JP6394621B2 - エンジンの過給装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動車に搭載されるエンジンの過給装置に関する。

エンジンの出力を高めるために、エンジンにターボ過給機を搭載し、排気ガスのエネルギーを利用して吸気を過給することが行われている。

一般に、ターボ過給機は、タービンやコンプレッサなどで構成されており、エンジンから排出される排気ガスでタービンを回転させ、その動力でコンプレッサを駆動することによって吸気圧を増大させている。

自動車の場合、走行状態によってエンジンの回転数は大きく変化する。そのため、自動車に搭載されるターボ過給機は、排気ガスが少ない低速運転領域から、排気ガスが多い高速運転領域まで、幅広く変化する排気ガス量に対して安定した過給性能を確保することが求められる。

そのようなターボ過給機において、特許文献１には、エンジンの複数の気筒から排気ガスをタービンに導入する排気通路群を、第１及び第２の２つの排気系１６１，１６２に分けることが開示されている。

具体的には、２つの排気系１６１，１６２の流路断面積を略同一にしたうえで、第１の排気系１６１は、第２の排気系１６２に比べて、経路長が短く、容積が小さく設計されている。そうして、第１の排気系１６１をタービン２１の外周側に導入し、第２の排気系１６２をタービン２１の内周側に導入している。

そうすることで、相対的に速い流速の排気ガスを、外周側からタービンに導入し、低速運転領域で高い過給性能が発揮できるようにしている。

ところが、特許文献１のターボ過給機の場合、常に、両排気系に排気ガスが流れるため、排気量の少ない運転領域での排気ガスの利用に改善の余地がある。

それに対し、特許文献２には、エンジンの運転領域によって排気通路の開口面積を大小に変化させる可変排気バルブ３０を備え、排気量の少ない運転領域では排気通路の開口面積を絞るようにしたエンジンシステムが開示されている。

具体的には、排気ガスをタービンに導入するダクト５１ｂが、整流板５６で、内周側と外周側とに２分されていて、可変排気バルブ３０で開口面積が低減される時に、外周側の通路が塞がれ、整流板５６で排気ガスの主流がタービンの内周側に導入されるように構成されている。

その整流板５６は、タービン室５１ｃの内部に湾曲しながら入り込んでいる。詳しくは、整流板５６の終端５６ａが、タービンケーシング５１ａの舌部５１ｄ（タービンホイールが近接しているタービン室のスクロールの巻き始め部分）と、タービンホイールを挟んで対向する位置まで延出されており、タービンホイールと近接するように構成されている。

そうすることで、整流板５６の終端５６ａと舌部５１ｄとの部位で、タービンホイールが排気ガスから大きな偶力Ｆｃを受けるようにし、タービンホイールのシャフト５３に作用する曲げモーメントを小さくしながら、タービンホイールに大きなモーメントが作用するようにしている。

特開２００８−３１９４２号公報 特開２００９−１４４６４２号公報

しかしながら、特許文献２のように、整流板をタービン室の内部まで大きく延出させると、内周側の通路と外周側の通路とで、タービン室に排気ガスが入り込む位置が離れてしまうため、内周側の通路だけでなく外周側の通路からも排気ガスがタービンに導入される場合に、各気筒から排出される排気ガスの圧力や流れが、タービンホイールに作用するタイミングがずれてエネルギーロスが発生する。

そこで、本発明の目的は、運転領域の広い範囲で効率的に排気ガスをタービンに作用させることができるエンジンの過給装置を提供することにある。

開示する技術は、タービンを備えたエンジンの過給装置に関する。

前記タービンは、前記エンジンに組み付けられて、前記エンジンの各気筒から排出される排気ガスを導入するタービン導入路を有するタービンハウジングと、前記タービンハウジングの内部に、前記タービン導入路よりも下流側に前記タービン導入路に連なって形成され、排気ガスを旋回させながら通過させるタービンスクロールと、外周縁が前記タービンハウジングの舌部に近接した状態で前記タービンスクロールに収容され、回転軸を中心に排気ガスによって回転されるタービンホイールと、を有している。

前記タービン導入路は、仕切壁部により、前記タービンスクロールに内周側から排気ガスを導入する第１導入路と、前記タービンスクロールに外周側から排気ガスを導入する第２導入路と、に区画されている。前記タービン導入路の下流側の端部に、前記第１導入路及び前記第２導入路が合流して前記タービンスクロールに排気ガスを導入させる合流部が設けられている。前記第２導入路の上流側には、流路断面積を変化させることによって当該第２導入路への排気ガスの導入量を変化させる排気可変バルブが設けられている。そして、前記回転軸が延びる方向から見た場合に、前記仕切壁部の下流端が、前記回転軸及び前記舌部の先端と直列状に配置されている。前記仕切壁部の下流端と前記回転軸との間に前記舌部の先端が位置している。

すなわち、この過給装置のタービンハウジングには、仕切壁部により、エンジンの各気筒から排出される排気ガスをタービンスクロールに内周側から導入する第１導入路と、同様に外周側から排気ガスを導入する第２導入路とに区画されたタービン導入路が設けられていて、第２導入路の上流側に設けられた排気可変バルブにより、第２導入路への排気ガスの導入量は変更可能になっている。

従って、特許文献２のエンジンシステムと同様に、排気量の少ない運転領域では、排気可変バルブにより、第２導入路への排気ガスの導入量を減少させ、その分、第１導入路への排気ガスの導入量を増加させることができるので、少ない排気ガスを効率的に利用でき、運転領域の広い範囲で効率的に排気ガスをタービンに作用させることができる。

更に、回転軸が延びる方向から見た場合に、仕切壁部の下流端が、回転軸及び舌部と直列状に配置したことにより、第１導入路と第２導入路の双方から排ガスを導入する場合に発生する、排気ガスのエネルギーロスを抑制することができる。

詳細は後述するが、仕切壁部の下流端をこれよりも上流側に配置すると、排気ガスの流れが乱れて、タービンホイールに与えるエネルギーロスが発生する。また、仕切壁部の下流端をこれよりも下流側に配置すると、各気筒から連続して排出される排気ガスのうち、第１導入路を通った排気ガスと、第２導入路を通った排気ガスとで、タービンホイールに作用するタイミングがずれて、タービンホイールに与えるエネルギーロスが発生する。それに対し、仕切壁部の下流端を回転軸及び舌部と直列状に配置した場合には、タービンホイールに作用する排気ガスのエネルギーロスの発生を最小限に抑制することが可能になる。

特に、前記排気可変バルブは、前記エンジンの回転数が設定回転数以下になると全閉状態となり、前記設定回転数以上になると全開状態となるように、開閉制御される場合に好適である。

このような場合、設定回転数を境に排気可変バルブが開閉されるため、その際に排気ガスの流れが大きく変化する。特に、低速運転領域から高速運転領域への移行時には、排気ガス量が比較的少ないにも係わらず、排気可変バルブが全開されて排気ガスの流路断面積が一気に増加するため、タービンホイールに作用する排気ガスのエネルギーが急激に減少し、タービンの駆動に影響を与えるおそれがある。

それに対し、このターボ過給機では、第１導入路及び第２導入路の双方を通った排気ガスが乱れることなく合流した後、効率よくタービンホイールに作用するように構成されているので、排気ガスの流路断面積が一気に増加しても、タービンホイールに作用する排気ガスのエネルギーロスの発生が抑制され、タービンの駆動に過度な影響が及ばないようにできる。

前記第２導入路における前記仕切壁部と対向している外周側壁部は、前記回転軸の側に向かって次第に近づくように湾曲し、当該外周側壁部の下流側の端部の指向する方向が、前記タービンホイールの側に偏っているようにするとよい。

そうすれば、第２導入路を通じてタービンスクロールに導入される排気ガスは、外周側壁部に沿って流れが誘導され、タービンホイールの側に向かうように、タービンスクロールに導入されることから、その流速や動圧を効率的にタービンに作用させることができる。

また、前記タービンスクロールは、前記エンジンを基準とした上下方向において、前記エンジンの各気筒よりも上方に位置させ、前記第１導入路における前記仕切壁部と対向している内周側壁部は、当該仕切壁部と平行に下流側に向かって斜め上方に延びているようにしてもよい。

そうすれば、各気筒の中心側から排出される排気ガスは、円滑に第１導入路を通じてタービンスクロールに導入されることから、第１導入路を通じてタービンスクロールに導入される排気ガスは、その流速や動圧を効率的にタービンに作用させることができ、タービンの駆動力を高めることができる。

前記排気可変バルブが、通路を塞ぐ遮断面を有するバタフライバルブからなる場合には、前記排気可変バルブが、全閉状態において、前記第１導入路に排気ガスが誘導されるように、前記遮断面の第１流路側端部が反第１流路側端部よりも排気ガス流れ方向下流側に向かって傾斜しているようにするとよい。

そうすれば、排気量の少ない運転領域において、排気ガスを円滑に第１導入路に誘導できるので、タービンホイールに作用する排気ガスのエネルギーロスをいっそう抑制することができる。

また、前記第１導入路の流路断面積は、前記エンジンの各気筒に連通している排気ポートの総流路断面積よりも小さく設定されているようにするのが好ましい。

そうすれば、排気量の少ない運転領域において、第１導入路が、いわゆる排気ガスの絞り部として機能し、排気の促進及び排気ガスの高流速化が行われるので、より効率的に排気ガスをタービンホイールに作用させることができる。

本発明に基づくエンジンの過給装置によれば、運転領域の広い範囲で効率的に排気ガスのエネルギをタービンに作用させることができるようになるので、過給装置の性能が向上する。

本実施形態のターボ過給機を搭載したエンジンを示す概略図である。 本実施形態のターボ過給機を搭載したエンジンの縦断面を示す概略図である。 排気弁装置をタービン側から見た斜視図である。 図３のＩ−Ｉ断面図である。 本実施形態のターボ過給機を搭載したエンジンの性能特性図である。 排気弁装置が開の時の比較実験の結果の一例を示すグラフである。 排気弁装置が閉の時の比較実験の結果の一例を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。ただし、以下の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物あるいはその用途を制限するものではない。

なお、以下の説明では、図１や図２に示すように、方向関係はエンジンを基準とする。すなわち、エンジン本体１における気筒Ｃの配列方向を「左右方向」、これに直交する方向（図１の上下方向）を「前後方向」とし、ターボ過給機５の側をエンジンの「前側」とする。また、各気筒Ｃの中心線が延びる方向（図２に示す）を「上下方向」とする。更に、「上流や下流」は、排気ガスが流れる方向を基準とする。

（エンジン）
図１及び図２に、本発明を適用したターボ過給機５（過給装置）を搭載したエンジンの一例を示す。このエンジンは、自動車に搭載される直列４気筒の４サイクルエンジンであり、シリンダブロック１ａや、その上に組み付けられたシリンダヘッド１ｂなどで構成されたエンジン本体１を備えている。シリンダヘッド１ｂには、排気弁装置２と、ターボ過給機５とが一体に組み付けられている。

シリンダブロック１ａの上部とシリンダヘッド１ｂとの双方にわたる部分に、列状に並ぶ４つの気筒Ｃ（１番気筒Ｃ１、２番気筒Ｃ２、３番気筒Ｃ３、４番気筒Ｃ４）が設けられている。本実施形態では、１番気筒Ｃ１、３番気筒Ｃ３、４番気筒Ｃ４、２番気筒Ｃ２の順に燃焼が行なわれる。各気筒Ｃの内部には、コンロッド６を介して図外のクランクシャフトに連結されたピストン７がスライド自在に収容されている。ピストン７の頂面と気筒Ｃの上部とにより、燃焼室８が区画されている。

燃焼室８の上部には、各々がバルブＶで開閉制御される、２つの排気口９，９と２つの吸気口１０，１０とが開口している。各排気口９は、前側に向かって斜め上方に延びるようにシリンダヘッド１ｂに形成された排気ポート１１に連通しており、各吸気口１０は、後側に向かって斜め上方に延びるようにシリンダヘッド１ｂに形成された吸気ポート１２に連通している。なお、図示しないが、シリンダヘッド１ｂには、燃焼室８に燃料を噴射するインジェクタや、燃焼室８で火花を点火する点火プラグ、バルブ制御機構なども、気筒Ｃごとに設けられている。

シリンダヘッド１ｂには、４つの気筒Ｃ１〜Ｃ４に対して３つの独立排気通路が形成されている。具体的には、１番気筒Ｃ１の排気に使用される２つの排気ポート１１，１１が合流した第１独立排気通路１４と、排気順序が互いに連続しない２番気筒Ｃ２及び３番気筒Ｃ３の排気に共通して使用される４つの排気ポート１１，１１，１１，１１が合流した第２独立排気通路１５と、４番気筒Ｃ４の排気に使用される２つの排気ポート１１，１１が合流した第３独立排気通路１６とが形成されている。

第２独立排気通路１５は、２番気筒Ｃ２及び３番気筒Ｃ３に対して共通に使用可能なように上流側がＹ字状に分岐した形状とされている。これら独立排気通路１４，１５，１６は、その下流側端部がシリンダヘッド１ｂの左右方向略中央に集約されるように形成され、互いに近接して左右方向に一列に並んだ状態でシリンダヘッド１ｂの前面に開口している。

また、シリンダヘッド１ｂには、ＥＧＲ下流側通路１８が形成されている。このＥＧＲ下流側通路１８は、図１に示すように、シリンダヘッド１ｂのうち、１番気筒Ｃ１の左側を前後方向に横断するように形成されている。このＥＧＲ下流側通路１８の上流側端部は、シリンダヘッド１ｂの前面における独立排気通路１４の左側に開口している。一方、ＥＧＲ下流側通路１８の下流側端部は、シリンダヘッド１ｂの後面の、１番気筒Ｃ１の吸気ポート１２の左側に開口している。

このエンジンには、排気マニホールド（気筒Ｃ１〜Ｃ４に連なる複数の排気通路を１つに統合する排気通路を構成するもの）として独立した部品は備えられておらず、シリンダヘッド１ｂの第１〜第３の独立排気通路１４，１５，１６、排気弁装置２の第１〜第３の上流側排気通路２４，２５，２６、及びターボ過給機５のタービン導入路５１が協働して排気マニホールドを構成している。

このエンジンは、排気マニホールドを通じて排出される排気ガスを利用してターボ過給機５を作動させることで、各気筒Ｃ１〜Ｃ４へと導入される吸気の吸気圧を上昇させるように構成されている。そして、自動車の運転状態に応じ、ターボ過給機５に導入される排気ガスの流速や動圧が、エンジン本体１とターボ過給機５との間に介設される排気弁装置２によって制御されることで、ターボ過給機５によるエンジントルクの上昇効果が、エンジン回転数の低速回転領域から高速回転領域の広範囲にわたって得られるように構成されている。

（排気弁装置２）
図３は、タービン５ａの側から見た排気弁装置２を示している。排気弁装置２は、エンジン本体１から排出される排気ガスの流路の断面積を変更することにより、ターボ過給機５に導入される排気ガスの流速や動圧を変更させるものであり、シリンダヘッド１ｂの前面にボルトにより固定されている。

この排気弁装置２は、金属鋳造体である装置本体２１と、排気可変バルブ２２と、負圧式アクチュエータ２３とを備えている。装置本体２１には、シリンダヘッド１ｂの独立排気通路１４，１５，１６のそれぞれに連通する３つの独立した上流側排気通路２４，２５，２６（第１上流側排気通路２４、第２上流側排気通路２５、第３上流側排気通路２６）と、シリンダヘッド１ｂのＥＧＲ下流側通路１８に連通するＥＧＲ中間通路２８と、が形成されている。

各上流側排気通路２４，２５，２６の各々は、下流側がＹ字状に分岐した形状とされている。すなわち、図２、図３，図４に示すように、第１上流側排気通路２４は、シリンダヘッド１ｂの側の第１独立排気通路１４に連通する共通通路２４ａと、この共通通路２４ａから上下二股状に分岐する高速用通路２４ｂ及び低速用通路２４ｃとを有している。

図示は省略するが、第２上流側排気通路２５及び第３上流側排気通路２６も同様に、シリンダヘッド１ｂ側の独立排気通路１５，１６にそれぞれ連通する共通通路２５ａ，２６ａと、この共通通路２５ａ，２６ａから二股状に上下に分岐する高速用通路２５ｂ，２６ｂ及び低速用通路２５ｃ，２６ｃとを有している。

低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃは、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂよりも流路断面積が小さく形成されている。

各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂは、断面形状が略矩形であり、図３に示すように、左右方向に一列に並ぶように形成されている。各低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃも断面形状が略矩形であり、前記各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの上方の位置において、左右方向に一例に並ぶように形成されている。

一方、ＥＧＲ中間通路２８は、図１及び図３に示すように、装置本体２１の左端に形成されている。このＥＧＲ中間通路２８は、断面形状が略矩形であり、第１上流側排気通路２４のうち高速用通路２４ｂの左下に位置している。

排気可変バルブ２２は、上流側排気通路２４，２５，２６のうち、各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの流路を開閉する。排気可変バルブ２２は、各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの各々に配置されるバタフライバルブからなり、左右方向に並んだ３つの排気可変バルブ２２，２２，２２を互いに連結してバルブ本体３１が構成されている。

バルブ本体３１は、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの横断面の中心部分を横切った状態で装置本体２１に配設されている。バルブ本体３１は、その両端の支持部３１１を介して装置本体２１に回転可能に支持されている。

各排気可変バルブ２２は、図３及び図４に示すように、各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの断面形状に対応した矩形のプレート状に形成されており、下流側に面した状態で、これら通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂを塞ぐ遮断面２２ａを有している。

各排気可変バルブ２２は、図４に実線で示す、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂを全閉した状態（全閉状態）か、図４に二点鎖線で示す、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂを全開した状態（全開状態）の、いずれかの状態に切り替わる。

全閉状態において、各排気可変バルブ２２の遮断面２２ａは、傾斜するように設計されている。詳しくは、各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂを塞いだ各遮断面２２ａの上部（第１流路側端部２２ｂ）が、その下部（反第１流路側端部２２ｃ）よりも下流側に向かって傾斜し、遮断面２２ａに衝突した排気ガスが、低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃに円滑に誘導されるように設計されている。なお、各排気可変バルブ２２は、ノーマルオープンに構成されている。

駆動軸３２は、バルブ本体３１の左端部に連結されて、上流側排気通路２４，２５，２６の左側の外にまで延びている。駆動軸３２の延出部分は、装置本体２１に一体に設けられた補助軸受部２１ａに回転可能に支持されており、その先端部に、駆動軸３２の回転を規制するレバー部材３３が取り付けられている。レバー部材３３は、ピンを介して負圧式アクチュエータ２３の出力軸２３ａに連結されている。

負圧式アクチュエータ２３は、図３に示すようにタービン５ａの側に位置しており、ブラケットを介して装置本体２１に固定されている。負圧式アクチュエータ２３は、突き合わせて接合された第１ケーシング２３ｂ及び第２ケーシング２３ｃを有しており、その内部の空間は、出力軸２３ａが接続されたダイヤフラム（図示せず）によって第１ケーシング２３ｂの側の負圧室と、第２ケーシング２３ｃの側の正圧室とに区画されている。

第１ケーシング２３ｂの底部には、負圧管２３ｄが接続されている。負圧室には、負圧管２３ｄを通じて、吸気負圧が供給及び排出される。それによってダイヤフラムが変位し、そのダイヤフラムの変位に伴って出力軸２３ａが進退することで駆動軸３２が回転する。

すなわち、負圧式アクチュエータ２３が、駆動軸３２を介して各排気可変バルブ２２を回転駆動することで、各高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂは、同時に開閉される。

図５に示すように、このエンジンの各排気可変バルブ２２は、エンジンの回転数が設定回転数Ｒ以下になると全閉状態となり、設定回転数Ｒ以上になると全開状態となるように開閉制御される。すなわち、このエンジンには、実験等によって得られた回転数Ｒ（例えば１６００ｒｐｍ）が制御データとして設定されており、その設定回転数Ｒを境に、各排気可変バルブ２２が開閉される。

それにより、エンジンの回転数が設定回転数Ｒ以下の、排気ガスの少ない低速運転領域になると、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂに排気ガスが流入できなくなり、共通通路２４ａ，２５ａ，２６ａを流れる排気ガスは全て、低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃに流入する。

そして、エンジンの回転数が設定回転数Ｒ以上の、排気ガスの多い高速運転領域になると、共通通路２４ａ，２５ａ，２６ａを流れる排気ガスは、低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃ，及び高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの各々に流入する。

（ターボ過給機５）
ターボ過給機５は、タービン５ａや図外のコンプレッサ（吸気通路内に配設）などで構成されている。図１、図２に示すように、タービン５ａは、排気弁装置２を介してシリンダヘッド１ｂに組み付けられており、タービンハウジング５０、タービンホイール６０などで構成されている。

タービンハウジング５０は、装置本体２１の取付面２１ｂ（図３参照）に固定されており、その内部には、タービン導入路５１及びタービンスクロール５２が形成されている。

図１に示すように、タービンハウジング５０のタービン導入路５１の左側部には、排気弁装置２のＥＧＲ中間通路２８に連通するＥＧＲ上流側通路５０ａが形成されている。タービン５ａに流入する排気ガスの一部は、ＥＧＲガスとして、ＥＧＲ上流側通路５０ａ、ＥＧＲ中間通路２８、及びＥＧＲ下流側通路１８を通じて吸気通路に導入される。つまり、このエンジンでは、ＥＧＲ下流側通路１８、ＥＧＲ中間通路２８、及びＥＧＲ上流側通路５０ａによってＥＧＲ通路が構成されている。

図２に示すように、タービンスクロール５２は、タービン導入路５１の下流側に連なる渦巻き状の空間であり、その周壁部５２ａは、左右方向に延びる回転軸Ａの周りを囲むように形成されている。タービンスクロール５２は、上下方向において、エンジンの各気筒Ｃ１〜Ｃ４及びタービン導入路５１よりも上方に位置している。タービンホイール６０は、複数のフィンが放射状に設けられている表側を通路に向けた状態で、タービンスクロール５２に収容されている。

タービンホイール６０の裏側には、タービンハウジング５０の左側部を貫通して延びる連結軸６１が固定されている。タービンホイール６０は、この連結軸６１を介して図外のコンプレッサと連結されていて、回転軸Ａを中心に回転自在となっている。タービンホイール６０の表側と対向している、タービンハウジング５０の右側部には、回転軸Ａ方向に延びるタービン導出路５３が設けられている。

タービン導入路５１からタービンスクロール５２に導入されて、タービンスクロール５２で旋回される排気ガスは、このタービン導出路５３を通じて図外の排気経路に排出される。

タービンスクロール５２の周壁部５２ａの渦の巻き始め側の端部（舌部５４）は、回転軸Ａの下方に位置している。周壁部５２ａは、その舌部５４からエンジン側（後側）に向かって曲がりながら延出され、回転軸Ａからの距離を次第に大きくしながら、回転軸Ａの周りをほぼ一周する少し手前まで延びている。周壁部５２ａの渦の巻き終わり側の端部（終端部）と舌部５４との間に、タービンスクロール５２に排気ガスを取り入れる開口部５５が形成されている。

タービンホイール６０は、その外周縁が舌部５４に近接するように設計されている。それにより、タービンスクロール５２を旋回する排気ガスの流れは、舌部５４の部位で遮断され、タービン導出路５３に導出される。その結果、排気ガスは、タービンスクロール５２に滞留せず、タービンスクロール５２を円滑に通過するので、タービンスクロール５２に導入する排気ガスの流速や動圧により、タービンホイール６０を効率よく回転させることができる。

タービン導入路５１は、独立排気通路１４，１５，１６、及び上流側排気通路２４，２５，２６を通じて、気筒Ｃ１〜Ｃ４から排出される排気ガスをタービンスクロール５２に導入する通路である。タービン導入路５１の下流側の端部は、タービンスクロール５２の開口部５５に接続されており、タービン導入路５１の上流側の端部は、取付面２１ｂに開口する低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃ及び高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂと接続されている。

図１に示すように、タービン導入路５１は、上流側から下流側に向かって左右幅が次第に小さくなる、先窄まり形状に形成されている。すなわち、気筒Ｃ１〜Ｃ４から排出される排気ガスは、絞られた流路を通った後に、タービンスクロール５２に導入されるようになっている。

図２に示すように、排気ガスの通路は、排気ポート１１からタービン導入路５１の下流側の端部に至るまで、前方に向かって斜め上方に傾斜した各排気ポート１１が真っ直ぐ延長されるように形成されている。

斜め上方に延びるタービン導入路５１の内部には、上下に通路を仕切る仕切壁部５６が設けられている。この仕切壁部５６により、タービン導入路５１は、タービンスクロール５２に内周側から排気ガスを導入する第１導入路５７と、タービンスクロール５２に外周側から排気ガスを導入する第２導入路５８と、に区画されている。

第１導入路５７は、低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃの各々と連通し、これら３つの流路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃが第１導入路５７で合流するようになっている。同様に、第２導入路５８は、高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの各々と連通し、これら３つの流路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂが第２導入路５８で合流するようになっている。

第１導入路５７には、エンジンの回転数に関係無く、排気ガスが導入される。対して、第２導入路５８には、その上流側に排気可変バルブ２２が設けられているため、エンジンの回転数が設定回転数Ｒ以上の時にのみ、排気ガスが導入される。

仕切壁部５６は、厚み幅は略一定な壁体からなり、タービン導入路５１の上側に偏って配置され、タービン導入路５１の傾斜に対応して斜め上方に延びている。タービン導入路５１の上部に相当し、第１導入路５７における仕切壁部５６と対向している内周側壁部５７ａは、仕切壁部５６と平行に、下流側に向かって斜め上方に直線状に延びており、その下流側の端部は舌部５４に連なっている。

更に、内周側壁部５７ａの上流側の端部は、独立排気通路１４，１５，１６の上部や上流側排気通路２４，２５，２６の上部に連なっており、排気通路の上部全体として、断面が直線状になるように設計されている。それにより、気筒Ｃ１〜Ｃ４の中心側から排出される排気ガスは、円滑に第１導入路５７を通じてタービンスクロール５２に導入されることから、第１導入路５７を通じてタービンスクロール５２に導入される排気ガスは、その流速や動圧を効率的にタービン５ａに作用させることができる。

一方、タービン導入路５１の下部に相当し、第２導入路５８における仕切壁部５６と対向している外周側壁部５８ａは、下方に膨らむように回転軸Ａの側に向かって湾曲した曲面形状となっており、その下流側の端部の指向する方向が、タービンホイール６０の側に偏った状態となっている。それにより、第２導入路５８を通じてタービンスクロール５２に導入される排気ガスは、外周側壁部５８ａに沿って上向きに流れが誘導され、タービンホイール６０の側に向かうように、タービンスクロール５２に導入されることから、第２導入路５８を通じてタービンスクロール５２に導入される排気ガスもまた、その流速や動圧を効率的にタービン５ａに作用させることができる。

第１導入路５７及び第２導入路５８の各流路断面積は、低速用通路２４ｃ，２５ｃ，２６ｃ及び高速用通路２４ｂ，２５ｂ，２６ｂの各流路断面積に対応しており、第１導入路５７の流路断面積が第２導入路５８の流路断面積よりも小さくなっている。また、各排気可変バルブ２２の開閉タイミングに対応させて設定しているので、本実施例ではエンジン回転数が１６００ｒｐｍである時に各排気可変バルブ２２の開閉状態を変更するようにしているが、例えば、開閉状態を変更するタイミングを１８００ｒｐｍとした場合には、第１導入路５７だけを利用して通過させる排気ガス流路が２００ｒｐｍ分だけ増大するので、第１導入路５７と第２導入路５８との流路断面積差は本実施例よりも縮小することとなる。更に、第１導入路５７の流路断面積は、各気筒Ｃに連通している２つの排気ポート１１，１１の総流路断面積よりも小さく設定されている。

第１導入路５７の流路断面積を、各気筒Ｃに連通している２つの排気ポート１１，１１の総流路断面積よりも小さく設定することで、排気可変バルブ２２が全閉状態となる低速運転領域では、第１導入路５７においてベンチュリ−効果が得られる。その結果、排気を促進し、かつ、排気ガスの流速を高めてタービンスクロール５２に導入させることができるので、より効率的に排気ガスをタービンホイール６０に作用させることができる。

タービン導入路５１の下流側の端部には、第１導入路５７及び第２導入路５８が合流する合流部５９が設けられている。排気可変バルブ２２が全開状態となる高速運転領域では、第１導入路５７及び第２導入路５８を通った排気ガスは、この合流部５９で合流してタービンスクロール５２に導入される。

第１導入路５７のみから排気ガスが導入される場合（低速運転領域）と、第１導入路５７と第２導入路５８の双方から排ガスが導入される場合（高速運転領域）とで、安定的かつ効率的に排気ガスをタービンスクロール５２に導入できるように、合流部５９を規定する仕切壁部５６の下流端の位置が、実験等により詳細に設定されている。

具体的には、回転軸Ａが延びる方向から見た図２に示すように、仕切壁部５６の下流端５６ａが、回転軸Ａ及び舌部５４と直列状に並ぶように配置されている。換言すれば、前後方向に切断した縦断面において、回転軸Ａと舌部５４とを結ぶ線分の延長線Ｌ上の近傍（設計誤差を考慮して、例えば、延長線Ｌの両側５ｍｍの範囲内）に位置するように、仕切壁部５６の下流端５６ａが配置されている。

仕切壁部５６の下流端５６ａの位置を、これよりも上流側に配置すると、第１導入路５７と第２導入路５８の双方から排ガスが導入される場合に、合流部５９で排気ガスの流れが乱れて、タービンホイール６０に与えるエネルギーロスが発生する。

一方、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置を、これよりも下流側に配置した場合にも、第１導入路５７と第２導入路５８の双方から排ガスが導入される場合に、タービンホイール６０に与えるエネルギーロスが発生する。

また、第２導入路５８を通った排気ガスは、外周側壁部５８ａによってタービンホイール６０の側に向かうように誘導されるが、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置がこれよりも下流側に位置していると、仕切壁部５６の下流端５６ａに衝突してその流れが阻害され、タービンホイール６０に与えるエネルギーロスが発生するようになる。

このエンジンの場合、設定回転数Ｒを境に排気可変バルブ２２が開閉されるため、その際に排気ガスの流れが大きく変化する。特に、低速運転領域から高速運転領域への移行時には、排気ガス量が比較的少ないにも係わらず、排気可変バルブ２２が全開されて排気ガスの流路断面積が一気に増加するため、タービンホイール６０に作用する排気ガスのエネルギーが急激に減少し、タービン５ａの駆動に影響を与えるおそれがある。

それに対し、このターボ過給機５では、第１導入路５７及び第２導入路５８の双方を通った排気ガスが、最適な状態に設定された合流部５９で合流した後、効率よくタービンホイール６０に作用するように構成されているので、排気ガスの流路断面積が一気に増加しても、タービンホイール６０に作用する排気ガスのエネルギーロスの発生が抑制され、タービン５ａの駆動に過度な影響が及ばないようにしている。

図６に、排気弁装置２が「開」の時の、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置に関する比較実験の結果の一例を示す。本図のグラフは、第１導入路５７と第２導入路５８の双方からタービン５ａに排気ガスが導入される高速運転領域において、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置を変えた場合での、タービンホイール６０の駆動力と、タービン内の圧力損失（タービン導出路５３の排気ガス圧力と共通通路２４ａの排気ガス圧力との差圧）と、の変化を示している。

横軸方向中央のプロットが本実施形態の配置（回転軸Ａ、舌部５４、仕切壁部５６の下流端５６ａが直列状に配置）とした実施例である。そして、横軸方向左側のプロットが、仕切壁部５６の下流端５６ａを、延長線Ｌから上流側に１０ｍｍに配置した場合、横軸方向右側のプロットが、仕切壁部５６の下流端５６ａを、延長線Ｌよりも下流側１０ｍｍの位置に配置した場合である。

図６から明らかなように、下流端５６ａを延長線Ｌよりも下流側１０ｍｍの位置に配置すると、下流端５６ａが延長線Ｌ上にある時と比較して、タービン駆動力が大幅に上昇すると共に、タービン内の圧損も急激に増大している。また、下流端５６ａを延長線Ｌよりも上流側１０ｍｍの位置に配置した場合には、下流端５６ａが延長線Ｌ上にある時と比較して、タービン駆動力、タービン内の圧力損失共に増大しているが、その増大割合は下流端５６ａを延長線Ｌよりも下流側１０ｍｍの位置に配置した場合よりも小さい。

図７に、排気弁装置が「閉」の時の、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置に関する比較実験の結果の一例を示す。本図のグラフは、第１導入路５７のみからタービン５ａに排気ガスが導入される低速運転領域において、仕切壁部５６の下流端５６ａの位置を変えた場合での、タービンホイール６０の駆動力と、タービン内の圧力損失（タービン出口の排気ガス圧力とタービン入口の排気ガス圧力との差圧）と、の変化を示している。

横軸方向中央のプロットが本実施形態の配置（回転軸Ａ、舌部５４、仕切壁部５６の下流端５６ａが直列状に配置）とした実施例であり、横軸方向左側のプロットが、仕切壁部５６の下流端５６ａを、延長線Ｌから上流側１０ｍｍに配置した場合、横軸方向右側のプロットが、仕切壁部５６の下流端５６ａを、延長線Ｌよりも下流側１０ｍｍの位置に配置した場合である。

図７から明らかなように、下流端５６ａを延長線Ｌよりも下流側１０ｍｍの位置に配置すると、下流端５６ａが延長線Ｌ上にある時と比較して、圧力損失が増大するものの、タービン駆動力に大きな変化は見られない。また、下流端５６ａを延長線Ｌよりも上流側１０ｍｍの位置に配置した場合には、下流端５６ａが延長線Ｌ上にある時と比較して、タービン駆動力が大きく低下していることが分かる。

このように、本実施形態のターボ過給機５によれば、排気可変バルブ２２の開閉時に発生する、タービンホイール６０の駆動力とタービン内の圧力損失とのバランスを効果的に両立できるので、運転領域の広い範囲で効率的に排気ガスのエネルギーをタービン５ａに作用させることが可能になり、タービン５ａの駆動力を向上させることができる。

なお、図６、図７から本実施形態と同等の効果が得られる仕切壁部５６の下流端５６ａの位置としては、延長線Ｌの上流側５ｍｍから下流側５ｍｍの範囲を許容する。

なお、本発明にかかる過給装置は、上述した実施形態に限定されず、それ以外の種々の構成をも包含する。例えば、実施形態では、直列４気筒の４サイクルエンジンに適用した例について説明したが、その他のエンジンについても適用可能である。例示の排気弁装置２やターボ過給機５の細部の構成についても、逸脱しない限り、仕様に応じて適宜変更可能である。

１ エンジン本体
１ｂ シリンダヘッド
２ 排気弁装置
５ ターボ過給機
５ａ タービン
１４ 第１独立排気通路
１５ 第２独立排気通路
１６ 第３独立排気通路
２２ 排気可変バルブ
２２ａ 遮断面
２４ 第１上流側排気通路
２４ａ 共通通路
２４ｂ 高速用通路
２４ｃ 低速用通路
２５ 第２上流側排気通路
２５ａ 共通通路
２５ｂ 高速用通路
２５ｃ 低速用通路
２６ 第３上流側排気通路
２６ａ 共通通路
２６ｂ 高速用通路
２６ｃ 低速用通路
５０ タービンハウジング
５１ タービン導入路
５２ タービンスクロール
５２ａ 周壁部
５３ タービン導出路
５４ 舌部
５５ 開口部
５６ 仕切壁部
５７ 第１導入路
５７ａ 内周側壁部
５８ 第２導入路
５８ａ 外周側壁部
５９ 合流部
６０ タービンホイール
６１ 連結軸
Ａ 回転軸
Ｃ１〜Ｃ４ 気筒
Ｒ 設定回転数
Ｌ 延長線

Claims (5)

1. タービンを備えたエンジンの過給装置であって、
   前記タービンは、
   前記エンジンに組み付けられて、前記エンジンの各気筒から排出される排気ガスを導入するタービン導入路を有するタービンハウジングと、
   前記タービンハウジングの内部に、前記タービン導入路よりも下流側に前記タービン導入路に連なって形成され、排気ガスを旋回させながら通過させるタービンスクロールと、
   外周縁が前記タービンハウジングの舌部に近接した状態で前記タービンスクロールに収容され、回転軸を中心に排気ガスによって回転されるタービンホイールと、
   を有し、
   前記タービン導入路は、仕切壁部により、前記タービンスクロールに内周側から排気ガスを導入する第１導入路と、前記タービンスクロールに外周側から排気ガスを導入する第２導入路と、に区画され、
   前記タービン導入路の下流側の端部に、前記第１導入路及び前記第２導入路が合流して前記タービンスクロールに排気ガスを導入させる合流部が設けられ、
   前記第２導入路の上流側には、流路断面積を変化させることによって当該第２導入路への排気ガスの導入量を変化させる排気可変バルブが設けられ、
   前記回転軸が延びる方向から見た場合に、前記仕切壁部の下流端が、前記回転軸及び前記舌部の先端と直列状に配置され、前記仕切壁部の下流端と前記回転軸との間に前記舌部の先端が位置し、
   前記第２導入路における前記仕切壁部と対向している外周側壁部が、前記回転軸の側に向かって次第に近づくように湾曲し、当該外周側壁部の下流側の端部の指向する方向が、前記タービンホイールの側に偏っている過給装置。
2. 請求項１に記載の過給装置において、
   前記排気可変バルブは、前記エンジンの回転数が設定回転数以下になると全閉状態となり、前記設定回転数以上になると全開状態となるように、開閉制御される過給装置。
3. 請求項１又は請求項２に記載の過給装置において、
   前記タービンスクロールは、前記エンジンを基準とした上下方向において、前記エンジンの各気筒よりも上方に位置しており、
   前記第１導入路における前記仕切壁部と対向している内周側壁部は、当該仕切壁部と平行に下流側に向かって斜め上方に延びている過給装置。
4. 請求項１〜請求項３のいずれか一つに記載の過給装置において、
   前記排気可変バルブは、通路を塞ぐ遮断面を有するバタフライバルブからなり、
   前記排気可変バルブが、全閉状態において、前記第１導入路に排気ガスが誘導されるように、前記遮断面の第１流路側端部が反第１流路側端部よりも排気ガス流れ方向下流側に向かって傾斜している過給装置。
5. 請求項１〜請求項４のいずれか一つに記載の過給装置において、
   前記第１導入路の流路断面積は、前記エンジンの各気筒に連通している排気ポートの総流路断面積よりも小さく設定されている過給装置。

Images