JPS63162936A - タ−ボコンパウンドエンジン - Google Patents
タ−ボコンパウンドエンジンInfo
- Publication number
- JPS63162936A JPS63162936A JP61308776A JP30877686A JPS63162936A JP S63162936 A JPS63162936 A JP S63162936A JP 61308776 A JP61308776 A JP 61308776A JP 30877686 A JP30877686 A JP 30877686A JP S63162936 A JPS63162936 A JP S63162936A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- power turbine
- engine
- exhaust
- crankshaft
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
- 150000001875 compounds Chemical class 0.000 title claims description 17
- 239000012530 fluid Substances 0.000 abstract description 27
- 230000000694 effects Effects 0.000 abstract description 3
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 abstract 1
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 description 8
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 4
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 4
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 4
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 3
- 230000007935 neutral effect Effects 0.000 description 2
- 238000005086 pumping Methods 0.000 description 2
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 description 1
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 1
- 238000011084 recovery Methods 0.000 description 1
- 238000003756 stirring Methods 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
- F02B37/004—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust drives arranged in series
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
- F02B37/005—Exhaust driven pumps being combined with an exhaust driven auxiliary apparatus, e.g. a ventilator
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
- F02B41/02—Engines with prolonged expansion
- F02B41/10—Engines with prolonged expansion in exhaust turbines
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Supercharger (AREA)
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。
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1
この発明は排気ガスのエネルギをタービンの膨張仕事と
して回収し、回収エネルギをクランク軸等の駆動軸の回
転エネルギとして使用するターボコンパウンドエンジン
に係り、特に出力が同等の無過給エンジンに対して同等
以上のエンジンブレーキ力を得ようとしたターボコンパ
ウンドエンジンに関する。
して回収し、回収エネルギをクランク軸等の駆動軸の回
転エネルギとして使用するターボコンパウンドエンジン
に係り、特に出力が同等の無過給エンジンに対して同等
以上のエンジンブレーキ力を得ようとしたターボコンパ
ウンドエンジンに関する。
[従来の技術]
一般に過給機を備えたエンジンは、このエンジンより排
気ムの大きい無過給エンジンに比較して■燃費性能が良
い、■出力性能が同等以上である、■エンジンが軽聞コ
ンパクトである、等の優れた長所をもっている。この長
所を更に押し准めたものにターボコンパウンドエンジン
がある。このターボコンパウンドエンジンは、エンジン
からの排気ガスエネルギをまずターボ過給機の過給仕事
として回収し、次いでそのターボ過給機から排出される
排気trスをパワータービンの断熱膨張仕事として回収
するようにしたものである。これによってエンジ〉め出
力性能、型費性能、ゲインを総合的に向上させることが
できるシところでターボコンパウンドエンジンの総合性
能を更に向上させるためにはターボ過給機の膨張比及び
パワータービンの膨張比を上げて過給圧をざらに高め、
有用性を高めることができるが、しかし、出力性能の増
加に見あうエンジンブレーキ力(排気ブレーキ力)の確
保が課題として残されている。これは第6図に示すよう
に、無過給エンジンと高過給エンジンにおけるエンジン
回転数Ncに対してのエンジン出力Plc、エンジンブ
レーキカPIIlfとの関係から知ることができる。
気ムの大きい無過給エンジンに比較して■燃費性能が良
い、■出力性能が同等以上である、■エンジンが軽聞コ
ンパクトである、等の優れた長所をもっている。この長
所を更に押し准めたものにターボコンパウンドエンジン
がある。このターボコンパウンドエンジンは、エンジン
からの排気ガスエネルギをまずターボ過給機の過給仕事
として回収し、次いでそのターボ過給機から排出される
排気trスをパワータービンの断熱膨張仕事として回収
するようにしたものである。これによってエンジ〉め出
力性能、型費性能、ゲインを総合的に向上させることが
できるシところでターボコンパウンドエンジンの総合性
能を更に向上させるためにはターボ過給機の膨張比及び
パワータービンの膨張比を上げて過給圧をざらに高め、
有用性を高めることができるが、しかし、出力性能の増
加に見あうエンジンブレーキ力(排気ブレーキ力)の確
保が課題として残されている。これは第6図に示すよう
に、無過給エンジンと高過給エンジンにおけるエンジン
回転数Ncに対してのエンジン出力Plc、エンジンブ
レーキカPIIlfとの関係から知ることができる。
同図において実線が出力性能を示し、破線がエンジンブ
レーキ力を示す。
レーキ力を示す。
ここで代表回転数としての100%定格回転数N100
%での相対的ブレーキ力(エンジン回転数/エンジン出
力)についてみるとBN /SN >BT/S丁の関係
にあることがわかる。
%での相対的ブレーキ力(エンジン回転数/エンジン出
力)についてみるとBN /SN >BT/S丁の関係
にあることがわかる。
但し、BN・・・無過給エンジンのエンジンブレーキ力
SN・・・無過給エンジンのエンジン出力BT・・・高
過給エンジンのエンジン ブレーキ力 ST・・・高過給エンジンのエンジン出力このように、
過給圧値を高めることによって相対的エンジンブレーキ
力は小さくなり、この分だけ主ブレーキ(フットブレー
二1)操作を必要とする。エンジンブレーキ力の確保は
4車両の操作性はちとより、車両の安全走行上必要不可
欠な要素(エンジンブレーキ力は定格出力の60%以上
を要求される。)であり、ターボコンパウンドエンジン
の長所を生かすためにも重要な課題となる。
過給エンジンのエンジン ブレーキ力 ST・・・高過給エンジンのエンジン出力このように、
過給圧値を高めることによって相対的エンジンブレーキ
力は小さくなり、この分だけ主ブレーキ(フットブレー
二1)操作を必要とする。エンジンブレーキ力の確保は
4車両の操作性はちとより、車両の安全走行上必要不可
欠な要素(エンジンブレーキ力は定格出力の60%以上
を要求される。)であり、ターボコンパウンドエンジン
の長所を生かすためにも重要な課題となる。
そこで、本出願人は先に[ターボコンパウンドエンジン
」の提案(特願昭61−228107号)を行っていた
。
」の提案(特願昭61−228107号)を行っていた
。
この提案は第7図に示されるように排気ガスエネルギを
回収するパワータービンaを排気通路b1に介設すると
共に、そのタービンaJ:り上流の排気通路b2にその
タービンaを迂回ザる流体通路Cを接続し、排気ブレー
キ作動時で且つ上記タービンaにクランク軸dから駆動
力が伝達されたときに流体通路C上流の排気通路b2e
閏成し、その流体通路Cを開成する流路切換手段eとを
設【ノてターボコンパウンドエンジンを構成したもので
ある。
回収するパワータービンaを排気通路b1に介設すると
共に、そのタービンaJ:り上流の排気通路b2にその
タービンaを迂回ザる流体通路Cを接続し、排気ブレー
キ作動時で且つ上記タービンaにクランク軸dから駆動
力が伝達されたときに流体通路C上流の排気通路b2e
閏成し、その流体通路Cを開成する流路切換手段eとを
設【ノてターボコンパウンドエンジンを構成したもので
ある。
[発明が解決しようとする問題点]
通常運転時でのパワータービンはエンジンからの排気ガ
スエネルギを回収する。この回収エネルギは機関の駆動
エネルギとして再利用される。
スエネルギを回収する。この回収エネルギは機関の駆動
エネルギとして再利用される。
排気ブレーキ時でクラッチの接続時には、流路切換手段
によって、流体通路の上流側の排気通路が閉じられ、且
つそのパワータービン直−[流の排気通路と流体通路と
が絞って開成される。これによって本来エネルギ回収用
のパワータービンにクランク軸の回転がギヤトレーンに
より逆転されて伝達される。このためパワータービンは
、下流の排気通路から空気を採り込んで流体通路へ圧退
する0の仕事即ちポンプ仕事を行なう。したがって排気
ブレーキ時にはエンジンのモータフリクション、ポンプ
仕事(負の仕事)と排気ブレーキ力が加俸された大きな
エンジンブレーキ力を作り出すことができる。
によって、流体通路の上流側の排気通路が閉じられ、且
つそのパワータービン直−[流の排気通路と流体通路と
が絞って開成される。これによって本来エネルギ回収用
のパワータービンにクランク軸の回転がギヤトレーンに
より逆転されて伝達される。このためパワータービンは
、下流の排気通路から空気を採り込んで流体通路へ圧退
する0の仕事即ちポンプ仕事を行なう。したがって排気
ブレーキ時にはエンジンのモータフリクション、ポンプ
仕事(負の仕事)と排気ブレーキ力が加俸された大きな
エンジンブレーキ力を作り出すことができる。
ところが、排気ブレーキの作動は、エンジンの定格回転
を越える運転がなされているとぎにも行なわれる場合が
あり、このときにパワータービンがオーバーランに至る
問題が生じる可能性が高く解決しようとする問題点とな
っていた。オーバーランはパワータービンの回転部及び
軸受の回転性能を苔しく′低下させ焼付を発生させる要
因になる。
を越える運転がなされているとぎにも行なわれる場合が
あり、このときにパワータービンがオーバーランに至る
問題が生じる可能性が高く解決しようとする問題点とな
っていた。オーバーランはパワータービンの回転部及び
軸受の回転性能を苔しく′低下させ焼付を発生させる要
因になる。
[問題点を解決するための手段]
この発明は上記問題点を解決することを目的としている
。この発明はパワータービンとクランク軸とを、排気ブ
レーキ作動時に連結する電磁クラッチを有し、クランク
軸の回転をパワータービンへ伝達するギヤトレーンで接
続すると共に、該ギヤ1−レーンの歯車比を排気ブレー
キ非作動時にパワータービンの回転力をクランク軸に伝
達するギヤトレーンの歯車比より小さくしてターボコン
パウンドエンジンを構成したものである。
。この発明はパワータービンとクランク軸とを、排気ブ
レーキ作動時に連結する電磁クラッチを有し、クランク
軸の回転をパワータービンへ伝達するギヤトレーンで接
続すると共に、該ギヤ1−レーンの歯車比を排気ブレー
キ非作動時にパワータービンの回転力をクランク軸に伝
達するギヤトレーンの歯車比より小さくしてターボコン
パウンドエンジンを構成したものである。
[作 用]
排気ブレーキ作動時には電磁クラッチが接続されてクラ
ンク軸の回転をパワータービンへ伝達するギヤトレーン
を動作するから、パワータービンtよりランク軸の回転
が伝達され逆転方向に駆動される。ここで排気ブレーキ
非作動時にパワータービンからクランク軸へ回転を伝達
するギヤトレーンの歯車比に対して、クランク軸からパ
ワータービンへ回転を伝達するギヤトレーンの歯車比は
小さくしであるから、排気ブレーキ時におけるパワータ
ービンにオーバランを起こさせることがない。
ンク軸の回転をパワータービンへ伝達するギヤトレーン
を動作するから、パワータービンtよりランク軸の回転
が伝達され逆転方向に駆動される。ここで排気ブレーキ
非作動時にパワータービンからクランク軸へ回転を伝達
するギヤトレーンの歯車比に対して、クランク軸からパ
ワータービンへ回転を伝達するギヤトレーンの歯車比は
小さくしであるから、排気ブレーキ時におけるパワータ
ービンにオーバランを起こさせることがない。
[実施例]
以下に、この発明のターボコンパウンドエンジンの好適
一実施例を添付図面に塁づいて説明する。
一実施例を添付図面に塁づいて説明する。
第1図に示される1はエンジン、2は吸気マニホールド
、3は排気マニホールドである。
、3は排気マニホールドである。
図示されるように排気マニホールド3には排気通路4a
が接続され、吸気マニホールド2には吸気通路5が接続
されている。
が接続され、吸気マニホールド2には吸気通路5が接続
されている。
この排気通路4aには、排気通路4aの途中にターボ過
給機10のタービン10aが介設され、そのターボ過給
8110のコンプレッサ10bは吸気通路5の途中に介
設される。ターボ過給n10の上流側の排気通路4bに
は排気ガスエネルギを回収するパワータービン12が介
設される。
給機10のタービン10aが介設され、そのターボ過給
8110のコンプレッサ10bは吸気通路5の途中に介
設される。ターボ過給n10の上流側の排気通路4bに
は排気ガスエネルギを回収するパワータービン12が介
設される。
ところで、この発明の途−ボコンパウンドエンジンは、
エンジン1の出力性能に応じたエンジンブレーキ力を確
保することにある。エンジンブレーキ力を増大させるた
めにはクランク軸15に直接または間接的に回転を阻止
する抵抗を加え、クランク軸15に大きな負の仕事を行
なわせることが有効であると考えられる。
エンジン1の出力性能に応じたエンジンブレーキ力を確
保することにある。エンジンブレーキ力を増大させるた
めにはクランク軸15に直接または間接的に回転を阻止
する抵抗を加え、クランク軸15に大きな負の仕事を行
なわせることが有効であると考えられる。
このため、この発明のターボコンパウンドエンジンでは
排気ブレーキの作動時にパワータービン12を逆転させ
て、パワータービン12に大きな負の仕事を行なわせる
ように構成される。
排気ブレーキの作動時にパワータービン12を逆転させ
て、パワータービン12に大きな負の仕事を行なわせる
ように構成される。
第1図に示す゛ように、パワータービン12とターボ過
給機10のタービン10aとの間の排気通路4bに1.
1、これに一端が接続され他端がパワータービン12よ
り下流側の排気通路4Cに接続された流体通路25が形
成されており、この流体通路25のパワータービン12
より上流側の接続部には流路切換手段30が設けられる
。
給機10のタービン10aとの間の排気通路4bに1.
1、これに一端が接続され他端がパワータービン12よ
り下流側の排気通路4Cに接続された流体通路25が形
成されており、この流体通路25のパワータービン12
より上流側の接続部には流路切換手段30が設けられる
。
この実施例にあって流路切換手段30は第1図乃至第3
図に示されるように上記接続部に設けられた排気切換弁
としてのロータリーバルブ31と、このロータリーバル
ブ31を動作する駆”勤装置32とから構成される。ロ
ータリーバルブ31は第2図、第3図にも示されるよう
にケーシング31a内に回動自在なロータ31bを収容
し、こ、のロータ31bに二つの第1ボートA、第2ボ
ートBを形成して構成される。一方の第1ボートへのポ
ー1〜直径d1は排気通路4bの通路直径dOに等しく
、他方の第2ボートBのボート直径d2は流体通路25
の通路直径d3より小さく形成される。一方、ケーシン
グ31aには、排気通路4bの一部となる通口31Gが
開口され−Cいる。各第1ボートA、第2ボートBの回
転位置関係は、排気通路4bと第1ボートAが接続され
たときには排気通路4bと流体通路25との接続が断た
れるような関係に設定される。
図に示されるように上記接続部に設けられた排気切換弁
としてのロータリーバルブ31と、このロータリーバル
ブ31を動作する駆”勤装置32とから構成される。ロ
ータリーバルブ31は第2図、第3図にも示されるよう
にケーシング31a内に回動自在なロータ31bを収容
し、こ、のロータ31bに二つの第1ボートA、第2ボ
ートBを形成して構成される。一方の第1ボートへのポ
ー1〜直径d1は排気通路4bの通路直径dOに等しく
、他方の第2ボートBのボート直径d2は流体通路25
の通路直径d3より小さく形成される。一方、ケーシン
グ31aには、排気通路4bの一部となる通口31Gが
開口され−Cいる。各第1ボートA、第2ボートBの回
転位置関係は、排気通路4bと第1ボートAが接続され
たときには排気通路4bと流体通路25との接続が断た
れるような関係に設定される。
このロータリーバルブ31を切換制御する駆動装置32
は以下のように構成される。
は以下のように構成される。
第1図、第2図に示されるように、ロータ31bにはこ
れに一端が固定されたレバ部材35が接続されており、
この排気通路4bの径方向外方へ延出されたレバ部材3
5の自由端には、アクチュエータ34の動作ロッド33
が接続される。
れに一端が固定されたレバ部材35が接続されており、
この排気通路4bの径方向外方へ延出されたレバ部材3
5の自由端には、アクチュエータ34の動作ロッド33
が接続される。
第1図に示す36は、流体供給装置で、この流体供給装
置36と上記アクチュエータ34の動作室37とは、流
体送給通路39によって結ばれており、この流体送給通
路39の途中には通電されたときに上記動作室37と流
体送給通路39を連通状態にする″?filil弁40
が介設される。この電磁弁40はエンジン1のニュート
ラルセンサスイッチ41.クラッチ作動スイッチ42、
そして排気ブレーキスイッチ43の全スイッチがON作
動時に通電されるようになっている。45はバッテリー
などの直流電源である。
置36と上記アクチュエータ34の動作室37とは、流
体送給通路39によって結ばれており、この流体送給通
路39の途中には通電されたときに上記動作室37と流
体送給通路39を連通状態にする″?filil弁40
が介設される。この電磁弁40はエンジン1のニュート
ラルセンサスイッチ41.クラッチ作動スイッチ42、
そして排気ブレーキスイッチ43の全スイッチがON作
動時に通電されるようになっている。45はバッテリー
などの直流電源である。
47は逆転用の電磁クラッチスイッチであり、常開接点
(a接点)となってりる。
(a接点)となってりる。
次に、パワータービン12とクランク軸15とを連結す
るギヤトレーンについて説明する。
るギヤトレーンについて説明する。
第1図に示されるように、パワータービン12のタービ
ン軸13の′出力端13aには出力歯車16が一体的に
設けられており、この出力歯車16にはi星歯車17a
、17bが噛合すt’L ”Cイる。それら遊星歯車1
7a、17bは流体継手21の入カボンブ車21aと一
体になって回転する環状歯車18に噛合されている。
ン軸13の′出力端13aには出力歯車16が一体的に
設けられており、この出力歯車16にはi星歯車17a
、17bが噛合すt’L ”Cイる。それら遊星歯車1
7a、17bは流体継手21の入カボンブ車21aと一
体になって回転する環状歯車18に噛合されている。
即ち、出力歯車16は遊星歯車17a、17b及び環状
歯車18から成るTI星歯車機構19によって流体継手
21に接続され、パワータービン12からの回転ツノを
流体継手21の出力ポンプ車21bに伝達するように構
成されている。ここで遊星歯rJ機構19を設けたのは
、遊星歯車機構19が大きな減速比をもつこと、伝達効
率がよいことからである。出力ポンプ車21bには、こ
の出力ポンプ車21bと一体になって回転する入出力歯
車20が固着されている。
歯車18から成るTI星歯車機構19によって流体継手
21に接続され、パワータービン12からの回転ツノを
流体継手21の出力ポンプ車21bに伝達するように構
成されている。ここで遊星歯rJ機構19を設けたのは
、遊星歯車機構19が大きな減速比をもつこと、伝達効
率がよいことからである。出力ポンプ車21bには、こ
の出力ポンプ車21bと一体になって回転する入出力歯
車20が固着されている。
ところで、クランク軸15には、電磁クラッチ22を内
蔵し、その電磁クラッチ22によって回転が断続される
第1クランク軸歯車23、及び第2クランク翰歯車24
が一体に設けられており、第2クランク軸歯車24はワ
ンウェイクラッチ26を内蔵する第2中間歯車27に噛
合される。
蔵し、その電磁クラッチ22によって回転が断続される
第1クランク軸歯車23、及び第2クランク翰歯車24
が一体に設けられており、第2クランク軸歯車24はワ
ンウェイクラッチ26を内蔵する第2中間歯車27に噛
合される。
第2中間歯車27は同軸上に接続された第1中間歯車2
8を介して上記入出力歯車20に連結される。
8を介して上記入出力歯車20に連結される。
また、第1中間歯車28と第1クランク軸歯車23とは
、逆転用のアイドル1!ヤ29により連結されており、
電磁クララj22が“入″、即ち上記電磁クラッチスイ
ッチ47がONのときに、第1クランク軸歯車23と第
1中聞歯車28とを接続し、クランク軸15からの回転
駆動力が上記入出力歯車20へ伝達されるようになって
いる。このとき第2中間歯車27と第2クランク軸歯車
24との間はワンウェイクラッチ26を設けることによ
って回転力の伝達はな、されず、ワンウェイクラッチ2
6のみフリー回転するようになっている。
、逆転用のアイドル1!ヤ29により連結されており、
電磁クララj22が“入″、即ち上記電磁クラッチスイ
ッチ47がONのときに、第1クランク軸歯車23と第
1中聞歯車28とを接続し、クランク軸15からの回転
駆動力が上記入出力歯車20へ伝達されるようになって
いる。このとき第2中間歯車27と第2クランク軸歯車
24との間はワンウェイクラッチ26を設けることによ
って回転力の伝達はな、されず、ワンウェイクラッチ2
6のみフリー回転するようになっている。
ところで、この発明の目的と−Jるところは、エンジン
の定格回転数でパワータービン12にクランク軸15か
らの駆動力が伝達されたとぎにパワータービン12のオ
ーバーランを防止することにあるから、エンジン1が定
格回転数のときに、パワータービン12がオーバーラン
を生じ゛ない回転数に、入出力歯車20と第2クランク
軸歯車24との間の歯車比に対し、第1クランク軸歯車
23と入出力歯車20との間の歯車比を小ざくするよう
に、各歯車(第1クランク軸歯車23.アイドルギヤ2
9.第1中間歯車28.入出力歯車20)の歯車比が定
められる。
の定格回転数でパワータービン12にクランク軸15か
らの駆動力が伝達されたとぎにパワータービン12のオ
ーバーランを防止することにあるから、エンジン1が定
格回転数のときに、パワータービン12がオーバーラン
を生じ゛ない回転数に、入出力歯車20と第2クランク
軸歯車24との間の歯車比に対し、第1クランク軸歯車
23と入出力歯車20との間の歯車比を小ざくするよう
に、各歯車(第1クランク軸歯車23.アイドルギヤ2
9.第1中間歯車28.入出力歯車20)の歯車比が定
められる。
具体的にこの実施例では第1クランク軸歯車23と第1
中間歯車28との歯車比が第2クランク軸歯車24と第
2中間歯車27との歯車比に対して小さくなるように構
成されている。
中間歯車28との歯車比が第2クランク軸歯車24と第
2中間歯車27との歯車比に対して小さくなるように構
成されている。
ここr、第2クランク軸歯車24.ワンウェイクラッチ
26.第1中間歯車28.入出力歯車20がパワーター
ビン12からクランク@15へ回転を伝達するギヤトレ
ーン56を、第1クランク軸歯車23.アイドルギヤ2
9.第1中間歯車28、入出力歯車20がクランク軸゛
15からパワータービン12へ回転を伝達するギヤトレ
ーン57を構成する。
26.第1中間歯車28.入出力歯車20がパワーター
ビン12からクランク@15へ回転を伝達するギヤトレ
ーン56を、第1クランク軸歯車23.アイドルギヤ2
9.第1中間歯車28、入出力歯車20がクランク軸゛
15からパワータービン12へ回転を伝達するギヤトレ
ーン57を構成する。
次にこの発明のターボコンパウンドエンジンの作用を添
付図面に基づいて説明する。
付図面に基づいて説明する。
第1図に示されるように排気ブレーキスイッヂ43がO
[]:のときは、′i8磁弁40がOFFであるから、
第2図に示すようにパワータービン12の直上流の排気
通路4dとロータリーバルブ31の上流側の排気通路4
bとが第1ボートAを介して接続される。エンジン1か
ら排気ガスが排気マニホールド3.排気通路4aへと送
られターボ過給機10のタービン10aによって排気ガ
スエネルギが回収される。タービン10aは同軸上のコ
ンプレッ1す10bを回転駆動するからエンジン1の筒
内に、過給された空気を送り込む。ターボ過給f!A1
0のタービン10aを出た排気ガスは、パワータービン
12に回転駆動力を与える。即ち、このパワータービン
12にて再び排気ガス1ネルギが回収される。このとき
は電磁クラッチ22が“切″となっているからパワータ
ービン12により回収された排気ガスエネルギは、まず
遊星歯車機構19で減速され、この減速後の回転が入出
力歯11120より第2中間歯車27.第2クランク軸
歯車24に伝達される。この結果、クランク軸15に回
転力が伝達され、回転エネルギとして使用されφ。
[]:のときは、′i8磁弁40がOFFであるから、
第2図に示すようにパワータービン12の直上流の排気
通路4dとロータリーバルブ31の上流側の排気通路4
bとが第1ボートAを介して接続される。エンジン1か
ら排気ガスが排気マニホールド3.排気通路4aへと送
られターボ過給機10のタービン10aによって排気ガ
スエネルギが回収される。タービン10aは同軸上のコ
ンプレッ1す10bを回転駆動するからエンジン1の筒
内に、過給された空気を送り込む。ターボ過給f!A1
0のタービン10aを出た排気ガスは、パワータービン
12に回転駆動力を与える。即ち、このパワータービン
12にて再び排気ガス1ネルギが回収される。このとき
は電磁クラッチ22が“切″となっているからパワータ
ービン12により回収された排気ガスエネルギは、まず
遊星歯車機構19で減速され、この減速後の回転が入出
力歯11120より第2中間歯車27.第2クランク軸
歯車24に伝達される。この結果、クランク軸15に回
転力が伝達され、回転エネルギとして使用されφ。
次に排気ブレーキ作動時について説明する。
排気ブレーキ作動時はニュートラルセンサスイッチ41
.クラツチ作動スイッチ42、そして排気ブレーキスイ
ッチ43全てがONのときであり、このときは電磁クラ
ッチスイッチ47が“入゛°であるから、この時に電磁
弁40tfiONとなって流体供給装置36からアクチ
ュエータ34の動作室37へ作動流体が供給される。こ
れにより動作、ロッド33が、レバ部月35を今して【
コータリーバルブ31を動作し、排気通路4bを閉じC
1そのロータリーバルブ31より下流の排気通路4dと
流体通路25とを第2ボートBを介して連通ずる。
.クラツチ作動スイッチ42、そして排気ブレーキスイ
ッチ43全てがONのときであり、このときは電磁クラ
ッチスイッチ47が“入゛°であるから、この時に電磁
弁40tfiONとなって流体供給装置36からアクチ
ュエータ34の動作室37へ作動流体が供給される。こ
れにより動作、ロッド33が、レバ部月35を今して【
コータリーバルブ31を動作し、排気通路4bを閉じC
1そのロータリーバルブ31より下流の排気通路4dと
流体通路25とを第2ボートBを介して連通ずる。
したがってパワータービン12には排気ガスによる回転
力が与えられな(なった状態で逆に、第1クランク軸歯
車23.アイドルギヤ29.第1中間歯車28を介して
クランク軸15の駆動力が入出力歯車20及び流体継手
21に伝達される。即ち、パワータービン12は第5図
に示すように、逆転されて、パワータービン12より下
流の排気通路4Cから流体通路25の接続部へ空気を送
る効率の悪いコンプレッサとなる。また第2ボートBに
よって流体通路25へ送るガスが絞られるため流速が速
められる。このパワータービン12の空気の掻き混ぜ仕
事及びコンプレッサ仕事はクランク軸15にとって大き
な負の仕事となる。したがって排気ブレーキ作動時には
この負の仕事と排気ブレーキによる負の仕事及びエンジ
ンの7リクシ3ンが加えられた大きなエンジンブレーキ
力が作り出される。排気ブレーキとしての構成は排気マ
ニホールド3.下流に設けられた排気ブレーキ弁(図示
せず)の動作によってなされ、このブレーキ弁が仝閉さ
れることによる排気抵抗の増大、即ち、ボンピング仕事
の増大が排気ブレーキ弁によるエンジンブレーキ力とな
る。ここで第2ボートBの直径はパワータービン12の
形状によって−i的に決定される。このボート直径d2
もまたパワータービン12をオーバーランさせないよう
な開口径に設定される。(第4図、第5図参照)ところ
で、この実施例にあっては、パワータービン12より下
流の排気通路4Cと流体通路25との接続部4eの、そ
の排気通路4C側に三方弁55を介設することも可能で
あり、このように構成することによって上記排気ブレー
キ作動時に、排気通路4Cを閏じて、排気ガスに比較し
て浄化された大気を直接採り込むことができるようにな
る。
力が与えられな(なった状態で逆に、第1クランク軸歯
車23.アイドルギヤ29.第1中間歯車28を介して
クランク軸15の駆動力が入出力歯車20及び流体継手
21に伝達される。即ち、パワータービン12は第5図
に示すように、逆転されて、パワータービン12より下
流の排気通路4Cから流体通路25の接続部へ空気を送
る効率の悪いコンプレッサとなる。また第2ボートBに
よって流体通路25へ送るガスが絞られるため流速が速
められる。このパワータービン12の空気の掻き混ぜ仕
事及びコンプレッサ仕事はクランク軸15にとって大き
な負の仕事となる。したがって排気ブレーキ作動時には
この負の仕事と排気ブレーキによる負の仕事及びエンジ
ンの7リクシ3ンが加えられた大きなエンジンブレーキ
力が作り出される。排気ブレーキとしての構成は排気マ
ニホールド3.下流に設けられた排気ブレーキ弁(図示
せず)の動作によってなされ、このブレーキ弁が仝閉さ
れることによる排気抵抗の増大、即ち、ボンピング仕事
の増大が排気ブレーキ弁によるエンジンブレーキ力とな
る。ここで第2ボートBの直径はパワータービン12の
形状によって−i的に決定される。このボート直径d2
もまたパワータービン12をオーバーランさせないよう
な開口径に設定される。(第4図、第5図参照)ところ
で、この実施例にあっては、パワータービン12より下
流の排気通路4Cと流体通路25との接続部4eの、そ
の排気通路4C側に三方弁55を介設することも可能で
あり、このように構成することによって上記排気ブレー
キ作動時に、排気通路4Cを閏じて、排気ガスに比較し
て浄化された大気を直接採り込むことができるようにな
る。
尚、この発明の実施例で排気通路4及び流体通路25の
切換をロータリーバルブ31で行なうように説明したが
、これに限らず、排気ブレーキ作動時で、パワータービ
ン12にクランク軸15/)s/らの逆転方向の駆動力
が伝達された場合には、流体通路25の接続部より上流
となる排気通路4bを全閉にする開開弁と、流体通路2
5の通路径を所定の開度に絞る絞り弁とを連動さぼるよ
うにしてbよい。さらに予め流体通路25を所定開度に
絞って形成し、流体通路25上流の排気通路4bを開開
させてもよい。
切換をロータリーバルブ31で行なうように説明したが
、これに限らず、排気ブレーキ作動時で、パワータービ
ン12にクランク軸15/)s/らの逆転方向の駆動力
が伝達された場合には、流体通路25の接続部より上流
となる排気通路4bを全閉にする開開弁と、流体通路2
5の通路径を所定の開度に絞る絞り弁とを連動さぼるよ
うにしてbよい。さらに予め流体通路25を所定開度に
絞って形成し、流体通路25上流の排気通路4bを開開
させてもよい。
[発明の効果]
以上説明したことから明らかなように、この発明のター
ボコンパウンドエンジンによれば、次のごとき優れた効
果を発揮できる。
ボコンパウンドエンジンによれば、次のごとき優れた効
果を発揮できる。
(1) 排気ブレーキ時にエンジンのフリクシE]ン
。
。
パワータービンの負の仕事、排気ブレーキ力を加算した
大きなエンジンブレーキ力を発生させることができると
共に、パワータービンのオーバーランを防止できる。
大きなエンジンブレーキ力を発生させることができると
共に、パワータービンのオーバーランを防止できる。
(b ターボコンパウンドエンジン、の高性能を発揮さ
せるに十分なエンジンブレーキ力が確保できるので、信
頼性を大幅に向上できる。
せるに十分なエンジンブレーキ力が確保できるので、信
頼性を大幅に向上できる。
第1図はこの発明のターボコンパウンドエン・ジンの好
適一実施例を示す概略図、第2図、第3図は第1図の要
部詳細図、第4図はロータリーバルブの第2ボートBの
直径とエンジンブレーキ力との関係を示すグラフ、第5
図はパワータービンのガスの流れを示す概略図、第6図
は無過給エンジンと^過給エンジンとのエンジンブレー
キ力性能の比較を示すグラフ、第7図は従来例を示す概
略図である。 図中、1はエンジン、4は排気通路、12はパワーター
ビン、22は電磁クラッチ、25は流体通路、30は切
換弁31と駆動装置32とから成る流路切換手段、56
はパワータービンからクランク軸へ回転を伝1 tlる
ギヤトレーン、57はクランク軸からパワータービンへ
回転を伝達り゛るギヤ1−レーンである。
適一実施例を示す概略図、第2図、第3図は第1図の要
部詳細図、第4図はロータリーバルブの第2ボートBの
直径とエンジンブレーキ力との関係を示すグラフ、第5
図はパワータービンのガスの流れを示す概略図、第6図
は無過給エンジンと^過給エンジンとのエンジンブレー
キ力性能の比較を示すグラフ、第7図は従来例を示す概
略図である。 図中、1はエンジン、4は排気通路、12はパワーター
ビン、22は電磁クラッチ、25は流体通路、30は切
換弁31と駆動装置32とから成る流路切換手段、56
はパワータービンからクランク軸へ回転を伝1 tlる
ギヤトレーン、57はクランク軸からパワータービンへ
回転を伝達り゛るギヤ1−レーンである。
Claims (1)
- パワータービンとクランク軸とを、排気ブレーキ作動時
に連結する電磁クラッチを有し、クランク軸の回転をパ
ワータービンへ伝達するギヤトレーンで接続すると共に
、該ギヤトレーンの歯車比を排気ブレーキ非作動時にパ
ワータービンの回転力をクランク軸に伝達するギヤトレ
ーンの歯車比より小さくしたターボコンパウンドエンジ
ン。
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61308776A JPS63162936A (ja) | 1986-12-26 | 1986-12-26 | タ−ボコンパウンドエンジン |
EP87118996A EP0272680B1 (en) | 1986-12-26 | 1987-12-22 | Turbo compound engine |
DE8787118996T DE3779591T2 (de) | 1986-12-26 | 1987-12-22 | Turbo-verbund-maschine. |
US07/136,319 US4800726A (en) | 1986-12-26 | 1987-12-22 | Turbo compound engine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61308776A JPS63162936A (ja) | 1986-12-26 | 1986-12-26 | タ−ボコンパウンドエンジン |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63162936A true JPS63162936A (ja) | 1988-07-06 |
JPH0568617B2 JPH0568617B2 (ja) | 1993-09-29 |
Family
ID=17985165
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP61308776A Granted JPS63162936A (ja) | 1986-12-26 | 1986-12-26 | タ−ボコンパウンドエンジン |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4800726A (ja) |
EP (1) | EP0272680B1 (ja) |
JP (1) | JPS63162936A (ja) |
DE (1) | DE3779591T2 (ja) |
Families Citing this family (25)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP0292010B1 (en) * | 1987-05-22 | 1991-11-06 | Isuzu Motors Limited | Engine braking system |
JPS63302137A (ja) * | 1987-05-30 | 1988-12-09 | Isuzu Motors Ltd | タ−ボコンパウンドエンジン |
JPS6435026A (en) * | 1987-07-30 | 1989-02-06 | Isuzu Motors Ltd | Turbo compound engine |
US4897998A (en) * | 1987-10-28 | 1990-02-06 | Isuzu Motors Limited | Turbo compound engine |
JPH0639901B2 (ja) * | 1987-10-28 | 1994-05-25 | いすゞ自動車株式会社 | ターボコンパウンドエンジン |
JPH01116234A (ja) * | 1987-10-28 | 1989-05-09 | Isuzu Motors Ltd | ターボコンパウンドエンジン |
US5119633A (en) * | 1990-09-25 | 1992-06-09 | Cummins Engine Company, Inc. | Power turbine bypass for improved compression braking |
SE502721C2 (sv) * | 1994-05-13 | 1995-12-18 | Scania Cv Ab | Förbränningsmotor av turbocompoundtyp med avgasbroms |
JPH09190U (ja) * | 1996-10-28 | 1997-04-08 | 廣瀬商事株式会社 | 模様付皿の射出成形装置 |
WO2002070877A1 (de) * | 2001-03-01 | 2002-09-12 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Antriebseinheit mit einem verbrennungsmotor und einem abgasturbolader |
SE523149C2 (sv) * | 2001-08-20 | 2004-03-30 | Volvo Lastvagnar Ab | Anordning vid förbränningsmotor av turbocompoundtyp |
US20050087171A1 (en) * | 2002-10-02 | 2005-04-28 | Cory Lown | Low restriction engine brake and methods |
DE10360155A1 (de) * | 2003-12-20 | 2005-07-21 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Antriebsstrang mit Abgasnutzung und Steuerungsverfahren |
DE102004002215B3 (de) * | 2004-01-15 | 2005-09-08 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Antriebskraftübertragungsvorrichtung mit hydrodynamischer Gegenlaufkupplung |
US8001783B2 (en) * | 2008-01-24 | 2011-08-23 | Cummins Ip, Inc. | Apparatus, system, and method for turbocharger bypass and exhaust braking with a single valve |
US8069664B2 (en) * | 2008-09-18 | 2011-12-06 | GM Global Technology Operations LLC | Integrated inlet and bypass throttle for positive-displacement supercharged engines |
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US9108628B2 (en) * | 2012-08-31 | 2015-08-18 | GM Global Technology Operations LLC | Turbo compounding hybrid generator powertrain |
US20140331656A1 (en) * | 2013-05-10 | 2014-11-13 | Achates Power, Inc. | Air Handling Constructions With Turbo-Compounding For Opposed-Piston Engines |
CN103397934A (zh) * | 2013-07-04 | 2013-11-20 | 广西玉柴机器股份有限公司 | 内燃机废气回用装置 |
DE102014106386B4 (de) * | 2014-05-07 | 2016-08-11 | Benteler Automobiltechnik Gmbh | Abgaswärmetauscher mit Bypassrohr |
CN104314695B (zh) * | 2014-09-30 | 2016-09-21 | 东风商用车有限公司 | 一种可变速比复合涡轮系统及其使用方法 |
US10240521B2 (en) | 2015-08-07 | 2019-03-26 | Pratt & Whitney Canada Corp. | Auxiliary power unit with variable speed ratio |
US20180058311A1 (en) * | 2016-08-25 | 2018-03-01 | Hyundai Motor Company | Turbo compound system for vehicle and method of controlling the same |
US10850860B1 (en) * | 2019-09-09 | 2020-12-01 | Hamiliton Sunstrand Corporation | Internal combustion engines with unidirectional compounding drives |
Family Cites Families (9)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2375852A (en) * | 1941-05-17 | 1945-05-15 | Sulzer Ag | Reversible supercharged twostroke internal-combustion engine |
DE962764C (de) * | 1954-09-10 | 1957-04-25 | Maschf Augsburg Nuernberg Ag | Brennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung |
US4224794A (en) * | 1978-12-28 | 1980-09-30 | Cummins Engine Company, Inc. | Turbine assembly |
CH637707A5 (de) * | 1979-06-13 | 1983-08-15 | Rueti Ag Maschf | Webblatt fuer eine duesenwebmaschine. |
JPS60240831A (ja) * | 1984-05-15 | 1985-11-29 | Isamu Nemoto | パワ−タ−ビン動力伝達機構、並びにタ−ボコンパウンドシステム |
JPS61921A (ja) * | 1984-06-12 | 1986-01-06 | Hitachi Maxell Ltd | 磁気記録媒体 |
JPS6161921A (ja) * | 1984-08-31 | 1986-03-29 | Isuzu Motors Ltd | タ−ボコンパウンドエンジン |
JPS61132722A (ja) * | 1984-11-30 | 1986-06-20 | Isuzu Motors Ltd | タ−ボコンパウンドエンジン |
JPS61175240A (ja) * | 1985-01-30 | 1986-08-06 | Yanmar Diesel Engine Co Ltd | タ−ボコンパウンドエンジン |
-
1986
- 1986-12-26 JP JP61308776A patent/JPS63162936A/ja active Granted
-
1987
- 1987-12-22 EP EP87118996A patent/EP0272680B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-12-22 US US07/136,319 patent/US4800726A/en not_active Expired - Fee Related
- 1987-12-22 DE DE8787118996T patent/DE3779591T2/de not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
US4800726A (en) | 1989-01-31 |
JPH0568617B2 (ja) | 1993-09-29 |
EP0272680B1 (en) | 1992-06-03 |
DE3779591T2 (de) | 1993-01-21 |
EP0272680A2 (en) | 1988-06-29 |
EP0272680A3 (en) | 1988-11-30 |
DE3779591D1 (de) | 1992-07-09 |
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