JPS6364617B2 - - Google Patents

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JPS6364617B2
JPS6364617B2 JP57125826A JP12582682A JPS6364617B2 JP S6364617 B2 JPS6364617 B2 JP S6364617B2 JP 57125826 A JP57125826 A JP 57125826A JP 12582682 A JP12582682 A JP 12582682A JP S6364617 B2 JPS6364617 B2 JP S6364617B2
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    • F02M26/05—High pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust system upstream of the turbine and reintroduced into the intake system downstream of the compressor
    • 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

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、高比出力を目的とした低圧縮比ター
ボ過給圧縮着火エンジンに関する。
過給圧力の増加と共にエンジンの燃焼圧力とそ
の出力は増大し、エンジンの許容最高圧力によつ
てその出力は決まる。
ところで、エンジンの許容最高圧力を維持しつ
つ増大させる目的で圧縮比を低下させることは、
始動の困難さ、低負荷運転時の失火等の重大な問
題を伴なう。例えば圧縮比８程度のデイーゼルエ
ンジンでは、軸平均有効圧力を32Kg／cm2とするこ
とも可能であるが、第１図に示す失火範囲（斜線
部分）はエンジンの負荷が低く、ターボ過給機は
その能力を発揮し得ず、給気圧力及び温度の低下
によりエンジンの圧縮行程において着火温度に到
達せず、排気より白煙、青煙及び臭を発生し、遂
には失火に至る。
そのためこれに対処する方法として、従来より
可変圧縮比方式とハイパーバー方法とがあるが、
前者は複雑な機構のため、後者は熱効率の低下の
ため両者共に、兵器用以外には採用されていない
のが現状である。
本発明は上記欠点を克服しつつ大きな効果を得
んとするものであつて、以下にその構成と作用と
を詳述する。
第２〜４図においてタービンケーシング１は、
ノズル２を形成しており、このノズルには流体力
学的な形状の複数（図面では３個）のノズルベー
ン２ａ，２ｂ，２ｃを有している。排気ガス入口
３から導入されたガスは、ノズル２によつて加速
され、方向を整えられてタービン４を駆動する。
他方、付加されたロータ５は軸５ｃ及び５ｄ
（第３図）を有し、それぞれタービンケーシング
１及びカバー６によつて回転自在に軸支されてい
る。軸５ｃには、レバー７が固定され、このレバ
ーが実線の位置において、ロータ５も実線の位置
にある。なおノズル２の形状は公知のものと変ら
ない。
レバー７が矢印（第２図）に示すように時計方
向に回転すると、ロータ５も回転し、その一端５
ａはノズル２内に侵入し、ノズル面積を縮小す
る。
その結果入口３の圧力、すなわちエンジンの排
気圧力は上昇し、ノズル２内を流れるガス速度は
増大し、タービン４の出力は増大する。
その結果、これに連なるコンプレツサーの駆動
力を高め、給気圧力を高める。
本発明の一つの特長は、第２図示のようにレバ
ー７を鎖線にて示す位置まで回転することによ
り、ロータ５の一端５ａも鎖線にて示される位置
まで侵入し、極めて小さな面積のノズルを形成す
ることができることにある。
ところがこのような状態ではタービンの効率は
低く、タービン入口圧力はコンプレツサー出口圧
力よりもはるかに高くなつてしまう。
第５図のエンジンのＰ−Ｖ線図に示すように、
エンジンは排気を排出するために斜線部の仕事を
しなければならず、燃料消費量は当然に増大する
が、低速、低負荷においては、この仕事量があつ
て初めて、ターボ過給機を駆動する事が可能で、
熱効率の犠牲において給気圧力を高めうる。
またロータ５には通路５ｂが形成され、通常の
運転時には第２図に示す如く、この通路は閉じて
いるが、ロータ５を時計方向に回転することによ
り、ノズル面積を縮少させ、鎖線に示す連結口９
によつてターボ過給機の圧縮機出口側と連結され
た通路８とノズル２とを、通路５ｂで連通させ
る。なお、これの作動については後に詳述する。
また高速無負荷の状態においては第５図の斜線
部の面積、即ち負の仕事量は排気ブレーキとして
の作用をさせる事が可能である。
第４図は、ロータ５を反時計方向に回転した場
合を示し、図から判るように時計方向に回転した
場合と同様な効果を有する。
本発明のターボ過給機は、その流量が極めて少
ない場合にも高いタービン入口圧力を利用して給
気圧力を高めうることが特徴であるが、これを有
効利用して低負荷時の失火を防止する方法につい
ては後で詳述する。
第６図は本発明による４サイクル・エンジンの
一部を示すもので、シリンダ１０内には往復動自
在にピストン１１が配設され、このピストンには
ピストンロツド１２の上端が揺動可能に連結し、
その下端はクランク軸（図示せず）に連結されて
いる。シリンダ１０上にはシリンダヘツド１３が
装着され、吸気口１４および排気口１５が形成さ
れており、この吸気口および排気口にそれぞれ吸
気弁１６および排気弁１７が配設されている。
吸気口１４とターボ過給機（図示せず）とを連
結する吸気管１８内には、制御弁としてエンジン
のクランク軸から歯車伝達機構を介して駆動され
るロータリバルブ１９が配設されている。
以下、このロータリバルブ１９の駆動機構の一
例を第７図に基づいて説明する。
ロータリバルブ１９は、駆動軸２０にピン２１
によつて固着されている。駆動軸２０には、ロー
タリバルブ１９を挾持するように配設されたスリ
ーブ２２，２３および２４が固着されており、こ
の各スリーブと吸気管１８の壁との間に配設され
たボールベアリング２５，２６，２７によつて、
駆動軸２０は回転自在に軸支されている。
駆動軸２０は、枠体２８にボールベアリング２
９，３０によつて回転自在に軸支され、クランク
軸（図示せず）と歯車機構を介して伝動連結され
たタイミング歯車３１によつて駆動される回転軸
３２に、開閉時期調整手段の調整駒３３によつて
連結されている。
なお、ロータリバルブ１９は第６図に示すよう
に弁開閉時期を約90゜づつ設定してあり、かつ前
記タイミング歯車３１によつてクランク軸回転の
２分の１の回転速度で駆動されるようになつてい
る。
一方、エンジンの吸気行程期間はクランク軸回
転角度で約180゜であり、従つて、ロータリバルブ
１９は、吸気弁１６と同様にクランク軸の回転角
度では約180゜の開弁期間を有する。
次に、ロータリバルブ１９の開閉時期調整手段
の構成について、第７図を参照して説明する。
駆動軸２０と回転軸３２の対向する各端部に
は、それぞれヘリカルスプライン２０ａ，３２ａ
が相互に反対方向のねじれをもつて形成されてい
る。このヘリカルスプライン２０ａ，３２ａに
は、それぞれ調整駒３３の内周に形成された突起
が噛合し、例えば左方に調整駒３３を移動するこ
とによつて、駆動軸２０は回転軸３２に対して所
定の方向に角変位し、右方に移動することによつ
て逆方向に角変位するようになつている。このよ
うに調整駒３３の軸方向の移動によつて駆動軸の
回転タイミングを変え、ロータリバルブ１９の開
閉時期を調整する。
調整駒３３の軸方向への移動駆動は、この調整
駒の外周に形成された環状の係止溝３３ａに、一
端を嵌合した調整レバー３４の揺動によつて行わ
れる。調整レバー３４は、その中間部が軸３５に
よつて揺動可能に構成されており、その他端が制
御機構と連動するようになつている。
ここで、吸気弁１６とロータリバルブ１９との
開閉タイミングとＰ−Ｖ線図について、第８，９
図を参照して説明する。
第８，９図において、上部に実線にて山状に示
した曲線Ａはエンジンのクランク軸回転角度に相
応する吸気弁１６の揚程（開口面積）を示し、点
線の山状曲線Ｂはロータリバルブ１９の開口角即
ち開口面積の変化を示す。
第８図に示す全負荷時には吸気行程の初期に吸
気弁１６とロータリバルブ１９が共に点（吸気
上死点付近）付近で開き始め、そして吸気行程の
終りには吸気弁１６とロータリバルブ１９が共に
点付近で閉じる。この全負荷運転時のＰ−Ｖ線
図は第８図の下部に示すように通常のエンジンと
何ら変わることはない。
問題となる低負荷時の場合は、第９図に示すよ
うに吸気行程の初期に吸気弁１６が開き始める以
前に、後述する調整機構によつて作動せしめられ
る調整駒３３の軸方向の移動によつて、ロータリ
バルブ１９は点線で示す線Ｂのように早められて
開く。このとき吸気弁１６は開いていないので、
吸気は行われない。吸気弁１６の開弁初期にはロ
ータリバルブ１９は殆んど全開しており、吸気途
中点になると、このロータリバルブは閉じ、そ
して吸気行程の終期すなわちピストン１１の下死
点付近において吸気弁１６が閉じる。
このように吸気行程の初期に吸気弁１６が開き
始めた時は、ロータリバルブ１９が全開している
ため、シリンダ１０内に空気が吸入されるが、第
９図下部のグラフに示すように吸気行程の途中
点になると点線Ｂと対比して分るように、ロータ
リバルブ１９は閉じる。
ここで後述の第１０図示の排気副カムによつて
排気弁（第６図１７）は開き、前述のターボ過給
機によつて昇圧された高温の排気ガスを吸入し始
める。
即ち、第９図のからの下死点までは排気ガ
スのみの吸入行程となる。
このとき吸気通路は、前述したようにロータリ
バルブ１９によつて閉じられているので、高圧、
高温の排気ガスは吸気側に流出することはなく、
シリンダ１０内の空気は高圧の排気ガスによる圧
縮と高温の排気ガスとの混合によつて圧縮行程始
点（第９図の）において著しく高温、高圧とな
り、ここで吸排気弁１６，１７は共に閉じ、これ
から始まる圧縮行程終点の着火を有利にしてい
る。
第１０図は本発明のエンジンに使用される公知
の排気カムを示す。
このカムは二つのカム部を有し、主カム３６は
通常の排気カムと全く同一の機能を持ち、エンジ
ンの排気行程中に排気弁１７を開かせ、副カム３
７は、第９図に示す如く吸気行程の下死点付近に
おいて、排気弁１７を開かせる機構を有してい
る。
次に本発明の低圧縮比ターボ過給圧縮着火エン
ジンの構成とその機能及び作用について説明す
る。
第１１図において、ターボ過給機４０の圧縮機
４１より吐出された圧縮空気又は混合気が吸気管
４２を通つて吸気マニホールド４３、給気冷却器
を経てその各吸気枝管４５……を通りエンジン４
６のそれぞれのシリンダに供給される。エンジン
４６の排気ガスは、排気管４７を通つてターボ過
給機４０の第２，３，４図の可変面積ノズルを備
えた排気タービン４８（第２〜４図に示すタービ
ン４）に作用し、このタービンを駆動し大気圧ま
でに膨張して外気に排出する。
エンジン４６のクランク軸の一端に駆動軸４９
が連結されクランク軸と一体的に回転する。この
駆動軸４９の端部にはクランク歯車５０が固着さ
れ、前述の第１０図の排気カム３６を備えたカム
軸、燃料噴射ポンプ等を作動するタイミング歯車
５１を駆動するとともに、制御弁であるロータリ
バルブの駆動歯車５２とも噛合して、これをクラ
ンク軸回転数の２分の１に減速回転させる。
エンジン４６の各吸気口に連通している吸気枝
管４５……内又はエンジンの吸気口内には、上記
第６図に示されたロータリバルブ１９と同様の二
枚羽根型のロータリバルブ５３……がそれぞれ配
設されており、この各バルブは、駆動軸５４に
各々取り付けられている。
ロータリバルブ５３……の開閉時期調整手段
は、既に説明した第７図の構造と実質的に同一の
ものである。
即ち、駆動歯車５２とともに回転する回転軸５
５と駆動軸５４とは同一軸線上に配設され、調整
駒５６によつて連結されており、この両軸の連結
端部にはそれぞれヘリカルスプライン５４ａ，５
５ａが相互に反対方向のねじれをもつて形成さ
れ、このヘリカルスプラインは調整駒５６の内周
に形成された突起が噛合している。
調整駒５６の外周に形成された環状の係止溝５
７には軸５８によつて揺動自在に軸支された調整
レバー５９の一端が係合され、このレバーの他端
はリンク６０、リンクロツド６１及びフレキシブ
ルケーブル６２に連結されている。リンクロツド
６１の右側端部はレバー６３に連結されている。
軸６４は吸気管４２に回動自在に軸支され、その
一端にレバー６３は固定され、他端に固定された
切換弁６５は軸６４を中心に揺動可能であり、揺
動によつて給気を給気冷却器６６を流通させ、又
はバイパス６７を流通させて切換える。
またフレキシブルケーブル６２の右側端部は、
レバー６８（第２〜４図のタービンの可変ノズル
面積機構のレバー７と実質的に同一のもの）に連
結しており、このレバーによつてロータ６９（第
２〜４図示のロータ５と実質的に同一のもの）を
回転して、タービンノズル面積を可変にしてい
る。そしてロータ６９には、（ロータ５と同様に）
通路（第２〜４図の５ｂと同一のもの）が穿設し
てあり、この通路には吸気管４２と連通している
バイパス４２ａが設けてある。そしてリンク６０
の右側端部は、シリンダ７０内に配設されたピス
トン７１に一端を連結したピストン棒７２の他端
と連結している。
またピストン７１とシリンダ７０の図において
左側壁との間には、スプリング７３が配設され、
このピストンを常に右方に移動すべく付勢してい
る。シリンダ７０の、図において右側壁に設けら
れた入口は、パイプ７４を介して前記吸気管４２
と連通しており、このシリンダとピストン７１と
によつて形成された、図において右側の室は、圧
縮機４１から吐出する圧縮空気が作用するように
なつている。
このエンジンの通常の運転域、すなわち第１図
における斜線部以外ではターボ過給機の性能と効
率は高く、給気圧力と温度は高く、何等運転上問
題となることはない。
そこで問題となる低負荷（第１図の斜線部の範
囲）において本発明の作動と効果について以下に
詳述する。
ターボ過給エンジンは負荷の減少とともにその
特性に従つて給気圧力と温度は低下する。
まず第１図の失火範囲１について説明すると吸
気管４２内の圧力低下はピストン７１、ピストン
棒７２及びリンク６０は軸５８を中心とし、レバ
ー５９を反時計方向に回転させる。
レバー５９とレバー６３とを連結するリンクロ
ツド６１はレバー６３を時計方向に回転させ、こ
れと連結せる切換弁６５を第１１図の実線の位置
に動かし、給気を給気冷却器６６を通さないでバ
イパス６７内を流通させ、高出力時とは逆に給気
温度の低下を防ぎ、エンジンの失火を防止する。
更に給気圧力及び温度が低下すると、第１図の
失火範囲ではピストン７１は更に右方に移動
し、レバー６８とロータ６９を回転させる。
第２図によつてこの関係を詳述すると、この運
転状態においてはレバー７は全行程の約半分移動
し、したがつてタービンノズル面積は約半分とな
り、排気圧力の上昇とともにタービン４８（第２
図のタービン４）は付勢され、圧縮機４１を付勢
し、その吐出圧力及び温度を高めて、エンジンの
失火を防止する。第１図の失火範囲に低圧縮比
ターボ過給圧縮着火エンジンの出現を阻む最大の
要因が潜在している。
第１２図はエンジン速度と圧縮行程中のポリト
ロープ指数を示し、この図より明らかなようにエ
ンジン低速回転では圧縮による温度上昇は断熱的
には行われず、相当量の熱がシリンダ等により失
なわれていることを示している。
一方、ターボ過給機の性能曲線は第１３図に示
され、エンジンとの組合せにおいて、−−
−に示される性能を発揮する。
点１はエンジンのアイドル状態を示し、点２は
その速度における全負状態における圧力比を示し
ている。
低圧縮比に加えて、低ポリトロープ指数すなわ
ちシリンダその他への伝熱量が多く、圧縮による
温度上昇は少なく、そしてターボ過給機はその能
力を殆んど失なつている状態が失火範囲３であつ
て、本発明においては以下のようにして失火を防
止する。
給気圧力の減少はピストン７１をスプリング７
３は更に右方に押し、レバー５９に連結されたフ
レキシブルケーブル６２によつて第２図に示すタ
ーボ過給機のレバー７およびロータ５は２点鎖線
の位置まで移動し、ノズル面積を極端に小さくす
る。
その結果当然に排気の圧力は上昇し、ノズルを
流出するガスの速度は増大し、タービン４を付勢
し、これに連なる圧縮機の駆動力を高める。
然し、第１３図に示す如く、エンジン低速、す
なわち流量の少ないときはターボ過給機の圧縮機
はサージング域のため高いタービン駆動力にも拘
らず給気を高い圧力比とすることが不可能であ
る。
そこで本発明のターボ過給機においては第２図
に示す如く、ロータ５の通路５ｂは通路８とロー
タ５の一端５ａとケーシング１の一端１ａによつ
て形成される最小ノズル面積の下流側に流路を開
く。通路８は開口９によりターボ過給機の圧縮機
の出口側すなわち第１１図の吸気管４２とバイパ
ス４２ａを介して連結しているため、タービンノ
ズル２の一部分は給気側に連通する。
タービン入口３における高い排気圧力は、ロー
タの一端５ａとケーシングの一端１ａにより形成
された小面積のノズルを通過する際に速度エネル
ギに転換し、これの下流では圧力は低下する。
通路５ｂは低圧側に開口しているので排気側に
給気を流入させることが可能である。
第１３図において 〓〓 と 〓〓 との差に相当
する流量の空気を通路５ｂ（第２図）を通じて、
バイパスさせることによつて圧縮機４１は 〓〓
に示す流量と圧力の空気をサージング域をさけて
圧縮し、エンジンは 〓〓 に示す圧力と流量の給
気を吸入することが可能である。
本発明では更に以下に詳述する如く圧縮行程始
めの温度を高めて失火、白煙、青煙及び臭に対処
する。
前述の如く、この状態におけるターボ過給機の
効率は低下し給気圧力に比し、排気圧力は上昇す
る。エンジンはこのとき、第９図の斜線図に示す
負の仕事を克服するため、負荷は増加し、その結
果エンジンの燃料消費は増加し、排気ガス温度は
上昇する。
この高圧にして高温の排気ガスを利用して、圧
縮行程前の空気温度を上昇させるため、本発明の
エンジンでは、第１１図のレバー５９は前述の如
く反時計方向に回転させられてこの一端と係合せ
る調整駒５６は左方に移動され、ロータリバルブ
弁閉時期は第９図に示す如く早められる。
ここで、ロータリバルブによつて吸気通路が閉
じられると同時に、第９図のにおいて、前述の
第１０図の排気副カム３７により排気弁は開き、
高圧、高温の排気がシリンダ内に逆流する。
第９図のからまで排気によりシリンダ内空
気は圧縮され、温度上昇すると共に高温の排気ガ
スと混合して更に圧縮行程始めの温度は上昇し、
失火を、白煙、青煙及び臭を防止しつつ低圧縮比
圧縮着火エンジンの低速度、低負荷運転を可能に
する。
また公知の方法に吸気弁閉時期を、第９図の点
にすることによつても勿論、上記と同様な効果
を期待しうる。
【図面の簡単な説明】
第１図はトルクとエンジン速度との関係におけ
る失火範囲を示すグラフ、第２図は本発明のター
ボ過給機の排気タービンの断面図、第３図は第２
図−線断面図、第４図は断面図、第５図はＰ
−Ｖ線図、第６図は４サイクルエンジンの一部を
示す断面図、第７図は第６図−線断面図、第
８，９図はクランク軸回転角度と吸気弁の開口面
積及び圧力との関係を示すグラフ、第１０図はカ
ムの正面図、第１１図はターボ過給圧縮着火エン
ジンの略線図、第１２図はエンジン速度と圧縮行
程中のポリトロープ指数を示すグラフ、第１３図
はターボ過給機の性能曲線図である。 １……タービンケーシング、２……ノズル、２
ａ，２ｂ，２ｃ……ノズルベーン、４……タービ
ン、５……ロータ、５ｂ……通路、７……レバ
ー、８……通路、１０……シリンダ、１４……吸
気口、１５……排気口、１６……吸気弁、１７…
…排気弁、１８……吸気管、１９……ロータリー
バルブ、３３……調整駒、３４……調整レバー、
３６……主カム、３７……副カム、４０……ター
ボ過給機、４１……圧縮機、４２……吸気管、４
２ａ……バイパス、４７……排気管、４８……排
気タービン、５３……ロータリーバルブ、５６…
…調整駒、５９……調整レバー、６０……リン
ク、６１……リンクロツド、６２……フレキシブ
ルケーブル、６５……切換弁、６６……給気冷却
器、６７……バイパス、６８……レバー、６９…
…ロータ、７０……シリンダ。

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 １ ターボ過給機により過給され、 吸気通路にロータリーバルブを配置し、 このロータリーバルブの開閉時期調整手段を設
    けて吸気行程の途中において上記ロータリーバル
    ブを閉じることが可能なようにし、 吸気行程の下死点付近で排気弁を開かせる排気
    副カムを有し、 エンジンの負荷の増減にしたがつて、ターボ過
    給機はそのタービンノズル面積を調整する可変面
    積タービンノズル機構を有し、 上記可変面積タービンノズル機構のロータに
    は、通路を設け、この通路はターボ過給機の圧縮
    機の出口側とバイパスを介して連通し、このバイ
    パスは上記ロータにより上記タービンノズル面積
    を絞る時に開くものである ことを特徴とする低圧縮比ターボ過給圧縮着火エ
    ンジン。
JP57125826A 1982-07-21 1982-07-21 低圧縮比タ−ボ過給圧縮着火エンジン Granted JPS5918230A (ja)

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