動する。

図１０は、高速トラクションドライブ１０００の別の実施形態の略断面図である。図１０に示すように、スーパーターボチャージャにおいてタービン及び圧縮機を接続するシャフトである、シャフト１００２は、高速トラクションドライブ１０００における太陽ローラとして作用することができる。遊星ローラ１００４は、トラクション境界面１０３６でシャフト１００２と接触する。遊星ローラ１００４は、ベアリング１００８、１０１０、１０１２、１０１４を用いて軸線１００６上で回転する。また、図１０に示されるように、歯車１０１６がキャリヤ１０１８の外面に配置され及び接続される。キャリヤ１０１８は、キャリヤ１０１８及び歯車１０１６が回転することを可能にするベアリング１０３２、１０３４を介してハウジング（図示せず）に結合される。固定リング１０２０、１０２２は、それぞれボールランプ１０２８、１０３０を含む。ボールランプ１０２８、１０３０は、図７及び図８で例証されたボールランプ６３０と類似している。歯車１０１６が動く際に、ボール１０２４、１０２６がそれぞれボールランプ１０２８、１０３０の中で動き、固定リング１０２０、１０２２を互いの方に内向きに強制する。ボール１０２４、１０２６が固定ランプ１０２０、１０２２を互いの方に内向きに強制する際に、トラクション面１０３８、１０４０で固定リング１０２０、１０２２と遊星ローラ１００４の表面との間に力が生じる。固定リング１０２０、１０２２によって生じた力はまた、図１０に例証されるように遊星ローラ１００４を下向きに強制し、このため、トラクション境界面１０３６でシャフト１００２と遊星ローラ１００４との間に力が生じる。結果として、トラクション境界面１０３６及びトラクション面１０３８、１０４０でのより大きいトラクションが達成される。これらの表面にトラクション流体が適用され、これは、トラクション境界面１０３６、１０３８、１０４０で生じた摩擦に起因してトラクション流体が加熱される際に粘着性になり、トラクション境界面での摩擦を増加させる。

図１０で例証された高速トラクションドライブ１０００は、ギアシステムでは達成することができない１００，０００ｒｐｍを超える高速で回転することができる。例えば、高速トラクションドライブ１０００は、３００，０００ｒｐｍを上回る速度で回転できる可能性がある。しかしながら、高速トラクションドライブ１０００は、サイズの物理的限界により、およそ１０：１の歯車比に制限される。高速トラクションドライブ１０００は、シャフト１００２の周りに半径方向に配置される遊星ローラ１００６のような３つの遊星ローラを使用してもよい。図９で例証されるように、遊星ローラのサイズは、太陽ローラに対して制限される。図９の遊星ローラの直径が増加する場合、遊星ローラは互いに当接するであろう。したがって、図１０で例証されるような遊星トラクションドライブでは約１０：１だけの歯車比に達することができ、図７〜図９で例証されるような遊星キャリヤに接続される可変径遊星ドライブは、４７：１以上もの比を有してもよい。したがって、効率のために３００，０００ｒｐｍで回転しなければならないより小さいエンジンに圧縮機が必要とされる場合、図７〜図９で例証されるような４７：１の比のトラクションドライブは、３００，０００ｒｐｍの最高回転速度をおよそ６，４００ｒｐｍに低減させることができる。次いで、高速トラクションドライブとエンジンの推進トレーンとの間で回転機械エネルギーを伝達するために、標準歯車付き又はトラクション無段変速機を用いることができる。

上で開示されたように、図１０で例証された高速トラクションドライブ１０００は、１０：１程度の比を有してもよい。小型エンジン用のスーパーターボチャージャに関するシャフト１００２の回転速度が３００，０００ｒｐｍであると仮定すると、シャフトの３００，０００ｒｐｍの回転速度は、歯車１０１６において３０，０００ｒｐｍに低減させることができる。標準ギア技術を用いて３０，０００ｒｐｍまで作動する種々のタイプの無段変速機１１６を用いることができる。図１１及び図１２で例証されるトラクションドライブ無段変速機のようなトラクションドライブ無段変速機を、図１で例証された無段変速機１１６として用いることもできる。さらに、図４から図９で例証された可変径トラクションドライブ４１６で、１００：１までの比を達成可能な場合がある。したがって、９００，０００ｒｐｍで作動する圧縮機を要求する場合がある０．５リッターの小型エンジンは、推進トレーンとタービン／圧縮機シャフトとの間で回転機械エネルギーを結合するために種々の無段変速機１１６が容易に使用できる回転速度である９，０００ｒｐｍに低減させることができる。

図１１及び図１２は、図１の無段変速機１１６として用いることができる連続可変トラクションドライブ・トランスミッションの例を例証する。図１１及び図１２で例証されるトラクションドライブ無段変速機は、レース表面上で横方向に並進するレース１１１６、１１１８によって作動し、レース表面は、ボールベアリングの接触場所を動かす曲率半径を有し、これにより、次にボールが異なるスピン角度で回転してレース１１２２を異なる速度で駆動する。言い換えれば、レース表面上のベアリングのそれぞれの接触場所は、より詳細に後述するように、レース１１１６、１１１８の横方向並進の結果として変化し、接触場所でベアリングが回転する速度が変わる。

図１１に示すように、入力シャフト１１０２が伝達歯車１３２に結合される（図３Ａ）。例えば、図３Ａで例証されたＣＶＴ歯車１３４にスプライン１１０４が形成されてもよい。したがって、入力シャフト１１０２のスプライン入力歯車１１０４を、図３Ａで例証されたように高速トラクションドライブ１１４を通じてスーパーターボチャージャに結合することができる。このように、推進トレーンからの入力トルクは、入力シャフト１１０２のスプライン入力歯車１１０４を駆動するのに用いられる。スプライン入力歯車１１０４上の入力トルクは、入力シャフト１１０２と入力レース１１１４を含むその関連構造体との両方に回転方向１１１２のスピンを付与する。入力レース１１１６はまた、入力シャフト１１０２からスプライン１１６６によって入力レース１１１６に与えられたトルクに応答して回転軸１１０６を中心として回転する。固定レース１１２０が固定レース１１２０との接触点でのボールベアリングの回転を妨げるので、入力シャフト１１０２、入力レース１１１４、及び入力レース１１１６の回転は、複数のボールベアリング１１３２に対してスピンを付与する。入力レース１１１４及び入力レース１１１６は、それらがスプライン１１１６を通じて互いに結合されるため、同じ角速度で回転する。入力レース１１１４及び入力レース１１１６は、ボールベアリング１１３２が固定レース１１２０に接触するので、ボールベアリング１１３２を実質的に垂直な向きにスピンさせる。固定レース１１２０に対するボールベアリング１１３２の接触はまた、ボールベアリング１１３２をレース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０の周辺部の周りで歳差運動させる。図１１で例証された実施形態では、レース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０の表面上で回転する２０個もの数のボールベアリング１１３２が存在する場合がある。入力レース１１１４及び入力レース１１１６によって駆動された結果としてのボールベアリング１１３２の回転が、出力レース１１１８上へのボールベアリング１１３２の接線方向の接触をもたらす。出力レース１１１８上のボールベアリング１１３２の接触位置に応じて、出力レース１１１８に対する入力レース１１１４、１１１６の回転速度の比を変化させることができる。出力レース１１１８は出力歯車１１２２に結合される。出力歯車１１２２は、出力歯車１１２４と係合し、これは次に、出力シャフト１１２６に接続される。

図１１で例証されたトラクションドライブ無段変速機１１００が入力シャフト１１０２と出力シャフト１１２６との間の比をシフトさせる様態は、ボールベアリング１１３２と接触している４つのレース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０の間の接点の相対位置を変化させることによって達成される。レース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０とボールベアリング１１３２との接触面が変化する様態は、並進クランプ１１５２の位置をシフトすることによるものである。並進クランプ１１５２は、図１１で例証されるように電動アクチュエータ１１６２に応答して水平方向に動かされる。電動アクチュエータ１１６２は、伸縮シフタ（ｔｅｌｅｓｃｏｐｉｃ ｓｈｉｆｔｅｒ）１１５８と係合し且つ伸縮シフタ１１５８を回転させるシャフトを有する。伸縮シフタ１１５８は、内側部分と外側部分に異なるねじ型を有する。異なるねじ型のねじピッチの差異が、伸縮シフタ１１５８に回転を付与する電動アクチュエータ１１６２のシャフトの回転に応答して、並進クランプ１１５２を水平方向に並進させる。ベアリングクランプ１１６４と接触している並進クランプ１１５２の横方向並進が、入力レース１１１６及び出力レース１１１８の横方向遷移を引き起こす。入力レース１１１６及び出力レース１１１８の横方向並進は、図１１で例証された実施形態では、およそ１／１０インチだけ変化する場合がある。入力レース１１１６及び出力レース１１１８の並進は、ボールベアリング１１３２と出力レース１１１８との間の接触角度を変化させ、これは固定レース１１２０と入力レース１１１４と入力レース１１１６との間の接触角度の変化により、ボールベアリング１１３２がレースの中で動く比率、すなわち速度を変化させる。レースの間の角度の変化の組合せは、ボールベアリング１１３２と出力レース１１１８との間の接触速度、又は接触点が変化することを可能にし、その結果、入力シャフト１１０２の０パーセントの回転速度から入力シャフト１１０２の最大３０パーセントの回転速度までの間の速度変化が生じる。出力レース１１１８の０パーセントの回転速度から入力シャフト１１０２の３０パーセントの回転速度までの速度の変化は、出力シャフト１１２６で達成することができる広い調節可能な回転速度範囲を提供する。

レース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０の間のボールベアリング１１３２の適正なクランプを保証するために、ばね１１５４、１１５６が提供される。ばね１１５４は、入力レース１１１４と固定レース１１２０との間のクランプ力を生じる。ばね１１５６は、入力レース１１１６と出力レース１１１８との間のクランプ力を生じる。ボールベアリング１１３２に対するこれらのクランプ力は、並進クランプ１１５２の並進距離全体にわたって維持される。伸縮シフタ１１５８は、固定ねじ装置１１６０上のねじに接続する内面上にねじを有する。固定ねじ装置１１６０は、ハウジング１１７２に固定され、伸縮シフタ１１５８の２つの側部上の異なるねじに起因して並進クランプ１１５２が水平方向に並進できるように、ハウジング１１７２に対する固定位置を提供する。

同じく図１１で例証されるように、トラクションドライブ無段変速機１１００の回転要素のすべてが、同じ方向に、すなわち回転方向１１１２及び出力歯車１１２２の出力回転方向１１２８に回転する。クランプナット１１６８は、ばね１１５６を定位置に保持し、ばね１１５６に予め荷重をかけて、固定レース１１２０と入力レース１１１４との間に適正な斜め方向の圧力をもたらす。並進クランプ１１５２が水平方向に並進されるときに、図１１で例証されるように、ボールベアリング１１３２に接触するレース１１１４〜１１２０の角度に基づく入力シャフト１１０２の僅かな並進が存在する。スプライン入力歯車１１０４は、ボールベアリング１１３２がレース１１１４〜１１２０に接触する点及びボールベアリング１１３２に対するレースの特定の接触角度に基づく方向１１０８、１１１０の並進運動を可能にする。入力レース１１１４と固定レース１１２０との間に適正な量のクランプ力をもたらすばね１１５４を収容するために、ハウジング１１７０はハウジング１１７２にしっかりとボルト締めされる。ボールベアリング１１３２は、図１１で例証されるように、４つのレース１１１４、１１１６、１１１８、１１２０での回転順行（ｒｏｔａｔｉｏｎａｌ ｐｒｏｇｒｅｓｓｉｏｎ）１１３１を有する。シャフト１１０２の回転方向１１１２は、図１１で例証されるように歯車１１２２を回転方向１１２８に回転させる。

図１２は、トラクションドライブ無段変速機１１００の作動を例証するレース１１１４〜１１２０及びボール１１３２の拡大図である。図１２に示すように、レース１１１４は、接触場所１１３４でボール１１３２と強制的に接触する。レース１１１６は、接触場所１１３６でボール１１３２と強制的に接触する。レース１１１８は、接触場所１１３８でボール１１３２と強制的に接触する。レース１１２０は、接触場所１１４０でボール１１３２と強制的に接触する。接触場所１１３４、１１３６、１１３８、１１４０のそれぞれは、ボール１１３２の表面上の共通の大きい円上に位置する。大きい円は、ボール１１３２の中心及びシャフト１１０２の軸線１１０６を含む平面内に位置する。ボール１１３２は、ボール１１３２の中心を通り且つ接触場所１１３４、１１３６、１１３８、１１４０を含む大きい円を二分するスピン軸１１４２を中心としてスピンする。ボール１１３２のスピン軸１１４２は、垂直軸１１４４に対し角度１１４６に傾けられる。傾き角度１１４６は、トラクションドライブ１１００の周囲を取り巻くレースの中に配置されたボールのそれぞれに関して同じである。傾き角度１１４６は、距離比と周速度比との間の数学的な関係性を確立する。距離比は、スピン軸１１４２から接触場所１１３４までの直交方向の距離である第１の距離１１４８とスピン軸１１４２から接触場所１１３６までの対角線方向の距離である第２の距離１１５０との間の比である。この距離比は、周速度比に等しい。周速度比は、第１の周速度と第２の周速度との間の比であり、第１の周速度は、レース１１１４におけるボール１１３２の周速度とレースの中のボール１１３２及び他のボールの共通の軌道周速度との間の差異であり、一方、第２の周速度は、レース１１１６上のボール１１３２の周速度とレースの中に配置されたボール１１３２並びに他のボールの共通の軌道周速度との間の差異である。レース１１１４〜１１２０のそれぞれの曲率半径は、ボール１１３２の曲率半径よりも大きい。加えて、レース１１１４〜１１２０のそれぞれの曲率半径は、一定の曲率半径である必要はないが、変化することができる。さらに、４つのレースのそれぞれの曲率半径は等しい必要はない。

レース１１１６、１１１８が横並進方向１１０８のような横方向に同時に並進するとき、シャフト１１０２の回転の速度比及び回転方向１１１２は、歯車１１２２の回転及び回転方向１１２８に対して変化する。レース１１１６、１１１８の横方向並進方向１１０８の並進は、第１の距離１１４８をより大きくし、且つ第２の距離１１５０をより小さくする。したがって、距離の比並びに周速度比が変化し、この変化がシャフト１１０２に対する歯車１１２２の回転速度を変化させる。

上に示したように、無段変速機の出力は、タービン圧縮機シャフトに接続されるトラクションドライブ減速機構と歯車で接触する。上に示したように、使用されてもよい少なくとも２つ又は３つの異なるタイプのトラクションドライブ減速システムが存在する。典型的なタイプは、図６〜図９及び図１０で開示される高速減速用の遊星型トラクションドライブである。タービンシャフトと遊星ローラとの間の大きい速度差が望まれる場合、図１０の実施形態は、所望の歯車比変化を得るために、ローラを３つではなく２つだけ使用してもよい。

３ローラでは、約１０：１の減速の限界が存在し、１０：１トランスミッションが必要とされるであろう２５，０００ｒｐｍ以下では、高速２５０，０００ｒｐｍ作動を得るために、むしろ２０：１トランスミッションへの必要性が存在する場合がある。したがって、最低最高速度システムに必要な減速を達成するために、図１０の３遊星ドライブシステムの代わりに２ローラ遊星トラクションドライブを用いることができる。２つのローラはまた、各ローラがシステムに同じ量の慣性を付加するので、より低い慣性を提供する。最低慣性のためには２つのローラで十分であろう。トラクションローラの幅は、３ローラの実施形態よりも僅かに広い。

シャフトに接触して転がる可変径遊星ローラは、外側ドラム内のローラの幾らかの変形を可能にする弾力性のある材料、例えば、ばね鋼又は別の材料のいずれかで作製される。ばね式（ｓｐｒｉｎｇ ｌｏａｄｅｄ）ローラの適用は、シャフト上に必要な圧力を提供することができるが、その理想的な回転中心を見つけ出すシャフトの能力を制約しない。

ターボチャージャが極めて高速で作動するときに、これはシャフトがそれ自身の回転中心を見つけ出す必要があるというバランスの制約を有する。バランスはシャフトの動きによって補償されるであろう。この動きは、ばね式ローラによって補償することができる。ばね式ローラはまた、それらを非常に低い慣性を伴ってシャフトに接触して作動できるようにする鋼の薄い帯でそれらを作製することによって、極めて軽量に作製することができる。帯の厚さは、トラクションに必要な垂直力を提供するのに十分な圧力をトラクション面にかけるのに十分なだけ厚くなければならない。各ローラをシステム内で位置決めし且つ該位置を保つことになるカムフォロアをローラの内部に配置することができる。ローラは、外側ドラムとタービン／圧縮機シャフトとの間の極めて直線的な位置合わせで作動する必要があるが、低慣性への鍵は軽量である。鋼帯がシステムにおいて位置合わせされた状態のままとどまるように鋼帯を定位置に保つために、１つ又は２つのカムフォロアを使用することができる。

リングローラ６１４は、リングローラが可変径トラクションドライブ４１６の内外に動力を伝達できるように、外面上で歯車に接続される。リングローラ６１４は、多くの方法で作製することができる。リングローラ６１４は、単純に、可変径トラクションドライブ４１６の内外にトルクを伝達することができる鋼又は他の適切な材料の中実部品とすることができる。リングローラ６１４は、リングローラ６１４を軽量にする多くの材料で作製することができるが、リングローラ６１４は、ローラ面６８７上のトラクションドライブ面として用いることができる材料からなるものでなければならない。適正なローラ面６８７は、遊星ローラ６６４、６６６、６６８がトラクションを通じてトルクを伝達することを可能にする。

また、タービン／圧縮機シャフト４１４は、非常に正確な位置合わせに保たれる必要がある。ハウジング内のタービン／圧縮機シャフト４１４の位置合わせは、圧縮機のブレードの先端部と圧縮機ハウジングとの間のクリアランスが保たれることを可能にする。より密接したクリアランスは、圧縮機効率を高める。より正確な位置決めは、タービン圧縮機ファン６３８と圧縮機ハウジング６４０との間の接触の機会を減らす。最小のクリアランスが存在することを保証するために、ガスを圧縮機ホイールに対して圧縮することから生じるスラスト荷重を制御する方法が必要である。これは、給油式（ｏｉｌ ｆｅｄ）であるスラストベアリング（図示せず）若しくはボールベアリング又はローラベアリング型のベアリングであるスラストベアリングを用いて行うことができる。

典型的に、ターボチャージャでは、ベアリングは、信頼性の目的で、タービンシャフトがその調和した回転において自身で中心をとることを可能にするために内部及び外部の両方にオイルクリアランスを有するスリーブ軸受である。大量生産されるターボチャージャに対するバランス要件は、ダブルクリアランスベアリングを用いることによって低減される。これらのベアリングのタイプは、ターボチャージャのシャフトのより密接したクリアランス及びより正確な位置合わせの要件のために用いられている。ボールベアリングは、圧縮機とタービンとの両方を保持するため及び左右の動きの観点からハウジングへのより良好な位置合わせを維持するために用いられる。これは、１つ又は２つのボールベアリングで達成することができる。油で加圧される外側領域内のベアリングの位置合わせは、ベアリングが浮動することを可能にし且つベアリングが中心を見つけ出すことを可能にする。これは、ハウジングの外縁と、タービンの外縁と、圧縮機の外縁との間のクリアランスに影響を及ぼすが、スラストクリアランスが小さいままであることを可能にする。ターボシャフトベアリングは、ローラの位置合わせを維持するために第３の制約点を提供する。ローラの中央にあるカムフォロアは、ローラを互いから１２０度に保つことができる。動力が方向を変えるときのバックラッシをなくすために、各ローラに対して２つの小さいカムフォロアを用いることができる。

また、より大きいタービンを用いることができる。タービンホイールは、通常よりも直径を大きく作ることができる。排気の密度が吸気よりも低く、したがって音の速度の方がより高いので、先端部が音速に近づく臨界速度に及ばなくても、タービン外径を圧縮機ホイールよりも一層大きく作ることが可能である。これは、より高い背圧なしに排気がタービン／圧縮機シャフト上でより大きいトルクを生じることを可能にする。より高いトルクを有することは、吸気を圧縮するのに必要とされるよりも多くのエネルギーをタービンに回収させる。これは、回収され且つエンジンに伝達されることが可能であるよりも多くのエネルギーを生産する。圧縮のために必要とされない同じ排気ガスの流れから、より多くのエネルギーがクランクシャフトに伝達されることになり、より低い燃料消費をもたらす。

さらに、タービン効率は、排気ガスがタービンホイールに当たる入射角を制御する案内羽根を用いることによって改善することができる。これは、ピーク効率をより高めるが、該効率が達成される速度範囲を狭くする。狭い速度範囲は、通常のターボチャージャにとっては悪いが、調速機が必要な速度制御を提供できるスーパーターボチャージャにとっては問題ではない。

圧縮機にわたる圧力に比べてより高いタービンにわたる背圧はまた、バランスの悪いスーパーターボチャージャをもたらす可能性がある。通常のターボチャージャでは、この圧力差は、逆に作用する場合もある。より高い背圧は、吸気を圧縮するのに必要とされるよりも多くのエネルギーをタービンに回収させる。これは、回収され且つエンジンに伝達されることが可能であるよりも多くのエネルギーを生産する。ディーゼルエンジン上の高圧ＥＧＲループにはより高い背圧が必要とされる。高い背圧は、普通は弁又は絞りを必要とし、そのため高い背圧は、通常のターボチャージャは過回転速度でなければバランスが悪くなるはずはないので、普通はエネルギーを失う。背圧の増加は、シリンダに溜まる排気ガスの量を増加させ、エンジンにデトネーション問題をより起こしやすくするので、ガソリン及び天然ガスエンジンにとっては悪い。

別の実施形態によれば、タービンによって回収されるエネルギーを増加させ、且つエンジンシステムの燃料効率を改善するために、タービン／圧縮機シャフト上に第２のタービンホイールを配置することができる。また、スーパーターボチャージャのブースト圧力ポテンシャルを増加させ且つ段間の中間冷却を可能にするために、同じシャフト上に第２の圧縮機ホイールを配置することができる。これは、所与のブーストのための吸気温度をより低くし、したがってＮＯｘを低下させる。

加えて、高温用途での温度を低下させるために、翼先端部を通じてタービンブレードの冷却を提供することができる。これは、タービンの外縁での中空翼先端部で行うことができる。この特別な先端部設計は、タービン効率を高め、冷却空気がブレードを通過するための経路を提供する。タービン翼の冷却はまた、圧縮機側からハウジングを横切ってタービンホイールの後ろ側に送られる圧縮空気によって提供することができる。加えて、タービンホイール及びブレードを冷却するためにヒートパイプを用いることができる。

加えて、動力経路上でねじり軽減（ｓｏｆｔｅｎｉｎｇ）装置を用いることができる。クランクシャフトのエネルギー又は推進トレーンからの回転機械エネルギーは、該エネルギーの損失なしにエンジン又は推進トレーンからのトルクインパルスがハウジングに入る前に除去されるような方法で撓みシャフト又はインパルス軽減装置（ばね式又は撓み式のいずれか）を通じてもたらすことができる。トランスミッションが高トルクスパイクを伴ってトラクションドライブに当たらないことによって、ピークトルク要件が低減される。システム上の最大トルクによってトラクション要件が制限されるので、これらのトルクスパイクをなくすことによって、トラクションドライブはより信頼性が高くなる。トラクションドライブ上のこれらのトルクスパイクを最小にすることによって、トラクションドライブのサイズ及び接触表面積を最小にすることができる。最小の接触表面積は、システムの効率を最大にし、且つ連続出力を伝達するのに必要とされるトルクを依然として達成することができる。

代替的に、別の実施形態によれば、シャフト、ベルト、又は歯車ドライブの代わりに定容量型油圧ポンプを伴う可変速度トラクションドライブ設計が用いられてもよい。これは、システムをパッケージしやすくし、このことは、複数のターボチャージャを有する非常に大きいエンジンにおいて特に有用である可能性がある。

図１３で例証されるさらなる実施形態では、より高い圧力比を得る方法として、及び第２の中間冷却器を用いることによってより低い吸気温度を得る方法として、第２のスーパーターボチャージャが１つのトランスミッションをランオフ（ｒｕｎ ｏｆｆ）する。これは２つのスーパーターボチャージャの間の固定速度比で可能である。第１のスーパーターボチャージャ１３０２は、空気取入導管１３０８を有し、圧縮空気導管１３１０からエンジンに供給される空気を圧縮する。排気導管１３１４は、第１のスーパーターボチャージャ１３０２のタービンを回すためにエンジンから排気ガスを受け取る。排気ガスは、排気出口導管１３１２を出る。第１のスーパーターボチャージャ１３０２は、第２のスーパーターボチャージャ１３０４に伝達歯車１３０６で結合される。

図１４Ａは、低圧スーパーターボチャージャ１４０２及び高圧スーパーターボチャージャ１４０４のような２つのスーパーターボチャージャの使用の実行の別の実施形態を例証する。標準スーパーターボチャージャは、排気弁が最初に開くときにシリンダから生じる高圧パルスを回収するのに良い仕事をしない。このインパルス圧力回収を改善するために、図１４Ａで例証されるように、高圧排気弁ポート１４０６、１４０８は、４バルブエンジンの低圧排気弁ポート１４１０、１４１２から分離される。高圧排気ポート１４０６、１４０８は、高圧排気マニホルド１４３０を介して高圧タービン１４３４に向けられ、一方、低圧排気ポートは、低圧排気マニホルド１４２８を介して低圧タービン１４２０に向けられる。高圧排気ポート１４０６、１４０８上の弁が最初に開かれ、高圧タービン１４３４に通じるように、高圧排気ポート１４０６、１４０８における弁の弁タイミングを変化させることによって、パルスエネルギーがより良好に回収される。高圧排気ポート１４０６、１４０８上の弁が素早く閉じられ、次いで、排気行程の持続時間にわたって低圧排気ポート１４１０、１４１２上の弁が開かれる。低圧排気ポート１４１０、１４１２上の弁は低圧タービン１４２０に通じる。このプロセスは、シリンダに排気するためにピストンによって必要とされる仕事を減らす。このプロセスは、アイドルの燃料効率を改善し、又は少なくともアイドルにおける寄生損失をなくす。高圧タービン１４３４の出口はまた、低圧タービン１４２０に接続される。より低圧のタービンの前に触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ（図示せず）も配置することができる。

同じく図１４Ａで例証されるように、高圧排気マニホルド１４３０にＥＧＲ導管１４３８が接続される。ＥＧＲ導管１４３８は、高圧排気マニホルド１４３０からの排気の一部が冷却器１４４０及びＥＧＲ弁１４４２を介して吸込みマニホルド１４４４に流し戻されることを可能にする。ＥＧＲ導管１４３８を通して流される高圧排気マニホルド１４３０からの排気は、排気ガスの再循環の目的で吸込みマニホルド１４４４に流される。排気ガス再循環器導管１４３８を通して流れる排気ガスは、特に冷却器１４４０の中で冷却された後で、燃焼チャンバの中での燃焼温度を下げるのを助ける。排気ガスは水分及び他の液体を含有し、これは、燃焼チャンバの温度を下げて、これによりエンジンからのＮＯｘエミッションを減らすのを助ける。再循環される排気ガスの量は、ＥＧＲ弁１４４２によって制御される。ＥＧＲ弁１４４２は、絞り弁などの使用を通じて固定することができ、又はエンジンの監視されるＮＯｘエミッションに応じて変化させることができる。

同じく図１４Ａに示されるように、高圧空気が、高圧圧縮機１４３２から高圧圧縮機マニホルド１４４６を通して吸込みマニホルド１４４４に流し込まれる。したがって、吸込みマニホルド１４４４は、高圧圧縮機１４３２の出力によって決定される所定の高圧レベルに維持される。再循環されるガスがＥＧＲ導管１４３８を通して流れるようにするために、高圧マニホルド１４３０における圧力は、高圧圧縮機１４３２の出力圧力によって決定される場合の吸込みマニホルド１４４４における圧力よりも高くなければならない。そのことについて、ピストンに依然として残圧が存在して、排気ガスを高圧排気マニホルド１４３０からＥＧＲ導管１４３８を通して駆動するのに十分なだけ高い圧力が高圧排気マニホルド１４３０の中にもたらされるときに、高圧排気ポート１４０６、１４０８の弁が、ピストンの下り行程の間に十分に早く開かれる。以下で開示されるように、高圧排気ポート１４０６、１４０８の弁は、ピストンを下向きに駆動するプロセスにおいて少量のエネルギー損失が存在する点で開く。高圧弁の開放点は、下死点の前であるが、ロッドが実質的に９０°をなす点であるクランクシャフト上のピストンの最大トルク点を越えている。この点は、およそ１００°で生じる。トルクの量はロッドの角度のコサインに比例し、このため、より下方のピストンは、高圧弁が開くときに、ピストンを駆動する際に失われるエネルギーがより少ない。しかしながら、シリンダチャンバに残る多大な量の残圧が存在し、これは下死点に達する前に高圧弁によってシリンダチャンバから抜くことができ、ＥＧＲ導管１４３８の中の排気ガスを高圧タービン１４３４の中に駆動するのに用いることができる。高圧排気ポート１４０６、１４０８の高圧弁を用いてシリンダを予め排気することによって、低圧排気ポート１４１０、１４１２が開く前にシリンダの中の大量の残圧が抜かれる。開かれるときに、低圧排気ポート１４１０、１４１２は、シリンダからほとんどの圧力を抜くことができる。このように、シリンダの中の残圧は、ＮＯｘエミッションを減らし且つ高圧タービン１４３４を駆動するためにＥＧＲ導管１４３８を通して排気ガスを流すのに用いられ、これはエンジンに付加的な動力及び効率を付加する。

同じく図１４Ａに示されるように、低圧排気マニホルドからの排気ガスは、低圧スーパーターボチャージャ１４０２の低圧タービン１４２０を駆動するのに用いられる。高圧タービン１４３４によって放出された排気ガスは、低圧排気ポート１４１０、１４１２からの低圧排気ガスと組み合わされて低圧タービン１４２０を駆動する。低圧タービン１４２０からの排気ガスは、排気出口１４３６によって排気される。低圧タービン１４２０は、低圧圧縮機１４１８に結合され、これは吸気１４２２を所定の量だけ圧縮する。導管１４２４は、低圧圧縮機１４１８からの圧縮空気を高圧圧縮機１４３２の入力に流し、高圧圧縮機１４３２は１４２４の中の加圧空気をさらに圧縮してより高圧の圧縮空気をもたらすように機能し、これは高圧圧縮機マニホルド１４４６によって吸込マニホルド１４４４に流される。

図１４Ｂは、図１４Ａで例証された実施形態の変形を例証する。図１４Ｂで例証されるように、高圧排気ポート１４０６、１４０８は、高圧タービン１４３４に結合される高圧排気マニホルドに組み合わされる。言い換えれば、高圧排気マニホルド１４３０からの高圧排気のすべてが高圧タービン１４３４に適用されて高圧タービン１４３４を駆動し、これが次に、高圧圧縮機１４３２を駆動する。高圧圧縮機１４３２は、吸気１４２２を圧縮する低圧スーパーターボチャージャ１４０２の低圧圧縮機１４１８から導管１４２４の中に圧縮空気を受け入れる。高圧圧縮機１４３２の出力は、高圧圧縮機マニホルド１４４６を介して入力マニホルド１４４４に送られる。低圧圧縮機１４１８は低圧タービン１４２０によって駆動され、低圧タービン１４２０は、低圧排気ポート１４１０、１４１２によって放出される低圧排気マニホルド１４２８の中の低圧排気ガスによって駆動される。低圧タービン１４２０からの排気ガスは、排気出口１４３６を通して排気される。高圧タービン１４３４を駆動する高圧排気マニホルド１４３０からの高圧ガスは、排気ガス再循環（ＥＧＲ）導管１４２６に結合され、吸込みマニホルド１４４４に戻るように伝達される。高圧タービン１４３４を駆動する高圧排気マニホルド１４３０からの高圧ガスは、圧力が実質的に低減されず、ＥＧＲ導管１４２６から吸込みマニホルド１４４４に排気ガスを入れるのに十分なだけ高い圧力を有する。図１４Ｂは、高圧排気マニホルド１４３０からの本質的にすべての排気ガスが吸込みマニホルド１４４４に再循環されるため、ＮＯｘガスの最大の減少を提供する。

同じく図１４Ｂで例証されるように、高圧排気マニホルド１４３０からの高圧排気ガスをＥＧＲ導管１４２６にバイパスするのにウェイストゲート１４４８が使用されてもよい。高圧排気ガスは、時には、熱すぎる場合があり、及び／又は高圧タービン１４３４を過度に駆動することになる圧力で排気ガスを提供する場合がある。この場合、高圧排気マニホルド１４３０からの高圧排気ガスの一部をＥＧＲ導管１４２６に直接送るために、ウェイストゲート１４４８を開くことができる。加えて、ＥＧＲ導管１４２６を低圧排気マニホルド１４２８に接続するＥＧＲ弁１４５０が付加されてもよい。ＥＧＲ導管１４２６を通して十分な量の排気ガスが送られている場合、これらのガスの一部は、ＥＧＲ導管１４２６からＥＧＲ弁１４５０を介して低圧排気マニホルド１４２８に向けられてもよい。ＥＧＲ導管１４２６からの過剰なガスは、次いで、吸込みマニホルドの圧力１４４４を高めることによってエンジンに付加的な動力を与えるために低圧タービン１４２０を回すのに用いることができる。ＥＧＲ弁１４５０の使用は、再循環されるガスを回収してエンジンに付加的な動力を与え且つエンジンの作動効率を高めることができる付加的な方法を提供する。

図１４Ｃは、図１４Ａ及び図１４Ｂの実施形態への別の修正を例証する。図１４Ｃに示すように、吸気１４２２は、低圧圧縮機１４１８によって圧縮される。低圧圧縮機１４１８からの圧縮空気は、導管１４２４によって吸込みマニホルド１４４４に送られる。同じく図１４Ｃで例証されるように、第２の高圧タービンは使用されず、すべての再循環ガスが高圧排気ポート１４０６、１４０８からＥＧＲ導管１４２６を介して吸込みマニホルド１４４４に再循環される。低圧排気ポート１４１０、１４１２からの排気ガスは、導管１４２８の中で組み合わされて低圧タービン１４２０を作動させる。排気ガスは、次いで、排気出口１４３６で排気される。したがって、高圧排気ポート１４０６、１４０８からのすべてのブローダウンガスが、吸込みマニホルド１４４４の中に戻るように送られて、ＮＯｘガスの大きな減少をもたらす。代替的に、ＥＧＲ弁１４５０は、ＥＧＲ導管１４２６の中の排気ガスの一部を低圧排気マニホルド１４２８に流すのに用いることができ、これは低圧タービン１４２０にさらなる動力を与え、ＥＧＲ導管１４２６の中の再循環ガスの量を減らす。ＥＧＲ弁１４５０は、ＥＧＲ導管１４２６から低圧排気マニホルド１４２８に送られる排気ガスの量を調整するために調整することができる。このプロセスは、エンジンのＮＯｘ出力を減らすためにＥＧＲ導管１４２６の中で十分な量の排気ガスが再循環される場合に有益である可能性がある。

図１４Ｄは、上死点後のピストン位置に対するバルブリフト、シリンダ圧、及び流量のグラフである。図１４Ｄに示すように、シリンダ圧１４５０は、上死点後に、ピストンの行程を通して絶えず減少する。高圧弁１４５６のリフトは、高圧の流れ１４５２をもたらす。高圧弁１４５６のリフトは、１００°回転のあたりで起こり、高圧排気ポート１４０６、１４０８（図１４Ａ、図１４Ｂ、及び図１４Ｃ）を通して排気される高圧の流れ１４５２の大きいブローダウンサージをもたらす。低圧弁のリフトは曲線１４５４で例証される。低圧バルブリフトは、低圧排気ポート１４１０、１４１２の中の低圧の流れ１４５８をもたらす。結果として、シリンダの中のシリンダ圧１４５０がさらに低下する。

図１４Ｅは、ピストンがシリンダの中で下向きに動き、次いで上向きに動く際の、シリンダ圧対シリンダ内の体積のＰＶグラフである。ゼロ付近が上死点を表し、一方、１がシリンダの回転の下死点を表す。２つの曲線が図１４Ｅに示される。曲線１４６４は、Ｒｉｌｅｙサイクルを採用しないエンジンに関するシリンダ圧対体積の曲線を表す。曲線１４６２は、図１４Ａ〜図１４Ｃで例証されるようにＲｉｌｅｙサイクル装置に関するシリンダ圧対シリンダ内の体積を例証する曲線である。点１４６６で、図１４Ａ〜図１４Ｃで例証されるようにＲｉｌｅｙサイクル装置上で高圧弁が開かれ、圧力が低減される。点１４６６、１４７０の間の領域１４６８は、高圧弁の開放によって失われたエネルギーを表している。しかしながら、図１４Ｅに示すように、点１４７２で、Ｒｉｌｅｙサイクル装置における圧力は、非Ｒｉｌｅｙサイクル装置における圧力よりも低下し、点１４７４までの間ずっと非Ｒｉｌｅｙサイクル装置の圧力より低いままである。点１４７２と点１４７４との間で、シリンダの中により低い圧力が存在し、その結果、シリンダが点１４７２から点１４７４に動く際にシリンダ上により低い背圧が生じる。Ｒｉｌｅｙサイクル曲線１４６２と標準（ｎｏｒｍａｌ）曲線１４６４との間、１４７８によって示されるような点１４７２と点１４７６との間の多大な面積は、より低圧でのシリンダの中のピストンの移動によって節約されたエネルギーを示す。

代替的な実施形態では、スーパーターボチャージャは、処理後のための並びにエンジンのための空気ポンプとして用いられてもよく、バーナのためだけの別個のポンプの必要性をなくす。

別の実施形態では、過回転速度を防ぎ、圧縮機をサージ条件外に保ち、タービン及び圧縮機の最大効率を制御するために、調速機（図示せず）が提供される。タービン効率のピークと圧縮機効率のピークは同じ速度でのピークとなる可能性があるので、スーパーターボチャージャは、普通のターボチャージャとは違った独特のものとなる可能性がある。所与のブースト要件のためのこのピーク効率速度の制御は、モデル化し及び電子調速機にプログラムすることができる。アクチュエータは、調速を提供することができるが、アクチュエータは電動トランスミッションには必要とされない。

別の実施形態では、スーパーターボチャージャのための注油システムは、ハウジング内部を真空引きし、したがって高速コンポーネントの空力損失を減らす。

別の代替的な実施形態では、デュアルクラッチ・スーパーターボチャージャは、自動的にシフトされるマニュアルトランスミッションを含む。このタイプのトランスミッションは、両端にクラッチを有するので非常にスムーズにシフトする。図３Ｃは、トランスミッションは多くの異なるタイプのトランスミッションとすることができることを例証する。

別の実施形態では、トランスミッションとターボシャフトからの減速との両方のためにトラクションドライブが用いられる。ボールベアリングと共に、トラクション流体は潤滑剤と同様に作用する。過給中に、システムは、負荷の受け入れ（ｌｏａｄ ａｃｃｅｐｔａｎｃｅ）を改善し、煤エミッションを減らし、ローエンドトルクにおける３０％までの増加とピーク出力における１０％までの増加を提供する。ターボ・コンパウンディング中に、システムは、１０％までの改善された燃費を提供し、背圧を制御する。エンジンのダウンサイジングのために、システムは、エンジンが３０〜５０％小さくなり、より低いエンジン重量及び１７％以上の改善された車両燃費を有することを可能にする、３０％多いローエンドトルクを提供する。図１５は、天然ガスエンジンに関するシミュレートされたＢＳＦＣ改善を例証する。

また、排気ガスをエンジンの熱よりも高い温度に加熱するために、触媒、ＤＰＦ、又はさらにバーナ＋ＤＰＦをスーパーターボチャージャのタービンの前に配置することができる。より高い温度は、空気をより一層膨張させて、タービンを横切る流量をより高くする。この追加熱のおよそ２２％は、スーパーターボチャージャにわたる機械的仕事に変わることができ、８０％のタービン効率であるとみなされる。普通は、タービンに送られる排気の体積が大きくなると、タービン応答が遅くなり、一層大きいターボラグが生じることになるが、スーパーターボチャージャは、この問題を、圧力応答を駆動するトラクションドライブ１１４及び無段変速機１１６で克服する。触媒コンバータを用いる類似技術は、Ｖａｎ Ｄｙｎｅ他により２００９年７月２４日に出願された「Ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ Ｆｕｅｌ Ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｆｏｒ ａ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｕｓｉｎｇ ａ Ｓｕｐｅｒ−Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｒ」と題する国際特許出願第ＰＣＴ／ＵＳ２００９／０５１７４２号で開示され、これは、それが開示し及び教示するすべてに関して参照により本明細書に具体的に組み込まれる。

図１６は、高効率のスーパーターボチャージャ付きエンジンシステム１６００の一実施形態の例証からの簡易単線図である。以下の説明から当業者には明らかとなるように、こうしたスーパーターボチャージャ付きエンジンシステム１６００は、乗用車及び商用車に用いられるディーゼルエンジン並びに幾つかの火花点火式ガソリンエンジンでの特定の適用可能性が見出され、したがって、本明細書で説明される説明に役立つ例は、本発明の理解を助けるためにこうした環境を使用する。しかしながら、システム１６００の実施形態は、例えば、陸上発電エンジン、及び他の陸上エンジンのような他の作動環境への適用可能性を有し、こうした例は、例証するものとして受け取られるべきであって、限定するものとして受け取られるべきではないことを認識されたい。

図１６に示すように、スーパーターボチャージャ１６０４は、タービン１６０６、圧縮機１６０８、並びに、エンジン１６０２のクランクシャフト又は推進トレーン１６１２の他の部分に結合されるトランスミッション１６１０を含む。すべての実施形態に要求されるわけではないが、図１６で例証される実施形態はまた、圧縮機１０８からエンジン１６０２に供給される空気密度を増加させて、エンジン１６０２から入手可能な動力をさらに増加させるために、中間冷却器１６１４を含む。

スーパーターボチャージャは、ターボチャージャの特定の利点を有する。ターボチャージャは、エンジンの排気によって駆動されるタービンを使用する。このタービンは、エンジンのシリンダの中に送られる吸気を圧縮する圧縮機に結合される。ターボチャージャの中のタービンは、エンジンからの排気によって駆動される。したがって、エンジンは、タービンの回転数を上げて、十分なブーストを発生させるためにタービンに機械的に結合される圧縮機に動力を与えるのに十分なだけ高温の排気が存在するまで、最初に加速されたときにブーストのラグを経験する。ラグを最小にするために、より小さい及び／又はより軽いターボチャージャが典型的に使用される。軽量ターボチャージャのより低い慣性は、それらが非常に速く回転数を上げることを可能にし、これにより性能のラグを最小にする。

残念なことに、こうしたより小さい及び／又はより軽量のターボチャージャは、かなりの排気の流れ及び温度が生じるときに高速エンジン作動中に過回転速度となる場合がある。こうした過回転速度の発生を防ぐために、典型的なターボチャージャは、タービンの上流の排気管に設置されるウェイストゲートバルブを含む。ウェイストゲートバルブは、圧縮機の出力圧力が所定の限界を超えるときに排気ガスの一部をタービンの周りに分流させる圧力操作弁である。この限界は、ターボチャージャがまもなく過回転速度となることを示す圧力に設定される。残念なことに、これは、結果として、エンジンの排気ガスから入手可能なエネルギーの一部を無駄にすることになる。

従来のターボチャージャがハイエンド動力のためにローエンド性能を犠牲にすることを受けて、スーパーターボチャージャとして知られている装置が開発された。１つのこうしたスーパーターボチャージャは、２００９年２月１７日に発行された「Ｓｕｐｅｒ−Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｅｒ」と題する米国特許第７，４９０，５９４で説明され、これは、それが開示し及び教示するすべてに関して参照により本明細書に具体的に組み込まれる。

上で参照した出願で説明されるように、スーパーターボチャージャでは、タービンを駆動するのに十分に加熱されたエンジン排気ガスが利用可能ではないときに、低速エンジン作動中にエンジンに結合されるトランスミッションを介してエンジンクランクシャフトによって圧縮機が駆動される。エンジンによって圧縮機に供給される機械エネルギーは、従来のターボチャージャによって悩まされるターボラグ問題を低減させ、より大きい又はより効率的なタービン及び圧縮機が用いられることを可能にする。

図１６で例証されたスーパーターボチャージャ１６０４は、ローエンドでの従来のターボチャージャのターボラグ問題に悩まされることなく、及びハイエンドでタービン１６０６に供給されるエンジン排気ガスの熱から入手可能なエネルギーを無駄にすることなく、圧縮機１６０８からエンジン１６０２に圧縮空気を供給するために作動する。これらの利点は、エンジン１６０２の種々の作動モード中に、丁寧に（ｒｅｓｐｅｃｔｆｕｌｌｙ）、エンジンクランクシャフト１６１２から動力を抽出して圧縮機１６０８を駆動させる及びエンジンクランクシャフト１６１２に動力を供給してタービン１６０６に負荷をかけることができる、スーパーターボチャージャ・トランスミッション１６１０を含めることによって提供される。

始動中に、従来のターボチャージャが、タービンを駆動するのにエンジン排気熱からの十分な動力が不足することに起因するラグに悩まされるときに、圧縮機１６０８を駆動してエンジン１６０２に十分なブーストを提供するために、スーパーターボチャージャ１６０４は、過給アクションを提供し、これによりクランクシャフト１６１２からスーパーターボチャージャ・トランスミッション１６１０を介して動力が引き出される。エンジンが、タービン１６０６を駆動するのに十分な、エンジン排気ガスの熱から入手可能な速度及び動力量に至るのに伴って、トランスミッション１６１０によってクランクシャフト１６１２から引き出される動力量が減少する。その後、タービン１６０６は、エンジン１６０２によって用いられる吸気を圧縮するために圧縮機１６０８に動力を供給し続ける。

エンジン速度が増加するのに伴って、エンジン排気ガス熱から入手可能な動力量は、タービン１６０６が従来のターボチャージャにおける速度を上回ることになる点まで増加する。しかしながら、スーパーターボチャージャ１６０４では、エンジン１６０２に理想的なブーストを供給するために圧縮機１６０８を適正な速度に維持しながら、エンジン排気ガス熱によってタービン１６０６に提供される過剰エネルギーがトランスミッション１６１０を通してエンジンのクランクシャフト１６１２に流される。エンジン１６０２の排気ガス熱から入手可能な出力動力がより高ければ、圧縮機１６０８から入手可能な最適なブーストを維持しながら、タービン１６０６によって発生し及びトランスミッション１６１０を通してクランクシャフト１６１２に流される動力がより多くなる。このトランスミッション１６１０によるタービン１６０６の負荷付与（ｌｏａｄｉｎｇ）は、タービン１６０６の過回転速度を防ぎ、且つエンジン排気ガスから抽出される動力の効率を最大にする。したがって、従来のウェイストゲートは必要とされない。

従来のスーパーターボチャージャ付き用途においてタービン１６０６を駆動するのに利用可能な動力の量は、エンジン排気から入手可能な動力の量に厳密に制限されるが、タービンブレードに供給される熱エネルギー及び質量流量を十分に使用することができる及び／又は増加させることができる場合には、タービン１６０６はかなり多くの動力を発生させることができる。しかしながら、タービン１６０６は、或る温度を超えて損傷なしに作動することはできず、質量流量は、エンジン１６０２を出ていく排気ガスに慣例的に制限される。

これを受けて、システム１６００の実施形態は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６をタービン１６０６の上流におくことによって過渡的高温からタービン１６０６を保護する。一実施形態では、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタは、タービンから上流の、排気マニホルドの近くにおかれ、これは、エンジンの持続的な高速又は高負荷作動中に発熱反応を可能にし、結果として排気ガス温度を高める。触媒担持デジタルパティキュレートフィルタを用いて、煤、炭化水素（ｈｙｒｏｃａｒｂｏｎｓ）、及び触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６上で燃やされる一酸化炭素からエネルギーを回収して、触媒担持デジタルパティキュレートフィルタ１６１６から下流に位置するスーパーターボチャージャに動力を与えることができる。エネルギーの回収は、１００％に近い煤収集率をもつ非常に制約された流通（ｆｌｏｗ−ｔｈｒｏｕｇｈ）能力を有する従来のディーゼルパティキュレートフィルタ又は流通触媒担持デジタルパティキュレートフィルタのいずれかを用いることから達成することができる。流通触媒担持デジタルパティキュレートフィルタは、煤の約半分だけを収集し、他の半分は通過させる、ディーゼルパティキュレートフィルタである。エミッションを適度に低い温度で燃焼させるために、両方のタイプのデジタルパティキュレートフィルタが触媒担持される。デジタルパティキュレートフィルタの触媒担持は、煤、炭化水素、及び一酸化炭素が低温で燃焼することを保証する白金コーティングをパティキュレートフィルタ要素に提供することによって達成される。加えて、スーパーターボチャージャから上流でディーゼルパティキュレートフィルタ及びデジタルパティキュレートフィルタの煤を焼き払うためのバーナを用いることが可能である。ガソリンエンジンは、典型的に、ディーゼルパティキュレートフィルタを必要とするのに十分な煤を有さない。しかしながら、幾つかのガソリン直接噴射式エンジンは、パティキュレートフィルタの使用が有益な場合がある及び本明細書で開示された様態で触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタの使用が行われる場合があるほど十分な煤及び他の微粒子をもたらす。

排気ガスをタービンに到達する前に冷却するために、圧縮機によって発生した圧縮空気の一部が、制御弁１６１８を介してタービンから上流の排気の中に直接送られ、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を出るエンジン排気ガスに加えられる。より低温の吸気が膨張し、排気ガスを冷却し、及び排気ガスの流れに付加的な質量を加え、これは以下でより詳細に説明されるようにタービン１６０６に付加的な動力を加える。タービン１６０６への混合流れの温度を最適な温度に維持するために高温排気ガスにより低温の空気が提供されるので、タービンブレードに送達されるエネルギー及び質量流量もまた増加する。これは、エンジンクランクシャフトを駆動するためにタービンによって供給される動力をかなり増加させる。

触媒担持ディーゼルパティキュレート（ｐａｒｔｉｃｕｌａｒ）フィルタ１６１６内の化学量論的反応を妨害しないようにするために、圧縮機フィードバック空気が触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の下流に加えられる。こうした実施形態では、エンジン排気ガスは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を通過し、排気ガスの温度が発熱反応によって増加する。次いで、タービンに供給される全質量流量が増加するように圧縮されたフィードバック空気が加えられ、膨張する。本発明の実施形態は、より低温の圧縮されたフィードバック空気とエンジン排気ガスとの組合せがタービンブレードの作動に最適な温度でタービンに送達されることを保証するために、排気を冷却し且つタービンを駆動するために供給される圧縮されたフィードバック空気の量を制御する。

図１６で例証された触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６がエンジン１６０２からの排気ガスよりも大きいサーマルマスを有するので、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６は、最初にサーマルダンパとして作動し、これは高温サーマルスパイクがタービン１６０６に到達するのを防ぐ。しかしながら、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６における反応は本質的に発熱性なので、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を出る排気ガスの温度は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６に入る排気ガスの温度よりも高い。タービンに入る排気ガスの温度がタービン１６０６の最大作動温度よりも低いままである限り、問題はない。

しかしながら、エンジン１６０２の持続的な高速及び高負荷作動中に、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６から転換された排気ガスの出口温度が、タービン１６０６の最大作動温度を超えることがある。前述のように、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を出る排気ガスの温度は、圧縮機１６０８からの圧縮空気の一部をフィードバック弁１６１８を介して供給し、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を出る排気ガスと混合することによって低下する。大いに改善された燃費は、従来のシステムでなされるようにこうした条件の間に燃料を冷却液として用いないことによって達成される。加えて、圧縮機１６０８がエンジン１６０２に最適なブーストを及びフィードバック弁１６１８を介してタービン１６０６に圧縮されたフィードバック空気を提供するのに十分な量の圧縮空気を供給することを可能にするために、トランスミッションの作動が制御される。タービンを通る圧縮空気の増加した質量流量に起因してタービン１６０６によって発生する過剰な動力がトランスミッション１６１０を介してクランクシャフト１６１２に流され、燃料効率がさらにもっと高まる。

圧縮機１６０８からの圧縮空気の出力温度は、典型的には約２００℃から３００℃までの間である。従来のタービンは、およそ９５０℃でガスから動力を抽出するために最適に作動することができるが、これ以上高い温度では歪み又は故障の可能性がある。タービンブレードの材料限界により、およそ９５０℃で最適な動力が達成される。材料が排気ガス温度を約９５０℃に制限するので、温度限界、例えば９５０℃でタービンを横切る質量流量を増加させるためにより多くの空気を供給することは、タービンの性能を高める。

２００℃〜３００℃での圧縮されたフィードバック空気のこうした流れは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を出ていく排気ガスの温度を低下させるのに役立つが、タービン１６０６の熱的限度内で温度及び質量流量が最大になるときにタービン１６０６から最大動力を供給できることが認識される。したがって、一実施形態では、フィードバック空気の量は、タービンに送達される動力量を最大にする又は大いに増加させるために、排気ガスとフィードバック空気の組合せがタービンの最大作動温度に又はその付近に維持されるように制御される。エンジン１６０２に最適なブーストを供給し且つフィードバック弁１６１８を介して圧縮機フィードバック空気を供給するために、圧縮機１６０８によってこの過剰な動力のすべては普通は必要とされないので、過剰な動力をトランスミッション１６１０によってエンジン１６０２のクランクシャフト１６１２に伝達し、これによりエンジン１６０２の全体的効率又は動力を増加させてもよい。

上述のように、一実施形態では、フィードバック弁１６１８を介する圧縮機フィードバック空気の接続は、エンジン１６０２とタービン１６０６との間の熱バッファとして触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を採用する。したがって、圧縮機からの空気の供給は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６内の化学量論的反応を乱さないように触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の下流に提供される。すなわち、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を使用する実施形態では、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の上流に圧縮機フィードバック空気を供給することは、結果として触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６に過剰な酸素を供給することになり、これにより、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６が適正作動に必要な化学量論的反応を起こすのを防ぐ。

タービンブレード上の圧縮機フィードバック空気と排気ガスとの混合ガスの温度が最大になる（タービン自体の材料限界内）ときにタービン１６０６によって最適な発電効率が達成されるので、フィードバック弁１６１８によって許される圧縮機フィードバック空気の量は、温度をこうした最適化された温度よりも著しく低下させないように制限される。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６が発熱反応を介してより多くの熱エネルギーを生じ、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６から転換された排気ガスの温度がタービン１６０６の最高作動温度よりも上の温度に高まるので、より多くの圧縮機フィードバック空気がフィードバック弁１６１８を介して供給される場合があり、これはタービン１６０６に供給される質量流量及びエネルギーを増加させる。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６によって発生する熱エネルギーの量が減少するので、空気を必要以上に供給するのを避けるためにフィードバック弁１６１８によって供給される圧縮機フィードバック空気の量もまた減少させることができ、この結果、最適な作動条件での混合ガスの温度の維持がもたらされる。

別の実施形態では、システムは、圧縮機のサージを避けるために、より低温の圧縮機空気をタービンの前方の排気の中に低速高負荷の作動条件でフィードバックするためにフィードバック弁１６１８を使用する。圧縮機のサージは、圧縮機圧力が高くなるが、低ｒｐｍでのエンジン回転の結果としてエンジンに入るのを許される質量流量は低く、多くの吸気の流れを必要としないときに起こる。圧縮機ブレードを横切る低い空気流に起因する圧縮機のサージ（又は空力的失速）が圧縮機の効率を非常に迅速に落とすことになる。普通のターボチャージャの場合には、十分なサージがタービンがスピンするのを止めることがある。スーパーターボチャージャの場合には、圧縮機をサージに追い込むために、エンジンクランクシャフトからの動力を用いることが可能である。フィードバック弁１６１８の開放は、圧縮空気の一部をエンジンの周りにフィードバックすることを可能にする。このフィードバック流れは、圧縮機をサージ外にもっていき、より高いブースト圧力がエンジン１６０２に到達することを可能にし、これにより、エンジン１６０２が低いエンジン速度で通常可能となるよりも多くの動力を発生することを可能にする。圧縮空気をタービンの前方の排気の中に噴射することは、すべての流れがタービンに到達し、これが高いブースト圧力レベルに過給するのにエンジンから必要とされる動力を最小にするように、圧縮機を通る全質量流量を保つ。

別の実施形態では、リッチエンジンコールドスタート中の作動のために付加的なコールドスタート制御弁１６２０が含まれてもよい。こうしたエンジンコールドスタート中に、エンジン１６０２からの排気ガスは、典型的に過剰な未燃燃料を含む。このリッチ混合気は化学量論的ではないので、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６は、排気ガス中の未燃炭化水素（ＵＨＣ）を十分に減らすことができない。こうした時間の間、圧縮機フィードバック空気を触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の入力に提供して、リッチ混合気を化学量論的レベルに下げるのに必要な追加の酸素を供給するために、コールドスタート制御弁１６２０が開かれてもよい。これは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６がより早く着火し、且つコールドスタートイベント中のエミッションをより効率よく減らすことを可能にする。エンジンがアイドリングしている場合、普通のターボチャージャは、フィードバック空気を供給することができるブースト圧力を有さないであろう。しかしながら、トランスミッション１６１０のトランスミッション比は、空気が弁１６２０を通して流れるのに必要とされる圧力を発生させるのに十分な速度を圧縮機に与えるように調整することができる。その点において、アイドリング中に、特にコールドスタート中にエンジンドライブシャフト１６１２から圧縮機１６０８に十分な回転速度を提供して、コールドスタート弁１６２０を通して流れる空気を十分に圧縮し、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を十分な量の酸素と共に点火することができるようにトランスミッション１６１０の比を調整するために、制御信号１６２４を用いることができる。

付加的な酸素のための要件は、コールドスタートイベントにおいて典型的に制限され、しばしば３０〜４０秒間にわたる。多くの車両は、現在、こうした空気ポンプが作動に要する限られた時間量に比べて多大な費用及び重量でコールドスタートイベント中にこの酸素を供給するために、別個の空気ポンプを含む。別個の空気ポンプを簡単なコールドスタート制御弁１６２０に置き換えることによって、多大な費用、重量、及び複雑さの節減が実現される。スーパーターボチャージャ１６０４はトランスミッション１６１０を介して圧縮機１６０８の速度を制御できるので、コールドスタート制御弁１６２０は、簡単なオン／オフ弁を備えてもよい。次いで、制御信号１６２４の動作の下でトランスミッション１６１０を介して圧縮機１６０８の速度を制御することによって、コールドスタートイベント中に供給される空気の量を制御することができる。

コールドスタート制御弁１６２０はまた、燃料効率に対して負の影響を及ぼすにもかかわらずエンジン内で及び／又は触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６に対して燃料が冷却液として用いられる場合に、極めて高温の作動期間中に用いられてもよい。このような状況では、コールドスタート制御弁１６２０は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６が排気中の未燃炭化水素エミッションを適正に減らすことを可能にするためにリッチ排気を化学量論的レベルに引き下げるのに必要な追加の酸素を供給できるであろう。これは、従来のシステムを上回る環境への多大な利点を提供する。

コールドスタート制御弁１６２０がオン／オフ弁である実施形態では、システムは、排気が化学量論的レベルに下がるように供給される圧縮空気の量を変化させるために、コールドスタート制御弁１６２０を変調することができる。これと同じ機能を達成するために他のタイプの可変流量制御弁が用いられてもよい。

図１６はまた、コントローラ１６４０を開示する。コントローラ１６４０は、フィードバック弁１６１８及びコールドスタート弁１６２０の作動を制御する。コントローラ１６４０は、フィードバック弁１６１８を通して流れる空気の量を異なる条件に対して最適化するために作動する。フィードバック弁１６１８を通して流れる空気の量は、前述のように特定の所望の条件を得るのに必要な最小量の空気の流れである。コントローラ１６４０がフィードバック弁１６１８を作動させる２つの特定の条件、すなわち、１）所与のブースト要件に関する圧縮機のサージ限界が、ほぼエンジンの低ｒｐｍ、高負荷でのものである、及び２）タービン１６０６に入る混合ガスの温度が、ほぼ高ｒｐｍ、高負荷条件でのものである、という条件が存在する。

図１６に示すように、コントローラ１６４０は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６によって生じた高温排気ガスと混合される圧縮機１６０８から供給される冷却空気の混合ガスの温度を検出する温度センサ１６３８から混合ガス温度信号１６３０を受け取る。加えて、コントローラ１６４０は、圧縮機１６０８から供給される圧縮空気の導管の中に配置される圧力センサ１６３６によって生成される圧縮空気吸気圧信号１６３２を検出する。さらに、エンジン１６０２又はスロットルから供給されるエンジン速度信号１６２６及びエンジン負荷信号１６２８がコントローラ１６４０に送られる。

高速、高負荷条件でタービン１６０６に供給される混合ガスの温度の制御に関して、コントローラ１６４０は、混合ガスの温度を、タービン１６０６の機構を損傷するほど高くはない、タービン１６０６の作動を最大にする温度に制限する。一実施形態では、およそ９２５℃の温度が、混合ガスがタービン１６０６を作動させるのに最適な温度である。タービン１６０６に送られる混合ガスの温度が９００℃を超え始めると、圧縮機１６０８からの圧縮空気が触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６からの高温排気ガスをタービン１６０６の中に通過する前に冷却できるようにするために、フィードバック弁１６１８が開かれる。コントローラ１６４０は、上限９５０℃及び下限９００℃でおよそ９２５℃の温度を対象とするように設計することができる。９５０℃の限界は、従来の材料を用いるタービン１６０６への損傷が起こる可能性がある限界である。もちろん、コントローラは、タービン１６０６に用いられる特定のタイプのコンポーネント及び材料に応じて他の温度に向けて設計することができる。これらの制御された結果をもたらすために、コントローラ１６４０において従来の比例積分微分（ｐｒｏｐｏｒｔｉｏｎａｌ ｉｎｔｅｇｒａｌ ｄｅｒｉｖａｔｉｖｅ）（ＰＩＤ）制御論理デバイスを用いることができる。

タービン１６０６に入る混合ガスの温度を制御する利点は、混合ガスのタービン入口温度を制限するための排気中の燃料の使用が廃止されることである。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６からの高温排気ガスを冷却するためにより低温の圧縮空気の流れを用いることは、大きい質量を有する大量の空気が混合ガスの所望のより低い温度を達成することを必要とする。圧縮機１６０８からのより低温の圧縮空気は、特に排気ガスに挿入される液体燃料と比べたときに良好な冷却液ではないので、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６からの高温排気ガスを冷却するのに必要とされる空気の量は多い。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の出力からの高温排気ガスは、圧縮機１６０８からのより低温の圧縮ガスを膨張させて混合ガスをもたらす。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６からの高温排気ガスの温度を下げるのに圧縮機１６０８からの大量のより低温の圧縮空気が必要とされるため、大きい質量流量の混合ガスがタービン１６０６を横切って流れ、これはタービン１６０６の出力を大いに増加させる。タービン動力は、質量流量からフィードバック弁１６１８を通して流れる圧縮空気を圧縮するのに必要とされる仕事を引いた差異によって生み出される動力の差異だけ増加する。温度センサ１６３８から混合ガス温度信号１６３０を取得し、フィードバック弁１６１８によって圧縮空気の追加を制御することによって、最高温度は超過されない。

コントローラ１６４０はまた、圧縮機１６０８におけるサージを制限するためにフィードバック弁１６１８を制御する。サージ限界は、ブースト圧力、圧縮機を通る空気の流れ、及び圧縮機１６０８の設計の関数として変化する境界である。ターボチャージャに典型的に用いられる圧縮機１６０８のような圧縮機は、吸気１６２２の流れが低く、吸気１６２２と圧縮空気との間の圧力比が高いときに、サージ限界を超える。従来のスーパーターボチャージャでは、エンジン速度（ｒｐｍ）１６２６が低いときに吸気１６２２の流れは低い。低ｒｐｍにおいて、圧縮空気がエンジン１６０２によって大量に用いられないときには、吸気１６２２の質量流量は低く、回転する圧縮機１６０８が吸気１６２２の妥当な流れなしに高圧導管の中に空気を押し込むことはできないので、サージが起こる。フィードバック弁１６１８は、圧縮空気導管１６０９を通した流れを可能にし、且つ圧縮機１６０８におけるサージを防ぐ又は減らす。圧縮機１６０８でサージが起こると、圧縮空気導管１６０９の中の圧力を維持することはできない。したがって、エンジン１６０２の低ｒｐｍ、高負荷作動条件では、圧縮空気導管１６０９の中の圧縮空気の圧力は、所望のレベルよりも低下する場合がある。フィードバック弁１６１８を開くことによって、特にエンジンの低ｒｐｍ、高負荷作動条件での圧縮機１６０８を通した吸気１６２２の流れが増加し、これは、圧縮空気導管１６０９の中で所望のレベルのブーストが達成されることを可能にする。フィードバック弁１６１８は、圧縮空気導管１６０９の中の所望の圧力に達するまで単純に開くことができる。しかしながら、圧縮空気導管１６０９の中のブースト圧力を単純に検出することによって、圧縮機１６０８をサージ条件外にもっていくためにフィードバック弁１６１８が開かれる前にサージが起こるであろう。

しかしながら、サージ限界を判定し、サージ条件が発生する前にフィードバック弁１６１８を前もって開くことが好ましい。所与のｒｐｍ及び所望のブーストレベルに関して、サージ限界を判定することができる。フィードバック弁１６１８は、圧縮機１６０８が計算されたサージ限界に達する前に開き始めることができる。弁の早期の開放は、圧縮機が圧縮機作動パラメータのより高い効率点のより近くにとどまるので、圧縮機がより高いブースト圧力までより迅速にスプールアップすることを可能にする。次いで、低ｒｐｍでのブースト圧力の急上昇を達成することができる。サージが起こる前に弁を開くことによって、より安定な制御システムも達成することができる。

エンジン１６０２の応答性を改善するような方法でフィードバック弁１６１８を開くことは、エンジン１６０２がより低いｒｐｍにあるときにエンジン１６０２がより高いブースト圧力をより迅速に得られるようにすることによって達成される。圧縮機１６０８はまた、より効率的であり、これは、結果として、トランスミッション１６１０が過給を達成するのにより少ない仕事をもたらす。サージ限界の制御は、ＭＡＴＬＡＢのような標準モデルベースの制御シミュレーションコード内でモデル化することができる。このようなモデリングは、コントローラ１６４０のシミュレーション及びコントローラ１６４０のアルゴリズムの自動コーディングを可能にするであろう。

上記で説明されたようなモデルベースの制御システムは、タービン１６０６の回転を制御するのにトランスミッション１６１０を利用する点及び圧縮機１６０８がターボラグなしにブースト圧力を発生させる点において独特のものである。言い換えれば、トランスミッション１６１０は、圧縮機１６０８を駆動するためにクランクシャフト１６１２から回転エネルギーを抽出して、タービン１６０６が圧縮機１０８をこうした所望のレベルで駆動するのに十分なだけの機械エネルギーを発生させる前に、圧縮空気導管１６０９における所望のブーストを非常に迅速に達成することができる。このように、ラグを減らすための従来のターボチャージャにおける制御が低減され又は廃止される。コントローラ１６４０のモデルベースの制御は、圧縮機１０８の作動パラメータ内で圧縮機１６０８の最適な効率を維持するように設計されるべきである。

コントローラ１６４０の制御モデルはまた、対象速度及び負荷が車両のスロットルの位置に対して定義されてもよい所与の対象速度及び負荷でエンジンによって許容される質量流量に対してマップされる場合に、圧力作動パラメータに対して注意深くモデル化されるべきである。図１６に示すように、エンジン速度信号１６２６は、エンジン１６０２から得ることができ、コントローラ１６４０に適用される。同様に、エンジン負荷信号１６２８は、エンジン１６０２から得ることができ、コントローラ１６４０に適用することができる。代替的に、これらのパラメータは、エンジンスロットル（図示せず）上に位置するセンサから得ることができる。次いで、コントローラ１６４０によって生成された制御信号１６４２に応答してフィードバック弁１６１８を作動させることができる。圧力センサ１６３６は、コントローラ１６４０に適用される圧縮空気吸気圧信号１６３２を生成し、コントローラ１６４０は、エンジン速度信号１６２６、エンジン負荷信号１６２８、及び圧縮空気吸気圧信号１６３２に応答して制御信号１６４２を計算する。

圧縮機１６０８がサージ限界に到達せず、且つ温度センサ１６３８によって検出される場合の混合ガスの温度に達しない、エンジン１６０２の作動条件の間、システムが従来のスーパーターボチャージャ付きシステムとして働くようにフィードバック弁１６１８が閉じられる。これは、エンジン１６０２の作動パラメータの大部分で起こる。エンジン１６０２の高負荷及び低ｒｐｍ条件が起こるときに、サージを防ぐためにフィードバック弁１６１８が開かれる。同様に、エンジン１６０２の高ｒｐｍ、高負荷作動条件では、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の出力で排気ガス中に高温が生じ、そのため、タービン１６０６に適用される燃料混合気の温度をタービン１６０６を損傷させるであろう温度よりも下げるためにフィードバック弁１６１８が開かれなければならない。

図１７は、図１６で例証された高効率スーパーターボチャージャ付きエンジンシステム１６００の実施形態の詳細図である。図１７に示すように、エンジン１６０２は、従来のスーパーターボチャージャ付きエンジンよりも全体として高い効率を提供すると共に、低ｒｐｍ、高負荷作動条件での高い最適な効率及び高ｒｐｍ、高負荷条件での高い最適な効率を提供するために、図１６に関して上記で説明されたように修正されているスーパーターボチャージャを含む。スーパーターボチャージャは、シャフトによって圧縮機１６０８に機械的に接続されるタービン１６０６を含む。圧縮機１６０８は、吸気１６２２を圧縮し、圧縮された吸気を導管１７０４に供給する。導管１７０４は、フィードバック弁１６１８及び中間冷却器１６１４に接続される。上で開示されたように、中間冷却器１６１４は、圧縮空気を冷却するように機能し、圧縮空気は、圧縮プロセス中に加熱されることになる。中間冷却器１６１４は、圧縮空気導管１７２６に接続され、これは次に、エンジン１６０２の吸込みマニホルド（図示せず）に接続される。圧力センサ１６３６は、圧力を検出し且つコントローラ１６４０に適用される圧縮吸気圧信号１６３２を介して圧力読み取りを供給するために、圧縮空気導管１７０４に接続される。フィードバック弁１６１８は、上で開示されたようにコントローラ１６４０によって生成されるコントローラ・フィードバック弁制御信号１６４２によって制御される。或る作動条件下で、圧縮空気導管１７０４から混合チャンバ１７０６に圧縮空気を供給するためにフィードバック弁１６１８が開く。

図１７の実施形態に示すように、圧縮空気導管１７０４から供給され開口部１７０２を通過する圧縮空気が触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８の中で排気ガスと混合されるように、混合チャンバ１７０６は、単純に、圧縮空気導管１７０４によって取り囲まれる触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８の一連の開口部１７０２を備える。より低温の圧縮空気を排気ガスと混合して排気ガスの温度を下げるために任意の所望のタイプの混合チャンバを用いることができる。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８の中の排気ガスの温度を測定するために、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８に温度センサ１６３８が配置される。温度センサ１６３８は、混合ガス温度信号１６３０をコントローラ１６４０に供給し、これは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管２０８の中の排気ガスの温度がタービン１６０６を損傷するであろう最高温度を超えないことを保証するために、フィードバック弁１６１８を制御する。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ入口導管１７１４によって排気マニホルド１７１０に接続される。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を排気マニホルド１７１０の近傍に配置することによって、エンジンからの高温排気ガスが触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６に直接流れ込み、これは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を活性化させるのを助ける。言い換えれば、エンジン排気ガスの出口に近い触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の近接位置は、排気ガスを触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６に入る前に実質的に冷却せず、これは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の性能を高める。排気ガスが触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６を通過する際に、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６は、排気ガスに付加的な熱を加える。触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の出力でのこれらの非常に高温の排気ガスは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管２０８に供給され、混合チャンバ１７０６の中で圧縮空気導管１７０４からの圧縮された吸気で冷却される。エンジン１６０２の作動条件に応じて変化する触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の出力で生じる非常に高温の排気ガスの温度に応じて、高速、高負荷条件の間に、異なる量の圧縮された吸気が排気ガスに追加されるであろう。低いエンジン速度、高いエンジン負荷条件の間に、フィードバック弁１６１８はまた、サージを避けるために吸気が圧縮機を通して流れることを可能にするように機能する。サージは、低いエンジン速度条件の間の圧縮機を通る低い流れ条件の結果として起こる圧縮機ブレードの空力的失速と類似している。サージが起こるときに、圧縮機１６０８が吸気を圧縮できないので、吸込みマニホルド（図示せず）の中の圧力が低下する。フィードバック弁１６１８が開かれる結果として空気が圧縮機１６０８を通して流れるようにすることによって、低いエンジン速度で高いトルクが必要とされるときに、高い吸込みマニホルド圧により高いトルクを達成することができるように、吸込みマニホルドの中の圧力を維持することができる。

上で開示されたように、エンジンが、高速、高負荷条件の下で作動しているときに、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８に供給される排気ガス中に大量の熱を発生させる。圧縮された、より低温の吸気を触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ出力導管１７０８に供給することによって、高速、高負荷条件の下で高温排気ガスが冷却される。エンジンの負荷及び速度が増加するのに伴って、より高温のガスが生じ、導管１７０４からのより多くの圧縮空気が必要とされる。タービン１６０６が、低速、高負荷条件の下でのように、圧縮機を駆動するのに十分な回転エネルギーを提供しない場合、エンジンクランクシャフト１６１２が、ドライブベルト１７２２、ドライブプーリ１７１８、シャフト１７２４、無段変速機１７１６、及びトランスミッション１７２８を介して圧縮機１６０８に回転エネルギーを供給することができる。また、推進トレーンのあらゆる部分を圧縮機１６０８に回転エネルギーを供給するのに用いることができ、図１７は、開示された一実施形態に係る一実装を開示する。

同じく図１７で例証されるように、圧縮空気導管１７０４にコールドスタート弁１６２０も接続され、これは次に、コールドスタート導管１７１２に接続される。コールドスタート導管１７１２は、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ入口導管１７１４に接続され、これは、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６から上流にある。コールドスタート弁の目的は、上で開示されたように始動条件の間に触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６の入力に圧縮された吸気を提供することである。始動条件の下で、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６がフル作動温度に達する前に、触媒プロセスを開始するためにコールドスタート導管１７１２を介して付加的な酸素が提供される。コールドスタート導管１７１２を介して提供される付加的な酸素は、触媒プロセスの開始を助ける。コントローラ１６４０は、エンジン速度信号１６２６、エンジン負荷信号１６２８、及び混合ガス温度信号１６３０に応答して、コントローラ・コールドスタート弁制御信号１６４４を介してコールドスタート弁１６２０を制御する。

したがって、高効率のスーパーターボチャージャ付きエンジン１６００は、２つの理由でフィードバック弁１６１８が圧縮機からの圧縮空気の一部をタービンの入力に供給すること以外は、スーパーターボチャージャと類似した方法で作動する。１つの理由は、排気ガスの全エネルギーを使用できるように排気ガスをタービンに入る前に冷却するためであり、高速、高負荷条件の下ではウェイストゲートは必要ではない。他の理由は、低ｒｐｍ、高負荷条件でのサージを防ぐために、圧縮機を通した空気の流れを提供するためである。加えて、タービン１６０６を駆動し及び触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６からの高温ガスと混合される圧縮された吸気を膨張させるのに触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６によって発生した熱を用いることができるように、触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタを排気ガスがタービンに到達する前に排気ストリームの中に接続することができ、これはシステムの効率を大きく増加させる。さらに、コールドスタート弁１６２０は、始動条件の間に排気ガスに酸素を提供することによって触媒担持ディーゼルパティキュレートフィルタ１６１６における触媒プロセスを開始するのに用いることができる。

したがって、タービン／圧縮機シャフトの回転機械速度を推進トレーンとタービン／圧縮機シャフトとの間でエネルギーを結合する無段変速機によって用いられるｒｐｍレベルに低減させる固定変速比を有する高速トラクションドライブを用いる独特なスーパーターボチャージャが開示される。スーパーターボチャージャ設計の独自性は、トランスミッションがシステム内に配置されることである。スーパーターボチャージャハウジングの下側部分内に無段変速機が配置される。無段変速機１１１６は、スーパーターボチャージャとエンジンとの間で回転機械エネルギーを伝達するのに必要な無限可変速度比を提供する。無段変速機１１１６として、歯車付き無段変速機を用いることができ、又はトラクションドライブ無段変速機を用いることができる。したがって、高速トラクションドライブ１１４と無段変速機１１１６との両方のためにトラクションドライブを用いることができる。

本発明の上記の説明は、例証及び説明の目的で与えられている。網羅的となること又は本発明を開示された正確な形態に限定することは意図されず、上記の教示に照らして他の修正及び変形が可能な場合がある。実施形態は、当業者が本発明を種々の実施形態で及び考慮される特定の使用に合わされる場合の種々の修正をなして最良に使用できるようにするために、本発明の原理及びその実際の適用を最もよく解説するように選択され及び説明されたものである。付属の請求項は、従来技術によって制限される範囲を除いて、本発明の他の代替的実施形態を含むように解釈されることを意図される。

Claims (14)

1. エンジンに結合されるスーパーターボチャージャであって、
   前記エンジンによって生じた排気ガスのエンタルピーからタービン回転機械エネルギーを発生させるタービンと、
   前記タービン回転機械エネルギーと、前記エンジンによって発生したエンジン回転機械エネルギーとに応答して、吸気を圧縮して圧縮空気を前記エンジンに供給する圧縮機と、
   前記タービン及び前記圧縮機に接続される端部と、シャフトトラクション面を有する中央部とを有するシャフトと、
   少なくとも２つの可変径遊星ローラを有する遊星トラクションドライブであって、前記遊星トラクションドライブが遊星キャリヤを有し、前記可変径遊星ローラが前記遊星キャリヤの上に設置され、前記遊星トラクションドライブが前記シャフトトラクション面の周りに配置され、前記可変径遊星ローラが、前記シャフトトラクション面と整合する第１の複数の遊星ローラトラクション面を有し、それにより、第１の複数のトラクション境界面が、前記第１の複数の遊星ローラトラクション面と前記シャフトトラクション面との間に存在し、前記トラクションドライブが、前記可変径遊星ローラの第２の複数の遊星ローラトラクション面を通じて第２の複数のトラクション境界面をもたらすように前記可変径遊星ローラによって回転するリングローラをさらに備える、遊星トラクションドライブと、
   前記リングローラ及び前記エンジンに機械的に結合され、前記エンジンの作動条件に応じて、前記エンジンに前記タービン回転機械エネルギーの一部を、又は前記遊星トラクションドライブに前記エンジン回転機械エネルギーの一部を伝達する、無段変速機と、
   を備える、スーパーターボチャージャ。
2. 前記無段変速機が、トラクションドライブ無段変速機を備える、請求項１に記載のスーパーターボチャージャ。
3. 前記無段変速機が、遊星ボールベアリングトラクションドライブ無段変速機を備える、請求項２に記載のスーパーターボチャージャ。
4. 前記遊星トラクションドライブが、少なくとも３つの遊星ローラを有する、請求項１に記載のスーパーターボチャージャ。
5. 前記リングローラが、前記第２の複数のトラクション境界面をもたらすために、前記第２の複数の遊星ローラトラクション面と整合するリングローラトラクション面を有する、請求項１に記載のスーパーターボチャージャ。
6. 前記リングローラが、前記第２の複数のトラクション境界面をもたらすために、前記第１の複数の遊星ローラトラクション面よりも小さい直径を有する、前記第２の複数の遊星ローラトラクション面と整合するリングローラトラクション面を有する、請求項１に記載のスーパーターボチャージャ。
7. スーパーターボチャージャとエンジンとの間で回転機械エネルギーを伝達する方法であって、
   前記エンジンによって生じた排気ガスのエンタルピーからタービンにタービン回転機械エネルギーを発生させるステップ（ａ）と、
   前記タービン回転機械エネルギーと、前記エンジンによって発生したエンジン回転機械エネルギーとに応答して、前記エンジンに圧縮空気を供給するために圧縮機を用いて吸気を圧縮するステップ（ｂ）と、
   前記タービン及び前記圧縮機に接続される端部と、シャフトトラクション面を有する中央部とを有するシャフトを提供するステップ（ｃ）と、
   前記シャフトトラクション面に少なくとも３つの可変径遊星ローラを有する遊星トラクションドライブを機械的に結合するステップ（ｄ）であって、前記遊星トラクションドライブが遊星キャリヤを有し、前記可変径遊星ローラが前記遊星キャリヤの上に設置される、ステップ（ｄ）と、
   前記可変径遊星ローラの第１の複数の遊星ローラトラクション面を前記シャフトトラクション面と接触して配置するステップ（ｅ）であって、それにより、第１の複数のトラクション境界面が、前記第１の複数の遊星ローラトラクション面と前記シャフトトラクション面との間にもたらされる、ステップ（ｅ）と、
   リングローラを前記可変径遊星ローラの第２の複数の遊星ローラトラクション面と接触して配置するステップ（ｆ）であって、それにより、第２の複数のトラクション境界面が、前記可変径遊星ローラと前記リングローラとの間にもたらされる、ステップ（ｆ）と、
   前記エンジンの作動条件に応じて、前記エンジンに前記タービン回転機械エネルギーの一部を、又は前記遊星トラクションドライブに前記エンジン回転機械エネルギーの一部を伝達するために、前記リングローラ及び前記エンジンに無段変速機を機械的に結合するステップ（ｇ）と、
   を含む、方法。
8. 少なくとも１つの機械装置を通じて回転機械エネルギーを伝達するステップ（ｈ）をさらに含む、請求項７に記載の方法。
9. 前記ステップ（ｈ）が、車両のトランスミッションに回転機械エネルギーを伝達するステップ（ｈ１）をさらに含む、請求項８に記載の方法。
10. 前記ステップ（ｈ）が、車両の推進トレーンに回転機械エネルギーを伝達するステップ（ｈ２）をさらに含む、請求項８に記載の方法。
11. 前記ステップ（ｆ）が、前記第２の複数のトラクション境界面をもたらすために、前記リングローラのリングローラトラクション面を前記第２の複数の遊星ローラトラクション面と接触して配置するステップ（ｆ１）をさらに含む、請求項７に記載の方法。
12. 前記ステップ（ｆ）が、前記第２の複数のトラクション境界面をもたらすために、前記リングローラのリングローラトラクション面を、前記第１の複数の遊星ローラトラクション面よりも小さい直径を有する、前記第２の複数の遊星ローラトラクション面と接触して配置するステップ（ｆ２）をさらに含む、請求項７に記載の方法。
13. 前記ステップ（ｇ）が、前記リングローラにトラクションドライブ無段変速機を機械的に結合するステップ（ｇ１）をさらに含む、請求項７に記載の方法。
14. 前記ステップ（ｇ１）が、前記リングローラに遊星ボールベアリング無段変速機を機械的に結合するステップ（ｇ１ａ）をさらに含む、請求項１３に記載の方法。
    

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