JPH0223229A - ツイン形排気タービン過給機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、例えば自動車エンジン等に使用される４１１
＋気タ一ビン過給機に係り、更に詳細には、容量の異な
る排気タービン過給機を２台並列に設けたツイン形の排
気タービン過給機に関する。

〔従来の技術〕

近年、可変容量形の排気タービン過給機を更に徹底させ
た方式として、容量の異なる２台の排気タービン過給機
を並列に配置したツイン形の過給機が提案されている。

この種の過給機は、例えば特開昭５６−４１４１８号公
報等に開示されるように、容量の異なる第１゜第２の排
気タービン過給機をエンジンに対し２個並列に設置し、
且つ容量の大きい方の排気タービン過給機における上流
側の排気通路と、コンプレッサ下流側の吸気通路とにエ
ンジンの回転速度と負荷等によって開閉制御される弁を
設けてなる。

そして、エンジンの低速回転域では、前記弁を閉じて専
ら容量の小さい方の排気タービン過給機を使用し、エン
ジンの高速回転域では、前記弁を開いて双方の排気ター
ビン過給機を並列運転させて過給性能の向上を図ろうと
するものである。

〔発明が解決しようとする課題〕

この種の過給機は、容量の異なる２つの排気タービン過
給機を甲４機運転、並列運転と使い分けることで、エン
ジンの運転条件、換言すれば排気ガス流量に応じた可変
容量過給動作を行うことができ、特に互いのタービンス
クロールが独立しているので、１台の可変容量形排気タ
ービン過給機のようにスクロール同士のガス洩れがなく
、より一層のエンジン低速、高速回転域の過給性能を向
上させるものとして、実用化が期待されている。

本発明者らは、このようなツイン形の排気タービン過給
機の開発にあたり、ツインの排気タービン過給機の容量
を異らせて並列運転した場合に、片側のコンプレッサ（
容量の小さい方のコンプレッサ）の流量が極端に減少し
てサージング領域に入る現象に直面した。

このような現象が生じるのは、解析の結果、ツインの排
気タービン式過給機の並列運転時には、双方のコンプレ
ッサの作動点がタービン側のエネルギーバランスで決ま
り、コンプレッサ流量の配分がほぼタービン流量特性の
比になるにもががねらず、この関係を配慮しないで、任
意にタービンを配置するためであった。すなわち、この
種の排気タービン過給機を設計する場合に、容量の小さ
い方の過給機のタービンを低速回転域の過給性能を極力
満足させようとする余り、そのタービンの流量特性が小
さくなり過ぎ、その分、容量の小さい方のコンプレッサ
の流量配分が必要以上に減少してサージング領域に突入
してしまうためである。

なお、従来はこの点について充分な配慮がなされておら
ず、２台の排気タービン過給機のタービンとコンプレッ
サのバランスをサージング防止の見地からどのようにす
るか、適宜な対策が提案されていなかった。

本発明は以上の点に鑑みてなされたもので、その目的と
するところは、ツイン形排気タービン過給機のタービン
とコンプレッサのバランスに創意工夫して、並列運転時
の２台のコンプレッサの流量配分の適正化を図り、片側
のコンプレッサがサージング領域に入ることを防止し、
ツイン形排気タービン過給機の運転を常に良好にするこ
とにある。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的は、容量の異なる２台の排気タービン過給機を
、エンジンの運転条件に応じて並列運転が可能となるよ
うに配置してなるものにおいて、前記２台の排気タービ
ン過給機に用いる２つのタービンの流量特性の比を、こ
れに対応する２つのコンプレッサのサージング流量特性
の比にほぼ一致させることで達成される。

なお、２つの排気タービン過給機の流量特性の比をコン
プレッサのサージング流量特性の比にほぼ一致させる手
法としては、２つのタービンケーシングの流路面積・半
径比（Ａ／Ｒ）を２つのコンプレッサのサージング流量
特性の比とほぼ等しくするか、２つのタービン羽根車の
出口径（面積）の比をサージング流量特性の比とほぼ等
しくする等の整合を図ることで可能となる。換言すれば
、タービン流量特性は、タービンケーシングの形状。

タービン羽根車の出口形状により自由に変更することが
できる。

〔作用〕

２台の排気タービン過給機が並列運転を行っている時に
は、各過給機の作動点は、タービン仕事とコンプレッサ
仕事が釣り合う状態のところにある。そして、並列運転
の場合には、２つのタービンの入口、出口は共通、また
２つのコンプレッサの入口、出口も共通であるため、タ
ービン仕事。

コンプレッサ仕事は、タービン効率及びコンプレッサ効
率を一定とすれば、それぞれの作動流量に比例する。す
なわち、タービン流量はタービン流量特性の比に分配さ
れ、その結果、このタービン流量の比率でコンプレッサ
流量が分配されることになる。

従って本発明の如くツイン形の２つの排気タービン過給
機のタービン流量特性の比をコンプレッサのサージング
流量特性の比にほぼ等しくすれば、２つのコンプレッサ
の流量は、タービン流量特性の比を反映してサージング
流量特性の比で分配される。

その結果、２つのコンプレッサの作動点上の流量のバラ
ンスがとれ、各コンプレッサの作動点（流量）はサージ
ング流量特性線からの余裕度がほぼ等しくなる。そのた
め、一方のコンプレッサ作動点が著しく片寄ってサージ
ング領域に突入する等の不具合がなく、双方のコンプレ
ッサが良好な過給運転を行ない得る。

〔実施例〕

本発明の一実施例を図面に基づき説明する。

第１図は本発明の適用対象となるツイン形排気タービン
過給機の使用状態を表わしたものである。

第１図において、１はエンジン、２は容量の小さい方の
排気タービン過給機（以下、第１排気タービン過給機と
する）、３は容量の大きい方の排気タービン過給機（以
下、第２排気タービン過給機とする）である。

エンジン１の排気管８は２つに分岐され、その一方の分
岐排気管８ａに第１排気タービン過給機２のタービン５
が配置され、他方の分岐排気管８ｂに弁穴１４を介して
第２排気タービン過給機３のタービン７が配置される。

弁穴１４は弁１５により開閉し、弁１５は空圧式アクチ
ュエータ１６により作動する。また、分岐排気管８ｂに
は、弁穴１４より上流側に、大気へ開放するバイパス穴
１０が設けられ、バイパス穴１ｏはバイパス弁１１によ
り開閉される。バイパス弁１１は空圧式アクチュエータ
１２により作動する。

一方、エンジン１の吸気管９も２つに分岐され、その一
方の分岐吸気管９ａに第１排気タービン過給機２のコン
プレッサ４が配置され、他方の吸気管９ｂに第２排気タ
ービン過給機３のコンプレッサ６が弁穴２２を介して配
置される。

このようにして、第１排気タービン過給機２及び第２排
気タービン過給機３がエンジン１に対し並列に配置され
る。分岐吸気管９ｂの弁穴２２は弁２３により開閉され
、弁２３は空圧式アクチュエータ２４により作動する。

また吸気管９ｂには。

弁穴２２より上流側でコンプレッサ６の下流側には大気
へ開放する比較的小さなバイパス穴１８があり、バイパ
ス穴１８は、バイパス弁１９により開閉可能であり、バ
イパス弁１９は空圧式アクチュエータ２０により作動す
る。前述のアクチュエータ１２，１６．２０を作動させ
る圧力は、それぞれ圧力導入管１３，１７．２１によっ
て分岐吸気管９ｂの弁穴２２の下流の吸気管内圧力を使
用し、アクチュエータ２４を作動させる圧力は圧力導入
管２５によって弁穴２２の上流のコンプレッサ６の出口
圧力を使用する。吸気管９のコンプレッサ４およびコン
プレッサ６の下流側にはアクセルペダル２７に連動する
スロットルバルブ２６が設けられている。

ここで、本実施例の要点となるタービン及びコンプレッ
サの仕様及び利点を説明するに先立ち。

この種ツイン形過給機の基本動作について説明する。

先ず、エンジン１の低速回転域においては過給圧力が低
く、この時には、第２排気タービン過給機３のタービン
側排気バイパス弁１１は閉じており、弁１５も閉じてい
る。また、コンプレッサ側排気バイパス弁１９は開いて
おり弁２３は閉じている。この状態では、エンジン１か
らの排気ガスは第１排気タービン過給機２のタービン５
にのみへ導かれる。第１排気タービン過給機２のコンプ
レッサ４で圧縮された空気は、弁２３が閉じているので
吸気管９を通りエンジン１へ導かれる。このようにエン
ジン低速回転域では第１排気タービン過給機２のみが作
動することになり、この第１排気タービン過給機２のタ
ービン５の容量を比較的小さく設定しておけば、エンジ
ン低速回転域でもかなり高い過給圧力を得ることが可能
となる。

次に、エンジン回転数が上り過給圧力が次第に高くなっ
て設定値を越えると、分岐排気管８ｂの弁１５が弁穴１
４を開口し始めてタービン５へ流れるガスの増加を制限
し、分岐排気管８ｂにも排気ガスが流れてタービン７を
回転させ始める。しかしまだタービン７の回転数が十分
上らない間は、第２排気タービン過給機３のコンプレッ
サ６からの空気の圧力は低く、圧力導入管２５の圧力が
十分でないので、分岐吸気管９ｂの弁２３は弁穴２２を
閉じている。第２排気タービン過給機３のコンプレッサ
側バイパス弁１９は、この状態ではまだ開くようにアク
チュエータ２ｏのばね、ダイヤフラムが設定されており
、コンプレッサ６からの空気は弁穴１８より大気へ放出
される。このバイパス穴１８はコンプレッサ６のサージ
ング回避用であり、これがないとコンプレッサ６の流量
が零となりサージングへ突入する。従ってバイパス穴１
８の大きさは、弁２２が閉じた状態でコンプレッサ６の
回転数が上昇した場合に、コンプレッサ６の出口圧力が
上昇し、かつサージングを起さないよう必要最小限の流
路面積となるようにする。

さらにエンジン回転数が増加しく高速回転）、排気ガス
量が増えてタービン７の回転数すなわちコンプレッサ６
の回転数が増加し、コンプレッサ６の出口の圧力がコン
プレッサ４の出口の圧力と同程度にまで上昇すると、ア
クチュエータ２４の圧力導入孔２５内の圧力が高まり弁
２３は弁穴２２を開口する。また吸気管９ｂ内の圧力が
一定以上になると、コンプレッサ側バイパス弁１９はバ
イパス穴１８を閉口する。この状態では第１排気タービ
ン過給機２と第２排気タービン過給機３とは並列運転と
なる。

さらにエンジンが高速、高出力で運転され過給圧力が過
度に上昇しようとすると、タービン側バイパス弁１１が
バイパス穴１０を開口して過給圧力の上昇を抑制する。

このようにして、広い運転範囲で良好な過給性能を得よ
うとするものである。

ところで、この２つの排気タービン過給機を並列運転し
た場合、既に〔発明が解決しようとするｉ１題〕の項で
も述べたように、何らの配慮なしに並列運転を行うと、
２つのコンプレッサの流量配分が不適当になり、片側、
特に容量の小さい方の排気タービン過給機のコンプレッ
サがサージング域に入り運転不能になる。このような現
象は、後で理論解析するように並列運転時の双方のコン
プレッサの作動点がタービンの流量特性の比で決まるに
もかかわらず、容量の小さい方のタービンの流量特性を
絞り過ぎるため、そのタービン流量特性の比がコンプレ
ッサ側に反映して、容量の小さい方の流量配分が必要以
上に減少してサージング領域に突入してしまうためであ
る。

本実施例は、このような不具合を解消するために、２つ
のタービン５，７の流量特性の比をコンプレッサ４，６
のサージング流量特性の比にほぼ一致させる。

このタービン５．７の仕様は第２図から第５図により説
明する。

第２図は第１排気タービン過給機２の流量特性図、第３
図は、第２排気タービン過給機３の流量特性図で、これ
らの図の横軸Ｇｃはコンプレッサ空気流量で、縦軸πＣ
はコンプレッサ圧力比であり、それぞれのサージング流
量特性をＳｔ、Ｓｚで示す。また第２図、第３図のＩ、
ＩＩ、ｍ、ＴＶはコンプレッサの回転数で、■から■方
向に移行するにつれて回転数が高くなり、このコンプレ
ッサ回転数の変化に対応してサージング点をプロットし
ていくと、Ｓｔ、Ｓ２のようなサージング流量特性（サ
ージング線）となる。なお、第２図のコンプレッサ４の
流量特性と第３図のコンプレッサ６のサージング流量特
性との比を表わす場合には、コンプレッサ４，６の圧力
比を適当に選んでπｃｏとして、圧力比πｃｏに対応す
るコンプレッサ４，６のサージング点の流量Ｇｃｔｓ＋
　Ｇｃｚｓを選べば、このａｃｔｓとａｃｚｓとでコン
プレッサのサージング流量特性の比を表わすことができ
る。πｃｏは、実際の動作域の範囲内の圧力比を選ぶの
が望ましく、例えば作動点の最高圧力比としてπｃｏを
選ぶ。

ＬＬ、Ｌｍは本実施例のコンプレッサ作動点、Ｌｔ’Ｌ
ｘ’　　は問題となる作動点で、これについては後述す
る。

第４図は第１排気タービン過給機２の流量特性を、第５
図は第２排気タービン過給機３のタービン流量特性を示
す、それぞれの横軸Ｇｔはタービン流量で、縦軸πＬは
タービン圧力比である。双方のタービン５，７の流量特
性の比を表わす場合には、タービン５，７の圧力比πｔ
ｏを適当に選んで、圧力比πｔｏに対応するタービンの
流量Ｇｔｌ。

Ｇｔｚを選び、このＧ　ｔ　ｔ　＊　Ｇ　ｔ　２でター
ビンの流量特性の比を表わすことができる。πｔＯは例
えば作動点のタービン最高圧力比を選ぶ。

そして本実施例では、２つのタービンの流量特性はコン
プレッサのサージング流量特性をもとに次のように決定
される。すなわち、前記のようにコンプレッサ４．コン
プレッサ６のπＣＯにおける、サージング流量をＧｃｘ
ｅ　Ｇｃｚとすれば、タービン５、タービン７のπ、０
における流量特性Ｇ　ｔ　ｔ　＊Ｇｔ２　　Ｇｃｘｓ う決定される。

タービンの流量特性はベーンレスノズルタービンでは、
例えば鉄道日本社の出版物、ｒターボチャージャの理論
と実際」等に記載の如く、タービンの形状で自由に決め
られる。すなわち、第６図のタービンケーシング２８を
例にすると、スクロール巻き始め部の流路面積Ａと流路
面積Ａの中心までの半径Ｒとの比Ａ／Ｒや、タービン羽
根車２９０出口径Ｄ！　、出口羽根角度の仕様を適宜設
定することでタービン流量特性を自由に選定出来Ｇｔｘ
　　　Ｇｃｚｓ にタービン形状を選ぶことは容易に可能である。

このようにしてタービン５，７の仕様を設定すると、並
列運転時に次のような過給機運転がなされる。

タービン５．タービン７については、並列運転のため、
その入口、出口圧力が２つのタービンで共通であるから
、タービン流量は、各タービン５゜７の流量比Ｇｔ１：
Ｇｔｚで分配される。この時コンプレッサ４，６側は、
各々の排気タービン過給機２．３について、タービン出
力動力がコンプレッサ駆動動力と軸受損失の和が等しく
なるようなエネルギバランスで流量が分配される。すな
わちタービン５．タービン７の動作状態を圧力比πｔ。

（共通）、入口ガス温度Ｔｔｏ（共通）、流量Ｇ　ｔ　
１１Ｇｔｚ、断熱効率ηｔ１．ηｔ２とすれば、それぞ
れのタービン出力動力Ｌｔ１ｇ　Ｌｔｚは、排気ガスの
比熱比ＫＬ　、ガス定数Ｒ０として Ｌｔｚ＝ＨｔｏηｔＩ　Ｇ　ｔ　ｔ Ｌ　ｔ２．＝　Ｈｔｏ　ｎ　ｔｚＧ　ｔｚ但し、 で表わされる。一方、コンプレッサ４．コンプレッサ６
についての動作状態を、圧力比πｃｏ　（共通）、入口
空気温度Ｔｃｏ（共通）、流量Ｇｅｌ、　ａｃｚ、断熱
効率ηＣ１，ηｃ２とすれば、それぞれのコンプレッサ
動力Ｌｅｔ、Ｌｃｘは、空気の比熱比Ｋｃｔガス定数Ｒ
ｃとして、 Ｈｃ　ｏ　Ｇ　ＣＩ Ｌｃ１＝ ηＣ１ ｃｏＧｃｚ Ｌｅｔ：□ ηｃ’ｚ となり、また、排気タービン過給機２．排気タービン過
給機３の軸受損失をそれぞれ、ＬＪｌ、　Ｌ、２とすれ
ば、上記のエネルギバランスは、Ｌｔｔ＝Ｌｊｔ＋Ｌｃ
１ｔ　　Ｌｔｚ＝ＬＪｚ＋Ｌｃ２となる６一般に軸受損
失ＬＪ１．　Ｌｊｚは軸受効率をηＪ１．　　ηｊ２と
して、 Ｌ−ｔ＝Ｌｔｔ（１−＊　　−ｔ）　　、　　Ｌ−ｚ＝
Ｌｔｚ（１−η　Ｊｚ）と表わされるから、 ηａｘＬｗ＝Ｌｃｘ　＋　　ηＪｚＬｔｚ＝Ｌｃｚ従っ
て。

Ｇ　１１Ｈｔ　。

ｔ２Ｈ１Ｏ となり、２つのコンプレッサの作動流量ａＣｔ。

ＧＣ２は 但し、 Ｇ　ｃ　ｔ　　　ηｔ１ηＣ１η４１　　　Ｇｔｉ　　
　ηａｔ　　ＧｔｔＧｅｍ　　　ηｔ！Ｔ７ｃ２ηＪ２
　　Ｇｔｚ　　　Ｑａｚ　　Ｇｔｚと求まる。η＆１．
ηｄはそれぞれの排気タービン過給機の総合効率であり
、２台並列運転時に両方共正常な運転状態にあれば、η
ａ１とηａ２は同程度ここで本実施例の如く２つのター
ビン流量特性転できる効果を奏する。なお並列運転の場
合、２つのタービンの流量の和Ｑ　（Ｌ　＋　Ｇ　ｔ　
２と２つのコンプレッサの流量和Ｇ　Ｃ１＋　Ｇ　ｃ　
ｚの関係は従来の１台のみの可変容量形排気タービン過
給機の場合と同様に設定され、この時のコンプレッサの
流量和Ｑｃ１＋Ｇｃ２が２つのコンプレッサのサージン
グ流量和Ｇｃ１ｓ＋Ｇｃｚｓより小さくならないように
しておくことは当然のことである。

ｃｘ Ｃ２ｇ となり、コンプレッサマツプ上の作動線は第２図。

第３図のＬｔ、Ｌｍのようにサージング流量比で分配さ
れる。その結果、双方のコンプレッサの作動点の流量比
のバランスがとれ、ＬｌとＬｘとのサージング線Ｓｔ、
Ｓ２からの余裕が大体等しくなり、双方のコンプレッサ
４，６が良好な作動状態で運Ｇｃｚ　　　Ｇｔｚ 係を無視して第４図の破線のようにＧ　ｔ　ｌ’　に絞
った場合を考える。このようなことはエンジン低速域の
過給圧力を増加させる意図だけを念頭においてとられる
が、この場合、コンプレッサ性能に第２図のものをその
まま使用すると、コンプレッサｔｚ ッサ４，６の作動線が第２図、第３図のＬＩＬｘ’　　
のようになり、容量の小さい方のコンプレッサ４はサー
ジング領域に入ってしまう。しかも、コンプレッサ流量
比は厳密には ＧＣＩ　　ηｔ１ηＣ１ηＪ１　　ａｔｔＧｃｘ　　η
１７７ｃｚ？７Ｊ２　　Ｇｔ２で分配されサージング領
域でのコンプレッサ断熱効率ηＣ１は極端に低下するの
で、コンプレッサ４の作動点流量Ｇｅｌは一層少なくな
り、はとんど片方の排気タービン過給機３しか作動しな
くなってしまう現象が生じる。

〔発明の効果〕

以上のように、本発明によれば、容量の異なる２台の排
気タービン過給機を並列に作動させた場合、２つのコン
プレッサの作動線は、はぼ等しい割合のサージング余裕
を持って流量が分配されるので、各過給機のコンプレッ
サ（特に容量の小さい方）がサージング領域に突入する
ことなく、そのためサージング領域での異状圧力変動に
よる異音、運転不能に陥る事態の発生を防止でき、また
過給性能の低下を避けて、エンジンの広い運転範囲で良
好な過給運転を行うことができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例たるツイン形排気タービン過
給機の使用状態を表わす構成図、第２図はその第１排気
タービン過給機のコンプレッサのサージング特性曲線と
作動線を示す線図、第３図はその第２排気タービン過給
機のコンプレッサのサージング特性曲線と作動線を示す
線図、第４図は上記第１排気タービン過給機のタービン
の流量特性曲線を示す線図、第５図は上記第２排気ター
ビン過給機のタービンの流量特性曲線を示す線図、第６
図はタービンの要部縦断面図である。 １・・・エンジン、２・・・第１排気タービン過給機、
３・・・第２排気タービン過給機、４・・・コンプレッ
サ、５・・・タービン％６・・・コンプレッサ、７・・
・タービン、８・・・排気管、９・・・吸気管、Ｓｌ、
　ＳＺ・・・サージング線。 鳥４名 （Ｔｔ 杢５図 Φで

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、容量の異なる２台の排気タービン過給機を、エンジ
   ンの運転条件に応じて並列運転が可能となるように配置
   してなるものにおいて、前記２台の排気タービン過給機
   に用いる２つのタービンの流量特性の比を、これに対応
   する２つのコンプレッサのサージング流量特性の比にほ
   ぼ一致させてなることを特徴とするツイン形排気タービ
   ン過給機。 ２、第１請求項において、前記２つのタービンの流量特
   性の比は、それらのタービンケーシングの流路面積・半
   径比（Ａ／Ｒ）の比を整合することによつて、前記２つ
   のコンプレッサのサージング流量特性の比にほぼ一致さ
   せてなるツイン形排気タービン過給機。 ３、第１請求項において、前気２つのタービンの流量特
   性の比は、各タービン羽根車の出口径の比を整合するこ
   とによつて、前記２つのコンプレッサのサージング流量
   特性の比にほぼ一致させてなるツイン形排気タービン過
   給機。