KR20170135883A

KR20170135883A - 오일 흐름의 분배 및 제어 시스템 및 방법

Info

Publication number: KR20170135883A
Application number: KR1020177031139A
Authority: KR
Inventors: 에반 루카스; 제이슨 피. 모스켓티; 크리스천 롱에이커
Original assignee: 보르그워너 인코퍼레이티드
Priority date: 2015-04-10
Filing date: 2016-04-04
Publication date: 2017-12-08
Also published as: DE112016001665T5; WO2016164297A1; US20180094542A1; JP2018510999A; US10480349B2; CN107454923A

Abstract

배기 가스 터보차저(10)는, 터빈 섹션(14), 압축기 섹션(12), 상기 터빈 섹션(14) 및 상기 압축기 섹션(12) 사이에 유체적으로 접속되도록 구성되는 베어링 하우징(16), 및 상기 베어링 하우징(16)에 접속되어 베어링 어셈블리(42)에 흐르는 오일을 조절하여 측정하는 오일 흐름 수단을 포함한다.

Description

오일 흐름의 분배 및 제어 시스템 및 방법

본 출원은 오일 흐름의 분배 및 제어 시스템 및 방법이란 명칭으로 2015년 4월 10일 출원된 미국 가특허 출원번호 제62/145,691호의 우선권 및 모든 이익을 주장한다.

본 발명은 내연기관용 터보차징 시스템에 관한 것으로, 더욱 상세히는 터보차저의 전체성능을 향상하도록 오일 흐름을 저널 및 스러스트 베어링에 분배하는 시스템 및 방법으로, 여기서 오일 흐름은 오일 흐름 제어 장치를 이용하여 능동적으로 측정된다.

터보차저는 내연기관과 함께 사용되는 강제 유도 시스템의 한 유형이다. 압축 공기를 엔진 흡입구에 전달하므로, 더 많은 연료가 연소시킬 수 있기 때문에 엔진 중량을 크게 증가시키지 않으면서 엔진의 마력을 높일 수 있다. 따라서, 터보차저는 대형의, 통상 흡기된 엔진과 동일한 양의 마력을 발전시키는 소형 엔진의 사용을 가능하게 한다. 소형 엔진을 차량에 사용하는 것은 차량 질량을 줄이고 성능을 향상시키며 연비를 향상시키는 효과가 있다. 더욱이, 터보차저의 사용은 엔진에 전달되는 연료를 보다 완전히 연소시키는 것이 가능하며, 더욱 깨끗한 환경의 매우 바람직한 목표에 기여한다.

터보차저는 전형적으로 엔진의 배기 매니폴드에 연결된 터빈 하우징, 엔진의 흡기 매니폴드에 연결된 압축기 하우징, 및 터빈 하우징과 압축기 하우징 사이에 배치되고, 이들을 함께 연결하는 중앙 하우징 또는 베어링 하우징을 포함한다. 터빈 하우징은 터빈 휠을 둘러싸고 엔진의 배기 매니폴드로부터 유도되는 배기 가스 공급 유로로부터 배기 가스를 수용하는 스크롤 또는 벌루트(volute)로 구성된 일반적으로 환형의 챔버를 형성한다. 터빈 하우징은 일반적으로 스크롤 또는 벌루트로 구성된 대체로 환형의 챔버로부터 터빈 휠 내로 유도되는 노즐을 포함한다. 터빈 하우징의 터빈 휠은 배기 매니폴드로부터 공급된 배기 가스의 유입에 의해 회전 가능하게 구동된다. 중앙 하우징 또는 베어링 하우징에 회전 가능하게 지지되는 샤프트는 터빈 휠의 회전이 압축기 임펠러의 회전을 일으키도록 터빈 휠을 압축기 하우징 내의 압축기 임펠러에 연결시킨다. 터빈 휠과 압축기 임펠러를 연결하는 샤프트는 회전축의 선(line)을 의미한다.

배기 가스는 일반적으로 환형의 터빈 챔버로 유입되고, 스크롤 또는 벌루트로 구성되며 노즐을 통해 터빈 휠로 보내지며, 여기서 터빈 휠은 배기 가스에 의해 구동된다. 터빈 휠은 매우 높은 속도와 온도에서 회전한다. 터빈 휠이 회전함에 따라, 터빈을 배기 가스로부터 동력을 추출하여 압축기를 구동시킨다. 압축기는 압축기 하우징의 입구를 통해 주위 공기를 수취하고, 주변 공기는 압축기 휠에 의해 압축된 다음, 압축기 하우징으로부터 엔진 공기 흡입구로 배출된다. 압축기 임펠러의 회전은 엔진 흡기 매니폴드를 통해 엔진의 실린더에 공급되는 공기 질량 유량, 기류 밀도 및 공기 압력을 증가시켜 엔진 출력을 향상시키므로 높은 엔진 성능을 제공하고, 연료 소비를 줄이며, 환경 오염 물질인 이산화탄소(CO₂) 배출량을 줄인다.

터보차저 센터 또는 베어링 하우징에는 샤프트를 지지하고, 샤프트가 자유롭게 회전하는데 사용되는 베어링 시스템을 포함한다. 또한, 베어링 시스템은 압축기 및 터빈 휠에 의해 생성되는 반경 방향 및 스러스트 하중에 저항하는데 도움을 준다. 스러스트 하중은 압축기와 터빈 하우징 사이의 압력 차에 의해 생성된다. 스러스트 하중은 샤프트의 축을 따라 가해지며, 샤프트를 전후로 밀게 된다. 레이디얼 하중은 샤프트의 축에 수직으로 작용하며, 전후 샤프트 움직임의 원인이 된다. 터보 차저에 공통으로 사용되는 베어링 시스템은 일반적으로 반경 방향 하중을 포함하는 원통형 베어링인 저널 베어링 어셈블리와 일반적으로 스러스트 하중을 관리하는 평면 원형 디스크인 스러스트 베어링 어셈블리로 구성된다. 오일은 터보차저의 회전 부분을 문지르지 않고, 금속 대 금속 접촉을 방지하고, 마찰을 줄이는데 사용된다. 베어링 윤활제와 가스 사이의 접촉을 제한하기 위해 샤프트의 각 끝이 샤프트가 베어링 하우징을 통과하는 위치에서 밀봉된다. 윤활유가 고온 가스 경로로 누출될 경우, 윤활유가 기화하여 연소되어 유해한 매연을 생성하고, 배출량이 증가할 수 있다.

터보차저 및 회전 부품을 적절하게 윤활하기 위해서는 신뢰할 수 있고 깨끗한 오일 공급 장치가 제공되어야 한다. 급유량이 불충분하거나, 너무 낮게 떨어지거나, 파편이 혼입되면, 베어링 시스템 작동 온도가 급격히 상승하고, 베어링 시스템 수명이 현저하게 감소하여, 터보차저가 손상을 받을 가능성이 높아서, 궁극적으로 실패하게 된다. 그러나 오일 흐름이 과도하게 되면 터보차저 샤프트와 씰(seal)을 통해 오일 누출을 증가시킬 수 있다. 터보차저의 씰을 가로지르는 공기와 오일의 흐름은 비효율의 중요한 원인이 될 수 있으며, 심한 경우에는 터보차저 및 엔진 공기 시스템의 작동에 파괴적일 수 있다.

일부 양태에 있어서, 오일 흐름을 분배하기 위한 시스템은 터보차저 베어링 하우징, 오일 유입구 및 공기 채널, 오일 채널 및 밸브 어셈블리를 포함한다. 오일 유입구는 공기 채널과 오일 채널에 연결된다. 오일 채널은 오일 흐름을 스러스트 및 저널 베어링에 전달한다. 베어링 하우징의 구성 요소로의 오일 흐름은 밸브 어셈블리에 의해 제한될 수 있다. 밸브 어셈블리는 기계적 연결 장치와 작동기를 사용하여 작동된다. 밸브 조립체는 압력, 압축기 압력비, 터빈 속도, 엔진 제어 유닛(ECU) 데이터, 엔진 상태, 및/또는 이러한 특성의 임의의 변동을 부스트하도록 특별히 조작될 수 있다.

일부 양태에 있어서, 밸브 어셈블리는 베어링 하우징에 일체화될 수 있고 저널 베어링 및/또는 스러스트 베어링으로의 오일 흐름을 제한하도록 기능할 수 있다. 밸브 어셈블리는 제1 단부에 위치한 정지 부재와 제2 단부에 위치한 관통 포트 및 스프링을 갖는 밸브 부재를 갖는 가변 위치 밸브를 포함할 수 있다. 가변 위치 밸브는 글로브, 니들, 게이트 또는 로터리 밸브와 같은 임의의 유형의 가변 위치 밸브를 포함할 수 있다.

일부 양태에 있어서, 가변 위치 밸브는 압축기 휠 뒤의 압력에 의해 제어된다. 압축기 휠 뒤의 압력은 공기 채널을 통해 가변 위치 밸브로 전달된다. 공기 채널을 통한 기압은 밸브 부재를 이동시킨다. 밸브 부재의 이동은 스프링에 의해 저항된다. 정지 부재는 관통 포트를 통과하는 최소 유량을 결정한다. 정지 부재는 또한 밸브 어셈블리를 캡슐화하여 외부적으로 밀봉하는 역할을 한다. 스프링은 원추형 스프링, 공기 스프링, 또는 밸브 부재의 소정 양의 변위를 허용하면서 밸브 부재의 강성을 변경시키는 임의의 스프링 장치일 수 있다.

밸브 어셈블리는 공압 작동기 또는 유압 작동기에 연결될 수 있다. 공압 작동기 또는 유압 작동기는 압축기 출구 또는 압축기 휠 뒤의 것과 같이 압축기에 연결된다. 낮은 압축기 압력에서, 스러스트 베어링에 대한 오일 채널은 밸브 어셈블리에 의해 제한된다. 고압에서, 오일 채널을 통한 유동은 밸브 어셈블리로부터의 제한없이 완전히 개방될 수 있다.

일부 양태에 있어서, 밸브 어셈블리는 전자적으로 제어할 수 있다. 스프링을 사용하는 대신에, 전자 액추에이터를 피스톤에 직접 연결할 수 있다. 전자식 액추에이터는 터보차저의 회전 속도를 고려하여 베어링 어셈블리의 최적 성능과 최소 블로우-바이(blow-by) 균형을 맞출 수 있다. 전자 액추에이터는 또한 점화 후에만 스러스트 베어링 오일 공급을 스로틀링하여 시동에 관련하는 문제를 예방하는 것에 보조할 수 있다.

전자식 액추에이터의 이점에는 웜(warm) 엔진과 콜드 시동(cold-start) 시의 엔진을 구별할 수 있는 기능이 포함될 수 있다. 콜드 시동 시, 오일은 따뜻한 오일보다 점성이 크다. 상승된 점도는 베어링 구성 요소로의 오일 흐름을 감소시키거나 지연시켜 조기 마모를 일으킬 수 있다. 따라서, 콜드 시동 시와 같은 더 차가운 환경에서는 베어링 구성 요소에 대한 오일의 감소 또는 지연으로 인한 조기 마모가 더욱 악화된다. 전자식 액추에이터는 또한 엔진의 온도를 고려하여 오일이 충분히 따뜻하지 않은 조건에서 오일 채널을 완전히 개방하여 필요한 조정을 행할 수 있다.

일부 양태에 있어서, 터보차저 오일 흐름은 오일 온도, 압축기 배출 압력 및/또는 터빈 입구 압력과 같은 작동 파라미터에 기초하여 베어링 하우징에 능동적으로 계량된다. 유사하게, 오일 흐름은 또한 터빈 입구 압력과 압축기 배출 압력 사이의 압력 차인 터보차저 차동 압력(dP)에 기초하여 공압식 액추에이터를 사용하여 계량할 수 있다. 터빈 입구 압력 및 압축기 배출 압력은 축 베어링에 의해 지지되는 축에 축 방향 하중을 생성한다. 엔진 유휴(idle) 시나리오 동안, 터빈 입구 압력과 압축기 배출 압력은 낮아서, 그 결과 낮은 축 방향 베어링 하중을 발생시킨다. 낮은 압축기 배출 및 낮은 축 베어링 하중 조건에서는 오일 흐름이 거의 필요하지 않다. 그러나 엔진 유휴 상태에서의 오일 흐름이 과도하면 오일이 샤프트 씰로부터 새어 나와 배기 문제를 일으키고, 엔진 내구성과 효과적인 작동을 저하시킨다. 공기압 작동기는 중립 터보차저 차동 압력(dP)에서 최소량의 오일 흐름을 허용하는 오일 흐름 제어 장치에 연결된다. 오일 유속은 낮은 공회전 차동 압력(dP)으로 엔진 공회전 또는 조작 조건 하에서 적절히 억제된다.

오일 흐름 제어 장치는 기존의 오일 유입구 피팅(fitting)을 오일 흐름 제어 장치로 대체하는 개장 설계를 포함한다. 이와 같이, 오일 흐름 제어 장치는 기존의 터보차저 오일 유입구와 일렬로 배치할 수 있다. 터보차저 오일 회로 또는 베어링 하우징에 내장된 영구 특징과 같은 다른 설계도 가능할 수 있다.

오일 흐름 제어 장치는 작동 부재 및 스로틀을 포함한다. 작동 부재는 일 단부에 피스톤을 갖는 로드 및 그 대향 단부에 배치된 구형 밸브를 포함한다. 스로틀은 오일 유입 통로 및 성형된 오일 통로를 포함한다. 구형 밸브는 스로틀에 형성된 성형된 오일 통로 내에 위치하도록 형성된 볼 부분을 포함한다. 성형된 오일 통로는 모래시계의 형상일 수 있고, 볼 부분은 성형된 오일 통로의 돌출된 또는 윤곽이 형성된 부분과 결합할 수 있는 크기로 되어, 오일 통로를 통해 오일 흐름을 방해한다. 볼 부분과 모래시계 형상의 오일 통로를 포함하는 구형 밸브가 오일 흐름 제어 장치 및 오일 통로에 대한 적합한 설계 옵션이지만, 다른 설계도 용이하게 상상할 수 있다. 구형 밸브는 단방향 또는 양방향으로 작동할 수 있다. 어느 경우든 구형 밸브와 모래시계 모양의 통로는 축 방향 하중의 절대 값이 증가함에 따라 오일 흐름이 증가하는 것을 보장한다.

또한, 오일 흐름 제어 장치의 작동 부재는 정압 챔버를 포함한다. 로드의 피스톤은 정압 챔버를 제1 챔버와 제2 챔버로 분할한다. 제1 챔버는 압축기 배출 압력에 대한 연결부를 포함하고, 제2 챔버는 터빈 입구 압력으로의 연결부를 포함한다. 작동 부재는 상부 챔버와 하부 챔버 사이의 차동 압력(dP)에 따라 상향 및 하향으로 이동한다.

오일 흐름 제어 장치는 또한 성형된 오일통로 내에서 구형 밸브를 이동시키는 것을 돕는 리턴 스프링을 포함할 수 있다. 구형 밸브의 볼 부분과 성형된 오일 통로 사이의 간극, 통로의 직경 및 스프링 리턴 속도는 다양한 터보차저 적용을 수용하도록 모두 조정될 수 있다.

일부 양태에 있어서, 특히 비 유휴 시나리오에서, 축 방향 베어링 및 이와 관련하는 오일 흐름에 의해 지지되는 하중은 터보차저 차동 압력(dP) 및 임펠러 직경에 비례하며, 이것은 일정한 파라미터이다. 이러한 작동 파라미터 하에서, 더욱 많은 오일 흐름이 고부하 조건 동안 터보차저에 제공되고, 적은 하중 조건에서 더 적은 오일 흐름이 제공된다. 오일 흐름은 작동 부재의 변위의 절대 값에 의해 결정된다. 우수한 오일 흐름 제어는 높은 하중에서 효과적인 베어링 작동을 가져오고, 낮은 축 방향 하중 조건에서는 과도한 오일 흐름으로 인한 기생 손실을 감소시킨다.

일부 양태에 있어서, 오일 흐름은 오일 유입구 온도에 기초하여 측정될 수 있다. 그렇게 하기 위해 간단한 서모스탯을 유량 제어 밸브 어셈블리에 추가할 수 있다. 시동 조건에서 서모스탯은 오일 흐름을 최대화하기 위해 개방된다. 오일 유입구 온도가 올라감에 따라 서모스탯이 닫히고, 정상 작동 온도에서 과도한 오일 흐름이 제거된다. 서모스탯은 추가 기능이 될 수도 있고, 공압식 액추에이터를 대체할 수도 있다.

공압식 액추에이터가 설명되고 효과적임이 입증되었지만, 전자식 액추에이터, 유압 액추에이터 또는 기타 유사한 장치도 잘 작동하는 것으로 알려져 있다. 작동을 제어하기 위해 엔진 제어 모듈 또는 보조 제어 모듈이 사용될 수 있다. 추가 통로도 포함될 수 있다. 추가 통로는 서모스탯 또는 영구 바이패스와 같은 다른 수단으로 제어할 수 있으며, 유휴 상태 또는 낮은 축 방향 하중 조건에서 지정된 양의 오일을 공급하는 기능을 한다.

일부 양태에 있어서, 밸브 어셈블리는 전체 베어링 어셈블리에 추가로 또는 독립적으로 단일 베어링 구성 요소로의 오일 흐름을 제어하는데 사용될 수 있다. 또한, 하나 이상의 밸브 어셈블리를 사용하여 단일 베어링, 다중 베어링 또는 전체 시스템으로의 오일 흐름을 제어할 수 있다. 또한, 밸브 어셈블리 및 오일 흐름 제어 장치는 각각 단독으로 또는 서로 조합하여 사용될 수 있다.

본 개시는 예로서 나타내는 것이며, 첨부 도면으로서 제한되는 것이 아니며, 여기서 동일한 참조 번호는 동일한 구성 요소을 나타낸다.
도 1은 배기 가스 터보차저의 단면도이다.
도 2는 오일 흐름을 분배하는 시스템과 밸브 어셈블리의 단면도이다.
도 3은 오일 흐름을 분해하는 전자식 시스템의 개략도이다.
도 4는 오일 흐름 제어 장치의 단면도이다.

도 1은 압축기 섹션(12), 터빈 섹션(14), 및 압축기 섹션(12) 사이에 배치되어 터빈 섹션(14)에 연결되는 베어링 하우징(16)을 포함하는 배기 가스 터보차저(10)를 상술한다. 터빈 섹션(14)은 배기 가스 유입구(20), 배기 가스 유출구(22) 및 배기 가스 유입구(20)와 유체 연통하도록 배치된 터빈 벌루트(24)를 한정하는 터빈 하우징(18) 및 배기 가스 유출구(22)를 포함한다. 터빈 벌루트(24)와 배기 가스 유출구(22) 사이의 터빈 하우징(18) 내에 터빈 휠(26)이 배치된다. 터빈 휠(26)은 샤프트(28)에 고정된다. 샤프트(28)는 베어링 하우징(16) 내에서 회전 가능하게 지지되고 압축기 섹션(12) 내로 연장된다. 압축기 섹션(12)은 압축기 공기 유입구(32), 압축기 공기 유출구(34) 및 압축기 벌루트(36)를 한정하는 압축기 커버(30)를 포함한다. 압축기 커버(30)에는 압축기 공기 유입구(32)와 압축기 벌루트(36) 사이에 압축기 휠(38)이 배치된다. 압축기 휠(38)은 샤프트(28)의 대향 단부 상에 배치되고 너트(40)에 의해 고정된다. 터빈 휠(26), 샤프트(28) 및 압축기 휠(38)은 터보차저(10)의 회전 조립체의 주요 구성 요소이다.

도 2에 상세히 나타낸 바와 같이, 샤프트(28)는 베어링 어셈블리(42)에 의해 지지된다. 베어링 어셈블리(42)는 저널 베어링 어셈블리(43) 및 샤프트(28) 주위에 위치된 스러스트 베어링 어셈블리(44)와 같은 베어링 구성 요소를 포함한다. 저널 베어링 어셈블리(43)는 스페이서(48)에 의해 이격된 한 쌍의 저널 베어링(46)을 포함한다. 한 쌍의 저널 베어링(46)은 스페이서(48)에 의해 분리된 플로팅 베어링(46)일 수 있다. 스러스트 베어링 어셈블리(44)는 밸브 어셈블리(100)와 압축기 휠(38) 사이에 배치된 원판 스러스트 베어링(50)을 포함한다.

베어링 하우징(16)은 오일 유입구(52), 오일 채널(54) 및 공기 채널(56)을 포함한다. 오일 채널(54)은 오일 유입구(52)에 유체 연결되고 플로팅 저널 베어링(46) 및 원판 스러스트 베어링(50)을 향해 연장된다. 공기 채널(56)은 압축기 휠(38) 뒤에서 연장되고 압축기 휠(38) 및 밸브 어셈블리(100)에 유체 연결된다. 밸브 어셈블리(100)는 베어링 하우징(16)에 형성된 개구부(58) 내에 위치된다. 개구부(58)는 공기 채널(56) 및 오일 채널(54)과 유체 연통한다. 이와 달리, 공기 채널(56)은 압축기 공기 유출구(34) 및 개구부(58)와 유체 연통할 수 있다.

플로팅 저널 베어링(46) 및/또는 원판 스러스트 베어링(50)에 분배된 오일은 밸브 어셈블리(100)에 의해 제어된다. 밸브 어셈블리(100)는 밸브 부재(102), 정지 부재(104) 및 스프링(106)을 포함한다. 밸브 부재(102)는 절결부(108)(cut-out)를 형성하도록 형상화되고, 스프링(106)은 절결부(108) 내에 위치된다. 밸브 부재(102)는 또한 오일 채널(54)로부터 원판 스러스트 베어링(50)으로 오일 유동의 유체 연통을 위한 관통 포트(110)를 포함한다. 관통 포트(110)는 원형 내경, 테이퍼 내경 또는 수렴 면을 포함하는 내경을 가질 수 있다. 정지 부재(104)는 고정 정지 부재이고, 헤드(104a) 및 스템(104b)을 포함한다. 헤드(104a)는 베어링 하우징(16)에 고정적으로 연결되고 스템(104b)은 밸브 부재(102)의 상방 이동을 억제하도록 기능한다.

일부 양태에 있어서, 밸브 어셈블리(100)는 공압식(도시되지 않음), 유압식(도시되지 않음) 또는 전기식 액추에이터(도 3에 도시되고, 이하에서 상세히 설명됨)와 같은 액추에이터를 사용하여 작동된다. 액추에이터는 압축기 공기 유출구(34, 도 1에 도시됨) 또는 압축기 휠(38) 뒤의 압축기 섹션(12)의 일부에 작동 가능하게 연결될 수 있다. 터보차저(10)의 작동 중에, 압축기 휠(38)이 회전함에 따라, 공기는 공기 채널(56)을 통해 추출된다. 거의 동시에, 오일은 오일 유입구(52)를 통해 오일 채널(54)로 여과된다. 압축기 휠(38) 뒤의 압력이 공기 채널(56)을 통해 전달됨에 따라, 공기는 베어링 하우징(16)에 형성된 개구부(58) 내로 가압된다. 개구부(58)로부터의 공기는 밸브 부재(102)에 작용하여 밸브 부재(102)가 하향 또는 상향 이동하여 스프링(106)을 압축 또는 팽창시킨다. 밸브 어셈블리(100)는 전체 베어링 어셈블리(42)에 추가로 또는 독립적으로 저널 베어링 어셈블리(43) 또는 스러스트 베어링 어셈블리(44)와 같은 단일 베어링 구성 요소로의 오일 유동을 제어하는 데 사용될 수 있다.

고압 조건에서, 개구부(58)로부터의 공기는 밸브 부재(102)에 작용하여 밸브 부재(102)를 하향 방향으로 이동하게 한다. 밸브 부재(102)의 하향 운동은 스프링(106)을 압축시켜 스프링(106)이 베어링 하우징(16)에 형성된 공동(112)과 접촉하게 한다. 스프링이 스톱 부재(104)의 스템(104b)으로부터 하방으로 이동함에 따라 스템(104b)과 밸브 부재(102)가 접촉하지 않는다. 스프링(106)은 관통 포트(110)가 오일 채널(54)과 유체 연통하고 오일이 원판 스러스트 베어링(50)을 통해 유동하도록 압축된다. 캐비티(112)와의 접촉은 스프링(106)이 공기 압력으로부터의 힘에 저항하여 밸브 부재(102)의 위치를 조정하게 한다. 공기압의 변동은 관통 포트(110)를 최대 및/또는 최소량의 오일이 통과하는 오일 채널(54)과 정렬시킬 수 있다. 스프링(106)이 완전히 압축된 고압 조건에서 오일의 최대량이 오일 채널(54)을 통해 흐른다. 저압 조건 하에서 최소량의 오일이 관통 포트(110)를 통해 흐른다. 낮은 압력 조건에서, 공기 채널(56)을 통한 공기 압력은 더 낮다. 따라서, 밸브 부재(102) 및 스프링(106)에 가해지는 압력이 감소된다. 이와 같이, 스프링(106)의 저항이 적어 스프링(106)이 팽창한다. 스프링(106)이 팽창함에 따라, 밸브 부재(102)는 상 방향으로 움직일 수 있다. 밸브 부재(102)의 상방 이동은 밸브 부재(102)가 스톱 부재(104)의 스템(104b)과 접촉하게 한다. 밸브 부재(102)와 스템(104b)과의 접촉은 밸브 부재(102)의 더 이상의 상향 이동을 정지시키고 방지한다. 이와 같이, 관통 포트(110)는 오일 채널(54)과 오정렬 되어 오일 채널(54)로부터 원판 스러스트 베어링(50)으로의 오일 유동을 제한 및/또는 억제한다.

도 3은 오일 흐름을 분배하기 위한 전자 제어 시스템(200)을 나타내는 개략도이다. 마이크로 컨트롤러 또는 컴퓨터(202)는 부스트(boost) 압력 센서(204); 제어기 영역 네트워크 시스템(CAN) 또는 기타 ECU 통신 장치(206); 및/또는 터보차저 속도 센서(208)를 포함한다. 마이크로 컨트롤러 또는 컴퓨터(202)는 부스트 압력 센서(204), 제어기 영역 네트워크 시스템(CAN) 또는 기타 ECU 통신 장치(206) 및/또는 터보차저 속도 센서(208)로부터 수신된 입력을 알고리즘 또는 신호를 생성하는 컴퓨터 판독 가능 메모리 상의 룩-업(look-up) 테이블을 포함한다. 신호는 오일 흐름 분배용 시스템(212)을 작동시키는 밸브 제어기(210)로 보내진다. 오일 흐름을 분배하기 위한 전기적 제어 시스템(200)은 터보차저 속도, 압축기 배출 압력(또는 과급 압력), 터빈 입구 압력(또는 배압), 주위 온도, 엔진 속도 또는 엔진 토크와 같은 피드백 파라미터를 사용하여 제어될 수 있다.

도 4는 베어링 하우징(16) 및 원형 디스크 스러스트 베어링(50)에 오일 흐름을 측정하기 위한 오일 흐름 제어 장치(300)를 상세하게 나타낸다. 오일 흐름 제어 장치(300)는 작동 부재(302) 및 스로틀(304)을 포함한다. 오일 흐름 제어 장치(300)는 베어링 하우징(16)에 개조되어 종래의 오일 입구 피팅을 대체한다. 작동 부재(302)는 하우징(308) 내에 배치된 로드(306)를 포함한다. 로드(306)는 제1 단부에 피스톤(310)을 포함하고, 제1 단부에 대향하는 제2 단부에 배치된 구형 밸브(312)를 포함한다. 구형 밸브(312)는 스로틀(304) 내에 위치되도록 성형된 볼 부분(312a)을 포함한다. 스로틀(304)은 오일 유입 통로(314) 및 성형된 오일 통로(316)를 포함한다. 성형된 오일 통로(316)는 모래시계 형일 수 있고, 볼 부분은 성형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a)와 결합할 수 있는 크기로 되어 있다. 하우징(308)은 제1 포지티브 압력 챔버(308a) 및 제2 포지티브 압력 챔버(308b)를 포함한다. 제1 및 제2 포지티브 압력 챔버(308a 및 308b)는 피스톤(310)에 의해 구획된다. 제1 챔버(308a)는 압축기 배출 압력과 연통하고 제2 챔버(308b)는 터빈 입구 압력과 연통한다.

일부 양태에 있어서, 오일 흐름 제어 장치(300)는 공압식(도시되지 않음), 유압식(도시되지 않음) 또는 전기식 액추에이터와 같은 작동기를 사용하여 작동된다. 액추에이터는 당 업계에 공지된 임의의 수단에 의해 오일 흐름 제어 장치(300)에 작동 가능하게 연결될 수 있다. 오일 흐름 제어 장치(300)의 작동은 터보차저 차동 압력(dP) 또는 터빈 입구 압력과 압축기 배출 압력 사이의 압력 차 및 원형 디스크 스러스트 베어링(50) 상의 스러스트 하중에 기초한다. 오일 흐름 제어 장치(300)는 엔진을 시동할 때 충분한 오일 흐름이 존재하도록 보장한다. 오일 흐름은 터보차저 차동 압력(dP)과 원형 디스크 스러스트 베어링(50)에 가해질 때까지 피스톤(310)의 변위의 절대 값에 의해 결정될 수 있다.

엔진 유휴 상태에서 원형 디스크 스러스트 베어링(50)의 하중은 낮으며 오일 흐름은 거의 필요하지 않다. 이러한 조건 하에서, 바람직한 시나리오는 중립 터보차저 차동 압력(dP)을 갖는 것이다. 터보차저 차동 압력(dP)이 중립일 때, 압축기 배출 압력 및 각각의 제1 포지티브 압력 챔버(308a) 및 제2 포지티브 압력 챔버(308b)로의 터빈 입구 압력은 대략 동일하다. 이와 같이, 제1 포지티브 압력 챔버(308a) 및 제2 포지티브 압력 챔버(308b) 내의 대략 동일한 압력은 피스톤(310)에 작용할 때 서로 평형을 이룬다. 피스톤(310)에 작용하는 압력의 이러한 평형은 피스톤(310)을 하우징(308)의 대략 중간의 중립 위치에 배치하게 한다. 피스톤(308)이 중립 위치에 배치될 때, 구형 밸브(312)의 볼 부분(312a)은 성형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a) 사이에 배치된다. 이 위치에서 최소 또는 최소량의 오일이 베어링 하우징(16) 및 원형 디스크 스러스트 베어링(50)으로 흐르게 된다.

유휴 상태가 아닌 동안 원형 디스크 스러스트 베어링(50)의 부하가 높아지고 오일 흐름이 더 많이 필요하다. 오일 흐름 제어 장치(300)는 고부하 조건에서 더 많은 오일 흐름을 제공하고 저 부하 조건에서 더 적은 오일 흐름을 제공한다. 압축기 토출부로부터 제1 포지티브 압력 챔버(308a)로 공급되는 압력이 터빈 입구 압력으로부터 제2 포지티브 압력 챔버(308b)에 공급되는 압력보다 큰 경우, 제1 포지티브 압력 챔버(308a)로부터의 압력에 의해 피스톤(310)이 아래 방향으로 이동하게 된다. 피스톤(310)의 하향 이동은 구형 밸브(312)의 볼 부분(312a)을 성형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a)를 넘어서 밀어내고, 더 많은 양의 오일이 중립 터보차저 차동 압력(dP) 하에서 허용되는 것과 비교하여 유동한다. 압축기의 토출 측으로부터 제1 포지티브 압력 챔버(308a)에 공급되는 압력이 터빈 입구 압력으로부터 제2 포지티브 압력 챔버(308b)에 공급되는 압력보다 작은 경우, 제2 포지티브 압력 챔버(308b)의 주 압력은, 피스톤(310)에 작용하여 피스톤을 상향 이동시킨다. 이 시나리오에서, 구형 밸브(312)의 볼 부분(312a)은 성형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a)로부터 멀어지게 이동하여, 중립 터보차저 차동 압력(dP) 하에서의 오일 흐름에 비해 더 큰 양의 오일이 흐르도록 한다.

피스톤(310)의 운동은 다양한 터보차저 설계에 따라 조정될 수 있다. 일반적으로, 구형 밸브(312)의 볼 부분(312a)이 성형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a)에 가까울수록 더욱 소량의 오일이 베어링 하우징(16)과 원판 스러스트 베어링(50)으로 흐르는 것을 허용한다. 반대로, 구형 밸브(312)의 볼 부분(312a)이 상형된 오일 통로(316)의 돌출부 또는 윤곽부(316a)로부터 멀어질수록 더 많은 양의 오일이 베어링 하우징(16)과 원판 스러스트 베어링(50)으로 흐르는 것을 허용한다.

일부 양태에 있어서, 간단한 서모스탯이 오일 흐름 제어 장치(300)에 추가될 수 있는 오일 유입구 온도에 기초하여 오일 흐름이 측정될 수 있다. 서모스탯(도시되지 않음)은 콜드 시동 조건 하에서 오일 유동을 최대화하도록 개방될 수 있다. 오일 유입구 온도가 증가함에 따라 서모스탯(도시되지 않음)은 폐쇄되어 정상 작동 조건 하에서 과도한 오일 유동을 제거한다. 서모스탯(도시되지 않음)은 오일 흐름 제어 장치(300)를 대체하거나 추가적인 특징일 수 있다.

다른 양태에 있어서, 영구 바이패스(318)는 유휴 또는 저 추력 부하 조건 동안 특정 양의 오일 유동을 전달하는데 사용될 수 있다. 최소 오일 흐름은 바이 패스(318)의 직경에 따라 제어될 수 있다. 직경이 작을수록 오일 유량이 적다. 직경이 클수록 더 많은 오일이 흐른다. 낮은 터보차저 속도에서 오일 흐름은 대부분 바이패스 직경에 의해 결정된다. 속도 및/또는 스러스트 하중이 증가함에 따라, 오일 흐름 제어 장치(300)는 개방되어 보다 많은 오일을 베어링 어셈블리(42)로 흐르게 한다.

피스톤(310)/구형 밸브(312) 및 볼 부분(312a), 서모스탯(도시되지 않음) 및/또는 바이패스(318)를 포함하는 오일 흐름 제어 장치(300)의 임의의 조합이 오일 흐름을 제어하는데 사용될 수 있다. 성형된 오일 통로(316)의 볼 부분(312a)과 돌출부 또는 윤곽부(316a) 사이의 간극(320), 바이패스(318)의 직경 및/또는 공압 액추에이터(미도시)는 맞춤형 터보차저 설계 요건에 맞게 조절할 수 있다. 오일 흐름 제어는 높은 스러스트 하중 하에서 효과적인 베어링 작동을 가져오고, 낮은 스러스트 하중 동안 과도한 오일 흐름으로 인한 기생 손실을 감소시킬 수 있다.

Claims

배기 가스 터보차저(10)로서,
배기 가스 유입구(20), 배기 가스 유출구(22), 터빈 벌루트(24), 및 상기 배기 가스 유입구(20) 및 터빈 벌루트(24)와 유체 연통하여 배치되도록 구성된 터빈 휠(26)을 가지는 터빈 하우징(18)을 포함하는 터빈 섹션(14);
압축기 유입구(32), 압축기 유출구(34) 및 압축기 벌루트(36)를 한정하도록 구성된 압축기 커버(30), 및 상기 압축기 유입구(32) 및 압축기 벌루트(36)와 유체 연통하여 배치되도록 구성된 압축기 휠(38)을 구획하도록 구성된 압축기 섹션(12);
오일 채널(54)에 유체적으로 접속되도록 구성된 오일 유입구(52), 및 상기 터빈 휠(26) 및 압축기 휠(38)에 접속되도록 구성된 샤프트를 회전 가능하게 지지하는 베어링 어셈블리(42)를 포함하여, 상기 터빈 섹션(14) 및 상기 압축기 섹션(12) 사이에 유체적으로 접속되도록 구성되는 베어링 하우징(16); 및
상기 베어링 하우징(16)에 접속되도록 구성되어 상기 베어링 어셈블리(42)에 흐르는 오일을 조절하여 측정하는 오일 흐름 수단을 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제1항에 있어서, 상기 오일 흐름 제어 수단은 상기 베어링 하우징(16) 내에 형성된 개구부(58) 내에 배치되도록 구성된 밸브 어셈블리(100) 및 상기 개구부(58)와 유체 연통하도록 구성된 공기 채널(56)을 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제1항에 있어서, 상기 오일 흐름 제어 수단은 상기 베어링 하우징(16)의 상기 오일 유입구(52)에 보강되도록 구성된 오일 흐름 제어 장치(300)를 포함하여, 터보차저 차동 압력(dP)으로 오일 흐름을 제어하고 측정하고, 상기 오일 흐름 제어 장치(300)는 작동 부재(302) 및 스로틀(304)을 더 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제2항에 있어서, 상기 밸브 어셈블리는 밸브 부재(102)에 접속되도록 구성된 정지 부재(104), 및 상기 밸브 부재(102) 내에 배치되도록 구성된 스프링(106)을 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제4항에 있어서, 상기 밸브 부재(102)는 상기 스프링(106)이 내부에 배치되도록 구성된 절결부(108), 및 상기 베어링 어셈블리(42)와 유체 연통하도록 구성된 관통 포트(110)를 더 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제4항에 있어서, 상기 정지 부재(104)는 스템(104b)이 연장되도록 구성된 헤드(104a)를 더 포함하고, 상기 헤드(104a)는 상기 베어링 하우징(16)에 고정되게 접속되도록 구성되고, 상기 스템(104b)은 상기 밸브 부재(102)에 계합하도록 구성되어, 상기 오일이 상기 베어링 어셈블리(42)에 부가된 단일 베어링 부품으로 흐르는, 배기 가스 터보차저.
제4항에 있어서, 상기 정지 부재(104)는 스템(104b)이 연장되도록 구성된 헤드(104a)를 더 포함하고, 상기 헤드(104a)는 상기 베어링 하우징(16)에 고정되게 접속되도록 구성되고, 상기 스템(104b)은 상기 밸브 부재(102)에 계합하도록 구성되어, 상기 오일이 상기 베어링 어셈블리(42)에 독립적인 단일 베어링 부품으로 흐르는, 배기 가스 터보차저.
제1항에 있어서, 상기 오일 흐름 수단은 밸브 어셈블리(100) 및 서로 독립적으로 공압 액추에이터에 접속되도록 구성된 오일 흐름 제어 장치(300)를 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제1항에 있어서, 상기 오일 흐름 수단은 밸브 어셈블리(100) 및 서로 부가적으로 공압 액추에이터에 접속되도록 구성된 오일 흐름 제어 장치(300)를 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제3항에 있어서, 상기 작동 부재(302)는 제1 및 제2 포지티브 압력 챔버(308a 및 308b)를 가지는 하우징(308)을 더 포함하고, 상기 제1 포지티브 압력 챔버(308a)는 압축기 배출 압력에 접속되도록 구성되고, 상기 제2 포지티브 압력 챔버(308b)는 터빈 유입 압력에 접속되도록 구성되는, 배기 가스 터보차저.
제10항에 있어서, 상기 작동 부재(302)는 제1 단부에 접속되도록 구성된 피스톤(310)과, 대향하는 제2 단부에 설치되도록 구성된 구형 밸브(312)를 가지는 로드(306)를 더 포함하고; 및 상기 스로틀(304)은 오일 유입 통로(314)와 돌출부(316a)를 포함하는 성형된 오일 통로(316)를 더 포함하고, 상기 로드(306)는 상기 하우징(308) 내에 설치되도록 구성되고, 상기 구형 밸브(312)는 상기 성형된 오일 통로(316) 내에 설치되도록 구성되는, 배기 가스 터보차저.
제11항에 있어서, 상기 구형 밸브(312)는 소량의 오일이 상기 베어링 하우징(16)과 베어링 어셈블리(42)를 통해 흐르도록 상기 성형된 오일 통로(316)의 돌출부(316a)를 계합하도록 구성되는, 배기 가스 터보차저.
제11항에 있어서, 상기 구형 밸브(312)는 다량의 오일이 상기 베어링 하우징(16)과 베어링 어셈블리(42)를 통해 흐르도록 상기 성형된 오일 통로(316)의 돌출부(316a)를 넘어서 연장하도록 구성되는, 배기 가스 터보차저.
제11항에 있어서, 상기 오일 흐름 제어 장치(300)는 오일 유입 통로(314)와 성형된 오일 통로(316)에 접속되도록 구성된 영구 바이패스(318)를 더 포함하는, 배기 가스 터보차저.
제11항에 있어서, 상기 오일 흐름 제어 장치(300)의 스로틀(304)은 오일 유입 통로(314)와 성형된 오일 통로(316)에 접속되도록 구성된 서모스탯을 더 포함하는, 배기 가스 터보차저.