MX2012009009A - Super turbocargador que tiene una traccion de alta velocidad y una transmision continuamente variable. - Google Patents

Abstract

Se proporciona un súper turbocargador que utiliza una unidad de tracción de proporción fija, de alta velocidad, que está conectado a una transmisión continuamente variable para permitir la operación a alta velocidad. Una unidad de tracción de alta velocidad se usa para proporcionar la reducción de la velocidad del eje de la turbina de alta velocidad. Una segunda unidad de tracción proporciona proporciones de velocidad infinitamente variables a través de una transmisión continuamente variable. También se divulga la recirculación del gas en un súper turbocargador.

Description

SÚPER TURBOCARGADOR QUE TIENE UNA TRACCIÓN DE ALTA VELOCIDAD Y UNA TRANSMISIÓN CONTINUAMENTE VARIABLE REFERENCIA CRUZADA CON SOLICITUDES RELACIONADAS Esta solicitud de patente es una continuación de la Solicitud de Patente Estadounidense No. de Serie 12/536,421, presentada el 5 de Agosto de 2008, cuyas enseñanzas y divulgación en su totalidad se incorporan en este documento mediante referencia.

ANTECEDENTES DE LA INVENCIÓN Los turbocargadores convencionales se accionan por el escape de residuos de calor y gases, los que son forzados a través de un alojamiento de turbina de escape en una rueda de turbina. La rueda de turbina está conectada por un turboeje común a una rueda del compresor. A medida que los gases de escape golpean la rueda de la turbina, ambas ruedas giran simultáneamente. La rotación de la rueda del compresor jala el aire hacia adentro mediante un alojamiento del compresor, lo que obliga al aire comprimido a entrar en el cilindro del motor para lograr un rendimiento mejorado del motor y eficiencia en el combustible. Los turbocargadores para aplicaciones variables de velocidad/carga son típicamente de un tamaño adecuado para una máxima eficiencia a la velocidad de torsión máxima para desarrollar suficiente potencia para alcanzar la torsión máxima. Sin embargo, a velocidades más bajas, el turbocargador produce una potencia inadecuada para la respuesta transitoria adecuada del motor.

Para sobrepasar estos problemas y proporcionar un sistema que incremente la eficiencia, se puede usar un súper turbocargador, el cual combina las características de un súpercargador y un turbocargador. Los súper turbocargadores juntan los beneficios de un súpercargador, que es principalmente bueno para una alta torsión a baja velocidad, y un turbocargador, que generalmente solo es bueno para altos caballos de potencia a altas velocidades. Un súper turbocargador combina un turbocargador con una transmisión que puede poner la torsión del motor en el turboeje para súpercargar y eliminar el retraso de la respuesta del turbo, o turbo lag. Una vez que la energía del escape empieza a proporcionar más trabajo del que lleva accionar el compresor, el súper-turbocargador recupera el exceso de energía al aplicar la potencia adicional al motor del pistón, usualmente a través del cigüeñal. Como resultado, el súper-turbocargador proporciona los beneficios de la baja velocidad con alta torsión y el valor agregado de alta velocidad con altos caballos de potencia, todo desde un sistema.

BREVE DESCRIPCIÓN DE LA INVENCIÓN Una modalidad de la presente invención puede, por lo tanto, comprender un súper-turbocargador que está conectado a un motor que comprende: una turbina que genera energía mecánica rotacional de turbina a partir de la entalpia de los gases de escape producidos por el motor; un compresor que comprime el aire de la toma y suministra aire comprimido al motor en respuesta a la energía mecánica rotacional de turbina generada por la turbina y la energía mecánica rotacional de motor transferida del motor; un eje que tiene porciones en la punta que están conectadas a la turbina y al compresor, y una porción central que tiene una superficie de tracción del eje; una unidad de tracción dispuesto alrededor de la porción central del eje, la unidad de tracción comprendiendo: una pluralidad de rodillos planetarios que tienen una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario que hacen interfaz con la superficie de tracción del eje, para que exista una primera pluralidad de interfaces de tracción entre la pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario y la superficie de tracción del eje; un rodillo anular que es girado por la pluralidad de rodillos planetarios a través de una segunda pluralidad de interfaces de tracción; una transmisión continuamente variable, que está mecánicamente conectada a la unidad de tracción y al motor, que transfiere la energía mecánica rotacional de turbina al motor, y la energía mecánica rotacional de motor al súper turbocargador a velocidades operacionales del motor.

Una modalidad de la presente invención puede comprender, además, un método para la transferencia de energía mecánica rotacional entre un súper turbocargador y un motor que comprende: la generación de energía mecánica rotacional de turbina en una turbina a partir de la entalpia del gas de escape producido por el motor; la compresión del aire de la toma para suministrar aire comprimido al motor en respuesta a la energía mecánica rotacional de turbina generada por la turbina y la energía mecánica rotacional del motor generada por el motor; proporcionar un eje que tenga porciones en la punta que están conectadas a la turbina y al compresor, y una porción central que tiene una superficie de tracción del eje; conectar mecánicamente una unidad de tracción a la superficie del eje de tracción; colocar una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario en contacto con la superficie de tracción del eje para que una pluralidad de primeras interfaces de tracción sean creadas entre la pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario y la superficie de tracción del eje; colocar un rodillo anular en contacto con la pluralidad de rodillos planetarios para que una pluralidad de segundas interfaces de tracción sean creadas entre la pluralidad de rodillos planetarios y el rodillo anular; conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable a la unidad de tracción y al motor para transferir la energía mecánica rotacional de turbina al motor, y la energía mecánica rotacional de motor al súper turbocargador a velocidades operacionales del motor.

Una modalidad de la presente invención puede comprender, además, un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper-turbocargado que comprende: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en el motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión interna, el segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que el primer tamaño predeterminado; accionar un súper-turbocargador de alta presión con al menos una primera porción de gases de escape de alta presión del puerto de escape de alta presión; proporcionar al menos una segunda porción de los gases de escape de alta presión desde el puerto de escape de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión interno; abrir el puerto de escape de alta presión mientras que la presión en el puerto de escape de alta presión es mayor a la presión predeterminada para que la segunda porción de lós gases de escape de alta presión recirculen a través del motor de combustión interna.

Una modalidad de la presente invención puede comprender, además, un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper-turbocargado que comprende: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en el motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión interna, el segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que el primer tamaño predeterminado; accionar un súper-turbocargador de alta presión con al menos una primera porción de gases de escape de alta presión del puerto de escape de alta presión; accionar un súper-turbocargador de baja presión con gases de escape de menor presión del puerto de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido de una salida del compresor de baja presión a una entrada de aire del compresor de alta presión; proporcionar aire comprimido de una salida del compresor de alta presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión del motor de combustión interna; canalizar los gases de escape de alta presión de una salida del súper-turbocargador de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión interna; abrir el puerto de escape de alta presión mientras que la presión en el puerto de escape de alta presión es mayor a la presión predeterminada para que los gases de escape de alta presión de la salida del súper-turbocargador de alta presión recirculen a través del motor de combustión interna .

Una modalidad de la presente invención puede comprender, además, un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper-turbocargado que comprende: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en el motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en el motor de combustión interna, el segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que el primer tamaño predeterminado; proporcionar gases de escape de alta presión del puerto de escape de alta presión a un colector de admisión del motor de combustión interna; accionar un súper-turbocargador de baja presión con los gases de escape de menor presión del puerto de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido de una salida del compresor de baja presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión del motor de combustión interna; abrir el puerto de escape de alta presión mientras que la presión en el puerto de escape de alta presión es mayor a la presión predeterminada para que la segunda porción de los gases de escape de alta presión recirculen a través del motor de combustión interna.

BREVE DESCRIPCIÓN DE LOS DIBUJOS La Figura 1 es una ilustración de vista lateral de una modalidad de un súper-turbocargador .

La Figura 2 es una vista isométrica en transparencia de la modalidad del súper-turbocargador de la Figura 1.

La Figura 3A es una vista lateral en transparencia de una modalidad del súper-turbocargador ilustrada en las Figuras 1 y 2.

La Figura 3B es una vista en corte lateral de otra modalidad de un súper-turbocargador.

La Figura 3C es una vista lateral en transparencia de las modificaciones a la modalidad del súper turbo-cargador ilustrado en las Figuras 1, 2 y 3A.

Las Figuras 4-9 son varios dibujos de un súper-turbocargador que usa una modalidad de una unidad de tracción de rodillos planetarios con múltiples diámetros.

La Figura 10 es una ilustración de otra modalidad de una unidad de tracción de alta velocidad.

Las Figuras 11 y 12 son ilustraciones de una modalidad de una tracción de transmisión continuamente variable .

La Figura 13 es una vista en corte lateral de otra modalidad.

La Figura 14A es una vista esquemática de una modalidad de un dispositivo de recirculación de gas súper-turbocargado .

La Figura 14B es una vista esquemática de una modalidad de un dispositivo de recirculación de gas súper-turbocargado .

La Figura 14C es una vista esquemática de una modalidad de un dispositivo de recirculación de gas súper-turbocargado .

La Figura 14D es una gráfica de la elevación de la válvula, tasa del flujo y presión del cilindro contra con la posición del pistón para las modalidades de las Figuras 14A-C.

La Figura 14E es una gráfica PV de la presión del cilindro contra el volumen del cilindro para las modalidades de las Figuras 14A-C.

La Figura 15 es una ilustración gráfica de mejora de consumo especifico de combustible al freno (BSFC por sus siglas en inglés) simulada.

DESCRIPCIÓN DETALLADA DE LA INVENCIÓN La Figura 1 es una ilustración esguemática de una modalidad de un súper turbocargador (100) que usa una unidad de tracción de alta velocidad (114) y una transmisión continuamente variable (116) . Como se muestra en la Figura 1, el súper turbocargador (100) está conectado al motor (101). El súper turbocargador incluye una turbina (102) que está conectada al motor (101) mediante un conducto de escape (104). La turbina (102) recibe los gases de escape calientes del conducto de escape (104) y genera energía mecánica rotacional antes del escape de los gases del escape en una salida del escape (112). Un filtro de partículas diesel catalizado (no mostrado) se puede conectar entre el conducto de escape (104) y la turbina (102) . Alternativamente, el filtro de partículas diesel catalizado (no mostrado) se puede conectar a la salida de escape (112). La energía mecánica rotacional generada por la turbina (102) es transferida al compresor (106) a través de un eje de turbina/compresor, tal como un eje (414) de la Figura 4, para girar un ventilador del compresor dispuesto en el compresor (106), que comprime la toma de aire (110) y transmite el aire comprimido a un conducto (108), que está conectado a un colector de admisión (no mostrado) del motor (101) . Como se divulga en la aplicación antes referenciada, los súper turbocargadores, a diferencia de los turbocargadores, están conectados a un tren de propulsión para transferir energía hacia y desde el tren de propulsión. El tren de propulsión, como se refiere aquí, puede comprender el motor (101), la transmisión de un vehículo en el que el motor (101) está dispuesto, el tren de accionamiento de un vehículo en el que el motor (101) está dispuesto, u otras aplicaciones de la energía mecánica rotacional generada por el motor (101). En otras palabras, la energía mecánica rotacional puede ser conectada o transferida desde el súper turbocargador al motor a través de al menos un dispositivo mecánico intermedio tal como un tren de transmisión o de accionamiento de un vehículo. En la modalidad de la Figura 1, la energía mecánica rotacional del súper turbocargador está conectada directamente a un cigüeñal (122) del motor (101) a través de un eje (118), una polea (120) y una banda (124). Como también se ilustra en la Figura 1, una unidad de tracción de alta velocidad (114) está mecánicamente conectada a una transmisión continuamente variable (116) .

En operación, la unidad de tracción de alta velocidad (114) de la Figura 1, es una unidad de tracción de alta velocidad, de proporción fija, que está mecánicamente conectado al eje de la turbina/compresor usando una interfaz de tracción para transferir la energía mecánica rotacional hacia y desde el eje de la turbina/compresor. La unidad de tracción de alta velocidad (114) tiene una proporción fija que puede diferir de conformidad con el tamaño del motor (101). Se requiere, para los motores pequeños, una unidad de tracción de alta velocidad (114) de gran proporción.

Para motores más pequeños, el compresor y la turbina de un súper turbocargador debe ser necesariamente más pequeña para mantener un tamaño pequeño de motor y para ser compatible con los requerimientos de flujo del compresor y la turbina. Para que una turbina más pequeña y un compresor más pequeño funcionen adecuadamente, tienen que girar a mayores rpm. Por ejemplo, los motores más pequeños pueden requerir que el compresor y la turbina giren a 300, 000 rpm. Para motores muy pequeños tales como los motores de medio litro, el súper turbocargador puede que necesite girar a 900,000 rpm. Una de las razones por las que los motores más pequeños requieren de compresores que operen a un nivel mayor de rpm, es la de evitar sobretensiones. Además, para operar de una manera eficiente, la velocidad de punta del compresor debe ser un poco menor a la velocidad del sonido. Debido a que las puntas no son tan largas como en los compresores más pequeños, las puntas de un compresor más pequeño no se mueven tan rápido como las puntas en los compresores más grandes a las mismas rpm. A medida que el tamaño del compresor se reduce, la velocidad rotacional requerida para operar eficientemente se eleva exponencialmente . Debido a que los motores están limitados a aproximadamente 100,000 rpm, los sistemas de engranaje estándar no se pueden usar para lograr la toma de potencia a las mayores velocidades necesaria para un súper turbocargador para motor de automóvil. Por lo tanto, varias modalidades usan una unidad de tracción de alta velocidad (114) para añadir y recibir potencia del turboeje.

La energía mecánica rotacional de la unidad de tracción de alta velocidad (114) es, por lo tanto, reducida a un nivel de rpm que es variable dependiendo de la velocidad rotacional de la turbiná/compresor, pero a un nivel de rpm que está dentro del rango de operación de la transmisión continuamente variable (CVT por sus siglas en inglés) (116) . Por ejemplo, la unidad de tracción de alta velocidad (114) puede tener una salida que varía entre cero y 7,000 rpm, mientras que la entrada del eje de la turbina/compresor puede variar de cero a 300,000 rpm, o más. La transmisión continuamente variable (116) ajusta el nivel de rpm de la unidad de tracción de alta velocidad (114) al nivel de rpm del cigüeñal (122) y la polea (120) para aplicar energía mecánica rotacional al motor (101) o para extraer energía mecánica rotacional del motor (101) al nivel de rpm adecuado. En otras palabras, la transmisión continuamente variable (116) comprende una interfaz para la transferencia de energía mecánica rotacional entre el motor (101) y la unidad de tracción de alta velocidad (114) el nivel de rpm adecuado que varía de acuerdo con la velocidad rotacional del motor y la velocidad rotacional de la turbina/compresor. La transmisión continuamente variable (116) puede comprender cualquier tipo deseado de transmisión continuamente variable que puede operar a velocidades rotacionales requeridas y tener una proporción que sea igual a la velocidad rotacional del cigüeñal (122) u otros mecanismos conectados, directa o indirectamente, al motor (101). Por ejemplo, además de las modalidades aquí divulgadas, dos CVTs de rodillo pueden usarse, así como unidades de bola de tracción y CVTs de banda de acero de empuj e .

Un ejemplo de una transmisión continuamente variable que es adecuada para usarse como una transmisión continuamente variable (116), divulgada en la Figura 1, es la transmisión continuamente variable divulgada en las Figuras 11 y 12. Otros ejemplos de transmisión continuamente variable que se puede usar como la transmisión continuamente variable (116) de la Figura 1, incluye la Solicitud de Patente con No. de Serie 7,540,881, emitida el 2 de Junio de 2009, para Miller et al. La patente de Miller es un ejemplo de una transmisión continuamente variable la unidad de tracción que usa un cojinete de bolas planetarias. La unidad de tracción de Miller está limitada a alrededor de 10,000 rpm, por lo que la transmisión continuamente variable de Miller no se puede usar como una unidad de tracción de alta velocidad, tal como una unidad de tracción de alta velocidad (114). Sin embargo, la patente de Miller no divulga una transmisión continuamente variable que usa una unidad de tracción y es adecuada para su uso como un ejemplo de una transmisión continuamente variable que podría ser usada como una transmisión continuamente variable (116) como se ilustra en las Figuras 1-3. Otro ejemplo de una transmisión continuamente variable adecuada, se divulga en la Patente Estadounidense No. de Serie 7,055,507 emitida el 6 de Junio de 2006, para illiam R. Kelley, Jr., y cedida a Borg Warner. Otro ejemplo de una transmisión continuamente variable se divulga en la Patente Estadounidense No. de Serie 5,033,269, emitida el 23 de Julio de 1991 para Smith. La Patente Estadounidense No. 7,491,149, también divulga una transmisión continuamente variable que podría ser adecuada para usarse como una transmisión continuamente variable (116). Todas estas patentes se incorporan mediante referencia para toda su divulgación y enseñanza. La solicitud Europea No. 92830258.7, presentada el 9 de Agosto de 1995, como la Publicación No. 0517675B1, también ilustra otra transmisión continuamente variable (3) que es adecuada como su uso como la unidad de tracción continuamente variable (116) .

Varios tipos de unidades de tracción de alta velocidad, se pueden usar como la unidad de tracción de alta velocidad (114). Por ejemplo, la unidad de tracción planetario de alta velocidad (406) divulgado en las Figuras 4-9 y la unidad planetaria de alta velocidad de la Figura 10, se pueden usar como unidad de tracción de alta velocidad (11 ) .

Ejemplos de unidades de alta velocidad que usan engranes, se divulgan en la Patente Estadounidense No. 2,397,941, emitida el 9 de Abril de 1946 para Birgkigt y la Patente Estadounidense No. 5,729,978 emitida el 24 de Marzo de 1998 para Hiereth et al. Ambas patentes se incorporan específicamente aquí mediante referencia por todo lo que divulgan y enseñan. Ambas referencias usan engranes estándar y no usan unidades de tracción. Por lo tanto, aún con sistemas de engranaje altamente pulidos, especialmente diseñados, los engranajes en estos sistemas están limitados a velocidades rotacionales de aproximadamente 100,000 rpm o menos. La Patente Estadounidense 6,960,147 emitida el 1 de Noviembre de 2005 para Kolstrup, y cedida a Rulounds Roadtracks Rotrex A/S, divulga un engranaje planetario que es capaz de producir proporciones de engranaje de 13:1. El engranaje planetario de Kolstrupo en un ejemplo de una unidad de alta velocidad que podría usarse en lugar de una unidad de tracción de alta velocidad (114) de la Figura 1. La Patente Estadounidense No. 6,960,147 también está específicamente incorporada aquí mediante referencia por todo lo que divulga y enseña.

La Figura 2 es una vista esquemática lateral en transparencia del súper turbocargador (100) . Como se muestra en la Figura 2, la turbina (102) tiene un conducto de escape (104) que recibe los gases de escape que se aplican al ventilador de la turbina (130) . El compresor (106) tiene un conducto de aire comprimido (108) que suministra el aire comprimido al colector de admisión. El alojamiento del compresor (128) guarda el ventilador del compresor (126) y está conectado al conducto de aire comprimido (108). Como se divulga anteriormente, la unidad de tracción de alta velocidad (114) es una unidad de tracción de proporción fija que está acoplado a una transmisión continuamente variable (116). La transmisión continuamente variable (116) acciona el eje (118) y la polea (120).

La Figura 3A es una vista lateral en transparencia de la modalidad del súper turbocargador (100) ilustrado en las Figuras 1 y 2. Nuevamente, como se muestra en la Figura 3A, la turbina (102) incluye un ventilador de turbina (130), mientras que el compresor (106) incluye un ventilador de compresor (126). Un eje (no mostrado) que conecta el ventilador de la turbina (130) y el ventilador del compresor (126) está conectado a una unidad de tracción de alta velocidad (114). La energía mecánica rotacional es transferida la unidad de tracción de alta velocidad (114) a un engrane de transferencia (132) que transfiere la energía mecánica rotacional a un engrane de CVT (134) y la transmisión continuamente variable (CVT por sus siglas en inglés) (116). La transmisión continuamente variable (116) está conectada al eje (118) y a la polea (120).

La Figura 3B es una vista esquemática en corte de otro ejemplo de un súper turbocargador (300) que está conectado a un motor (304) . Como se muestra en la Figura 3B, la turbina (302) y el compresor (306) están mecánicamente conectados por el eje (320). La unidad de tracción de alta velocidad (308) transfiere la energía mecánica rotacional a, y recibe energía mecánica rotacional de, el engranaje de transferencia (322) . Un ejemplo especifico de una unidad de tracción de alta velocidad (308) se ilustra en la Figura 3B. El engranaje de transferencia (322) transfiere la energía mecánica rotacional entre la unidad de tracción (308) y la transmisión continuamente variable (310) . Un ejemplo específico de una transmisión continuamente variable (310) también se ilustra en la Figura 3B. El eje (312), la polea (314) y la banda (316) transfieren energía mecánica rotacional entre el cigüeñal (318) y la transmisión continuamente variable (310) .

La Figura 3C es una vista esquemática en corte lateral de las modificaciones a la modalidad del súper turbocargador (100) ilustrado en las Figuras 1, 2 y 3A. Como se muestra en la Figura 3C, la turbina (102) y el compresor (106) están conectados entre sí por un eje (no mostrado) . El dispositivo de tracción de alta velocidad (114) está conectado al eje. La energía mecánica rotacional es transferida del dispositivo de tracción a alta velocidad (114) a un engranaje de transferencia (132) que transfiere la energía mecánica rotacional al engranaje de transmisión (134). La unidad de tracción de alta velocidad (114), el engranaje de transferencia (132) y el engranaje de transmisión (134) pueden estar todos alojados en el mismo alojamiento. El engranaje de transmisión (134) está conectado a una transmisión (140) que puede comprender una caja de engranaje manual, una CVT, un eje recto, una caja de engranajes automática, o una transmisión hidráulica. La transmisión (140) después se conecta a un eje (118) que está conectado a una polea (120) . La polea (120) está conectada al tren de propulsión. En una modalidad alternativa, la polea (120) está conectada a un generador/rotor eléctrico (142).

La Figura 4 es una vista esquemática en transparencia de otra modalidad del súper turbocargador (400) que usa una unidad de tracción de alta velocidad (416) que está conectado a una transmisión continuamente variable (408). Como se muestra en la Figura 4, la turbina (404) está mecánicamente conectada al compresor (402) con un eje de compresor/turbina (414). La energía mecánica rotacional es transferida entre el eje de compresor/turbina (414) y la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) en la manera divulgada a mayor detalle más adelante. El engranaje de transferencia (418) transfiere la energía mecánica rotacional entre la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) y el engranaje de CVT (420) de la transmisión continuamente variable (408) y transfieren potencia entre la transmisión continuamente variable (408) y un tren de propulsión.

La Figura 5 es una vista esquemática en corte lateral de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) que está conectado al engranaje de transferencia (418), que a su vez, está conectado al engranaje de la CVT (420) . El eje del compresor/turbina (414) tiene una superficie pulida, endurecida en una porción central, como se divulga a mayor detalle más adelante, que funciona como una unidad de energía solar en la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) .

La Figura 6 es una vista esquemática (600) de la modalidad del súper turbocargador (400) ilustrado en la Figura 4. Como se muestra en la Figura 6, el alojamiento de la turbina (602) aloja un ventilador de turbina (604) . La placa de cubierta lateral caliente (606) está montada de manera adyacente al ventilador de turbina (604) y el soporte del alojamiento principal (608). Una junta anular (610) sella el escape en la placa de recubrimiento lateral caliente (606) . El cojinete del rodillo anular (612) está montado en el rodillo anular (614) . El eje del compresor/turbina (414) se extiende a través del soporte del alojamiento principal (608). La placa de recubrimiento lateral caliente (606) se conecta con el ventilador de la turbina (604). El cojinete transportador de bolas planetarias (618) está montado en el transportador planetario (620). Los tubos de alimentación de aceite (624) se usan para suministrar fluido de tracción a la superficie de tracción. El transportador planetario (626) está montado al transportador planetario (620) y usa un cojinete transportador de bolas planetarias (628). El anillo fijo (603) se monta después afuera del transportador planetario (626). La jaula (632) se monta entre el anillo fijo (630) y la placa de recubrimiento lateral fría (636). El ventilador del compresor (638) está conectado al eje del compresor/turbina (414). El alojamiento del compresor (640) aloja el ventilador del compresor (638) . El soporte del alojamiento principal (608) también soporta la transmisión continuamente variable y el engranaje de transferencia (418) . Varios cojinetes (646) se usan para montar el engranaje de transferencia (481) y el soporte del alojamiento principal (608) . La transmisión continuamente variable incluye una cubierta de CVT (642) y una placa de cojinete de CVT (644) . El engranaje de CVT (420) está montado dentro del soporte del alojamiento principal (608) con cojinetes (650). La placa de cojinete de CVT (652) está montada en el lado opuesto del engranaje de CVT (420) de la placa del cojinete de CVT (644) . La cubierta de CVT (654) cubre las varias porciones del dispositivo de CVT. El eje (410) está acoplado a la transmisión continuamente variable. La polea (412) está montada en un eje (410) y transfiere la energía mecánica rotacional entre el eje (410) y un tren de propulsión.

La Figura 7 es una vista en perspectiva de los componentes clave aislados de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416), asi como del ventilador de la turbina (604) y el ventilador del compresor (638). Como se muestra en la Figura 7, el eje del compresor/turbina (414) está conectado al ventilador de la turbina (604) y al ventilador del compresor (638), y pasa a través del centro de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) . La unidad de tracción de diámetro múltiple (416) incluye rodillos planetarios de diámetro múltiple (416). La unidad de tracción de diámetro múltiple (416) incluye rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666) (Figura 9). Las bolas (656, 658, 660, 662) descansan en una superficie inclinada para rampas de bolas en el anillo fijo (630). El rodillo anular (614) es accionado por un diámetro interno de los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) como se divulga a mayor detalle más adelante.

La Figura 8 es una vista en corte lateral de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416). Como se muestra en la Figura 8, el eje del compresor/turbina (414) se endurece y pule para formar una superficie de tracción que se usa como un rodillo solar (674) que tiene una interfaz de tracción (676) con el rodillo planetario de diámetro múltiple (664). El rodillo planetario de diámetro múltiple (664) gira a lo largo del eje del rodillo planetario de diámetro múltiple (672). El rodillo planetario de diámetro múltiple (664) hace contacto con el anillo fijo (630) en la interfaz (690) del rodillo planetario (664) y el anillo fijo (630) . El rodillo planetario de diámetro múltiple (664) hace contacto con el rodillo anular (614) en la interfaz (691), que es una distancia radial diferente del eje del rodillo planetario de diámetro múltiple (672), que la interfaz (691). La Figura 8 también ilustra el transportador planetario (626) y la rampa de bola (630) que se cruza con la bola (656) y la bola de rampa (631) que se cruza con la bola (660) . Las bolas (656, 658, 660, 662) están atrapadas entre un alojamiento (no mostrado) y la rampa de bola, tal como una rampa de bola (630), en el anillo fijo (664). Cuando se aplica torsión al rodillo anular (614), esto hace que el anillo fijo (664) se mueva ligeramente en la dirección de la rotación del rodillo anular (614). Esto hace que las bolas se muevan hacia arriba de las varias rampas de bola, tal como las rampas de bola (630, 631) que, a su vez, hacen que el anillo fijo (630) presione contra los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668). Debido a que la interfaz (691) del rodillo planetario (664) y el anillo fijo (634) está inclinada, y la interfaz del rodillo planetario (664) y el rodillo anular (690) está inclinada, una fuerza hacia adentro sobre el rodillo planetario de diámetro múltiple (664) es generada, lo que genera que una fuerza en la interfaz de tracción (676) incremente la tracción en la interfaz de tracción (676) entre el rodillo planetario de diámetro múltiple (664) y el rodillo solar (674) . Además, se crea una fuerza en la interfaz (691) del rodillo planetario de diámetro múltiple (664) y el rodillo anular (614), lo que incrementa la tracción en la interfaz (691) . Como también se muestra en la Figura 8, el ventilador del compresor (630) y el ventilador de la turbina (604) están conectados al eje del compresor/turbina (414) . El anillo anular (614) está conectado al engranaje de transferencia (418), como también se muestra en la Figura 8.

La Figura 9 es una vista en corte lateral de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) . Como se muestra en la Figura 9, el rodillo solar (674) gira en dirección de las manecillas del reloj, como se muestra en la dirección de la rotación (686) . Los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) tienen superficies de rodillo de diámetro externo, tales como la superficie de rodillo de diámetro externo (668) del rodillo planetario de diámetro múltiple (664). Estas superficies de rodillo de diámetro externo hacen contacto con el rodillo solar (674), lo que puede hacer que los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) giren en una dirección contraria a las manecillas del reloj, tal como dirección rotacional (684) del rodillo planetario de diámetro múltiple (666). Los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) también tienen una superficie de rodillo de diámetro interno, tal como una superficie de rodillo de diámetro interno (680) del rodillo planetario de diámetro múltiple (664) . La superficie de rodillo de diámetro interno de cada rodillo planetario de diámetro múltiple hace contacto con la superficie de rodillo (687) del rodillo anular (614). Por lo tanto, la interfaz (678) del rodillo planetario (664) con la superficie de rodillo (687) del rodillo anular (614) constituye una interfaz de tracción que transfiere la energía mecánica rotacional cuando se aplica un fluido de tracción. La interfaz entre cada uno de los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) y el rodillo solar (674) también constituye una interfaz de tracción que transfiere energía mecánica rotacional a la aplicación de un fluido de tracción.

Como se indica anteriormente con respecto a las Figuras 8 y 9, el anillo fijo (630) genera una fuerza, que empuja a los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) hacia el rodillo solar (674) para generar tracción. Cada uno de los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) está fijado rotacionalmente al transportador planetario (626) con ejes de rodillo planetario, tal como el eje de rodillo planetario de diámetro múltiple (672) del rodillo planetario de diámetro múltiple (664). Estos ejes tienen una ligera cantidad de juego para que los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) se puedan mover ligeramente y creen una fuerza entre el rodillo solar (674) y la superficie de rodillo de diámetro externo de los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) tal como el diámetro externo de la superficie de rodillo (688) del rodillo planetario (664) . El movimiento del rodillo planetario de diámetro múltiple (664) hacia el rodillo solar (674) también incrementa la tracción en la interfaz de los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) y el rodillo anular (614), ya que la interfaz entre los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) y el rodillo anular (614), tal como la interfaz (678), está inclinada. El contacto con los rodillos planetarios de diámetro múltiple (664, 666, 668) con la superficie de rodillo (687) del rodillo anular (614), hace que el transportador planetario (626) gire en dirección a las manecillas del reloj, tal como la dirección rotacional (682), ilustrada en la Figura 9. Como resultado, el rodillo anular (614) gira en una dirección contraria a las manecillas del reloj, tal como una dirección rotacional (687), y conduce el engranaje de transferencia (418) en una dirección de las manecillas del reloj .

La Figura 10 es una vista transversal esquemática de otra modalidad de una unidad de tracción de alta velocidad (1000) . Como se muestra en la Figura 10, un eje (1002), que es un eje, que conecta una turbina y un compresor en el súper turbocargador, puede actuar como un rodillo solar en la unidad de tracción de alta velocidad (1000) . El rodillo planetario (1004) hace contacto con el eje (1002) en la interfaz de tracción (1036) . El rodillo planetario (1004) gira en un eje (1006) usando cojinetes (1008, 1010, 1012, 1014) . Como también se muestra en la Figura 10, el engranaje (1016) está dispuesto y conectado a la superficie externa del transportador (1018) . El transportador (1018) está conectado a un alojamiento (no mostrado) a través de cojinetes (1032, 1034) que permiten que el transportador (1018) y el engranaje (1016) giren. Los anillos fijos (1020, 1022) incluyen rampas de bola (1028, 1030), respectivamente. Las rampas de bola (1028, 1030) son similares a las rampas de bola (630) ilustradas en las figuras 7 y 8. A medida que el engranaje (1016) se mueve, las bolas (1024, 1026) se mueven en las rampas de bola (1028, 1030), respectivamente, y obligan a los anillos fijos (1020, 1022) hacia adentro entre si. Se crea una fuerza entre los anillos fijos (1020, 1022) y la superficie del rodillo planetario (1004) en las superficies de tracción (1038, 1040) a medida que las bolas (1024, 1026) obligan a los anillos fijos (1020, 1022) hacia adentro entre si. La fuerza creada por los anillos fijos (1020, 1022), también obliga al rodillo planetario (1004) hacia abajo, como se ilustra en la Figura 10, por lo que se crea una fuerza entre el eje (1002) y el rodillo planetario (1004) en la interfaz de tracción (1036). Como resultado, se logra mayor tracción en una interfaz de tracción (1036) y las superficies de tracción (1038, 1040). El fluido de tracción se aplica a estas superficies, las que se vuelven pegajosas e incrementan la fricción en las interfaces de tracción, ya que el fluido de tracción es calentado como resultado de la fricción creada en las interfaces de tracción (1036, 1038, 1040) .

La unidad de tracción de alta velocidad (1000) , ilustrada en la Figura 10, es capaz de girar a altas velocidades en exceso de 100,000 rpm, lo cual no se logra con los sistemas de engranaje. Por ejemplo, la unidad de tracción de alta velocidad (1000) puede ser capaz de girar a velocidades mayores a 300,000 rpm. Sin embargo, la unidad de tracción de alta velocidad (1000) está limitada a una proporción de engranaje de aproximadamente 10:1 debido a las limitaciones físicas de tamaño. La unidad de tracción de alta velocidad (1000) puede usar tres rodillos planetarios, tal como el rodillo planetario (1006) que está dispuesto radialmente alrededor del eje (1002) . Como se ilustra en la Figura 9, el tamaño de los rodillos planetarios está limitado con respecto al rodillo planetario. Si el diámetro de los rodillos planetarios en la Figura 9 incrementa, los rodillos planetarios se empalmarán entre si. Por lo tanto, las proporciones de engranaje de alrededor de 10:1 pueden lograrse con una unidad de tracción planetaria, tal como la ilustrada en la Figura 10, mientras que las unidades planetarias de diámetro múltiple que están conectadas a un transportador planetario, tal como se ilustra en las Figuras 7-9, pueden tener proporciones tan grandes como 47:1 o más. De conformidad, si se requiere un compresor para un motor más pequeño que debe girar a 300, 000 rpm para ser eficiente, una unidad de tracción de proporción 47:1, tal como la ilustrada en las Figuras 7-9, puede reducir la máxima velocidad rotacional de 300,000 rpm a aproximadamente 6,400 rpm. Las transmisiones continuamente variables de engranaje estándar o de tracción pueden ser usadas para transferir la energía mecánica rotacional entre la unidad de tracción de alta velocidad y el tren de propulsión del motor.

Como se divulga anteriormente, la unidad de tracción de alta velocidad (1000) ilustrada en la Figura 10, puede tener una proporción tan grande como 10:1. Asumiendo que una velocidad rotacional del eje (1002) es de 300,000 rpm para un súper turbocargador de un motor pequeño, la velocidad rotacional de 300,000 rpm del eje puede ser reducida a 30, 000 rpm en el engranaje (1016). Varios tipos de transmisiones continuamente variables (116) se pueden usar que operen hasta a 30,000 rpm usando técnicas de engranaje estándar. Las transmisiones continuamente variables de unidades de tracción, tal como la transmisión continuamente variable de la unidad de tracción ilustrada en las Figuras 11 y 12, pueden usarse también como la transmisión continuamente variable (116), ilustrada en la Figura 1. Además, las proporciones de hasta 100:1 se pueden lograr con la unidad de tracción de diámetro múltiple (416), ilustrada en la Figura 4-9. De conformidad, los pequeños motores de 5 litros, que pueden requerir un compresor que opere a 900, 000 rpm, se puede reducir a 9,000 rpm, que es una velocidad rotacional que puede ser fácilmente usada por varias transmisiones continuamente variables (116) para conectar la energía mecánica rotacional entre un tren de propulsión y un eje de turbina/compresor .

Las Figuras 11 y 12 ilustran un ejemplo de una transmisión continuamente variable de unidad de tracción que se puede usar como la transmisión continuamente variable (116) de la Figura 1. La unidad de transmisión continuamente variable de unidad de tracción ilustrada en las Figuras 11 y 12, opera al cambiar los anillos guía (1116, 1118) a una dirección lateral en las superficies de los anillos guia que tienen un radio de curvatura que provoca que las locaciones de contacto de los cojinetes de bola se muevan, lo que, a su vez, hace que las bolas giren con un ángulo de giro para accionar el anillo guia (1122) a diferentes velocidades. En otras palabras, la locación de contacto de cada uno de los cojinetes en las superficies del anillo guia es cambiada como resultado del cambio lateral de los anillos guia (1116, 1118), lo que altera la velocidad a la que los cojinetes están rotando en la locación de contacto, como se explica a mayor detalle más adelante .

Como se muestra en la Figura 11, el eje de entrada (1102) está conectado al engranaje de transferencia (132) (Figura 3A) . Por ejemplo, las chavetas (1104) pueden ser estar acanaladas al engranaje CVT (134), ilustrado en la Figura 3A. Por lo tanto, el engranaje de entrada de la chaveta (1104) del eje de entrada (1102), puede estar conectado al súper turbocargador mediante una unidad de tracción de alta velocidad (114), como se ilustra en la Figura 3A. De esta manera, la torsión de entrada del tren de propulsión se usa para accionar el engranaje de entrada de la chaveta (1104) del eje de entrada (1102) . La torsión de entrada en el engranaje de entrada de la chaveta (1104) imparte un giro en dirección rotacional (1112) en el eje de entrada (1102) y su estructura asociada, incluyendo el anillo guia de entrada (1114). El anillo de entrada (1116) también gira alrededor del eje de rotación (1106) en respuesta a la torsión impartida por la chaveta (1166) del eje de entrada (1102) al anillo guia de entrada (1116). La rotación del eje de entrada (1102), anillo guia de entrada (1114) y anillo guia de entrada (1116) imparte un giro en la pluralidad de los cojinetes de bola (1132) debido a que el anillo guia estacionario (1120) impide la rotación de los cojinetes de bola en el punto' de contacto con el anillo guia estacionario (1120). El anillo guia de entrada (1114) y el anillo guia de entrada (1116) giran en la misma velocidad angular debido a que están conectados entre si a través de la chaveta (1116) . El anillo de guia de entrada (1114) y el anillo guia de entrada (1116) hacen que los cojinetes de bola (1132) giren en una orientación sustancialmente vertical, debido a que los cojinetes de bola (1132) hacen contacto con el anillo guia estacionario (1120) . El contacto de los cojinetes guia (1132) contra el anillo guia estacionario (1120) también hace que los cojinetes de bola (1132) hagan precesión alrededor del perímetro de los anillos guía (1114, 1116, 1118, 1120) . En la modalidad ilustrada en la Figura 11, puede haber tanto como 20 cojinetes de bola (1132) que giran en las superficies de los anillos guía (1114, 1116, 1118, 1120).

La rotación de los cojinetes de bola (1132) como resultado de ser accionados por el anillo guia de entrada (1114) y anillo guia de entrada (1116) crea un contacto tangencial de los cojinetes de bola (1132) en el anillo guia de salida (1118) . Dependiendo de la posición de contacto de los cojinetes de bola (1132) en el anillo guia de salida (1118), la proporción de la velocidad giratoria de los anillos guia de entrada (1114, 1116), con respecto al anillo guia de salida (1118), puede variar. El anillo guia de salida (1118) está conectado al engranaje de salida (1122) . El engranaje de salida (1122) se engrana con el engranaje de salida (1124), el que a su vez se conecta con el eje de salida (1126) .

La manera en la que la transmisión continuamente variable de la unidad de tracción (1100), ilustrada en la Figura 11, cambia la proporción entre el eje de entrada (1102) y el eje de salida (1126), se logra cambiando la posición relativa del punto de contacto entre los cuatro anillos guia (1114, 1116, 1118, 1120) que están en contacto con los cojinetes de bola (1132) . La manera en la que las superficies de contacto de los anillos guia (1114, 1116, 1118, 1120) con los cojinetes de bola (1132) son cambiadas, es cambiando la posición de la abrazadera de cambio (1152) . La abrazadera de cambio (1152) se mueve horizontalmente, como se ilustra en la Figura 11, en respuesta al actuador eléctrico (1162). El actuador eléctrico (1162) tiene un eje que engrana el cambiador telescópico (1158) y gira el cambiador telescópico (1158). El cambiador telescópico (1158) tiene diferentes tipos de roscado en una porción interna y una porción externa. Una diferencia en la inclinación del roscado de los diferentes tipos de roscado, hace que la abrazadera de cambio (1152) se cambie horizontalmente en respuesta a la rotación del eje del actuador eléctrico (1162), que imparte rotación en el cambiador telescópico (1158) . El cambio lateral de la abrazadera de cambio (1152), que está en contacto con la abrazadera del cojinete (1164), provoca un cambio lateral del anillo guia de entrada (1116) y anillo guia de salida (1118). El cambio lateral del anillo guia de entrada (1116) y el anillo guia de salida (1118) puede variar, en la modalidad ilustrada en la Figura 11, en aproximadamente 0.25 cms . El cambio del anillo guia de entrada (1116) y el anillo guia de salida (1118) cambia el ángulo de contacto entre los cojinetes de bola (1132) y el anillo guia de salida (1118), que cambia la proporción, o velocidad, a la que los cojinetes de bola (1132) se están moviendo en los anillos guia debido a un cambio en el ángulo de contacto entre el anillo guia estacionario (1120) y el anillo guia de entrada (1114) y el anillo guia de entrada (1116). La combinación del cambio en el ángulo entre los anillos guia permite que la velocidad de contacto, o el punto de contacto entre los cojinetes de bola (1132), y el anillo guia de salida (1118) varíe, lo que resulta en una variación de velocidad de entre 0 por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada (1102) hasta un 30 por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada (1102) . La variación de la velocidad en el anillo guía de salida (1118) de 0 por ciento a 30 por ciento de la velocidad rotacional del eje de entrada (1102), proporciona un amplio rango de velocidades rotacionales ajustables que se pueden lograr en el eje de salida (1126) .

Para asegurar un amarre apropiado de los cojinetes de bola (1132) entre los anillos guía (1114, 1116, 1118, 1120), se proporcionan resortes (1154, 1156). El resorte (1154) genera una fuerza de amarre entre el anillo guía de entrada (1114) y el anillo guía estacionario (1120) . El resorte (1156) genera una fuerza de amarre entre el anillo guía de entrada (1116) y el anillo guía de salida (1118). Estas fuerzas de amarre contra los cojinetes de bola (1132) se mantienen durante toda la distancia de cambio de la abrazadera de cambio (1152). El cambiador telescópico (1158) tiene roscas en una superficie interna que conecta las roscas en el dispositivo roscado fijo (1160). El dispositivo roscado fijo (1160) está fijado al alojamiento (1172) y proporciona una posición fija en relación con el alojamiento (1172) para que la abrazadera de cambio (1152) sea capaz de cambiarse en una dirección horizontal como resultado de las roscas diferenciales en los dos lados del cambiador telescópico (1158) .

Como también se ilustra en la Figura 11, los componentes giratorios de la transmisión continuamente variable de la unidad de tracción (1100) giran todos en la misma dirección, ej . , dirección rotacional (1112) y rotación de salida (1128) del engranaje de salida (1122). La tuerca de amarre (1168) retiene al resorte (1156) en su lugar y precarga el resorte (1156) para crear la presión diagonal apropiada entre el anillo guia estacionario (1120) y el anillo guia de entrada (1114) . Cuando la abrazadera de cambio (1152) es cambiada horizontalmente, como se ilustra en la Figura 11, existe un ligero cambio del eje de entrada (1102) basado en los ángulos de los anillos guia (1114-1120) que hacen contacto con los cojinetes de bola (1132) . El engranaje de entrada de la chaveta (1104) permite el movimiento de cambio en las direcciones (1108-1110) con base en los puntos en los que los cojinetes de bola (1132) hacen contacto con los anillos guia (1114-1120) y el ángulo de contacto particular de los anillos guia con respecto a los cojinetes de bola (1132). El alojamiento (1170) está fijado con pernos firmemente al alojamiento (1172) para contener el resorte (1154), lo que crea la cantidad apropiada de fuerza de amarre entre el anillo guia de entrada (1114) y el anillo guia estacionario (1120) . Los cojinetes de bola (1132), como se ilustra en la Figura 11, tienen una progresión rotacional (1131) en los cuatro anillos guia (1114, 1116, 1118, 1120) . La dirección rotacional (1112) del eje (1102) hace que el engranaje (1122) gire en una dirección rotacional (1128), como se ilustra en la Figura 11.

La Figura 12 es una vista en primer plano de los anillos guia (1114-1120) y la bola (1132), que ilustra la operación de la transmisión continuamente variable de unidad de tracción (1100). Como se muestra en la Figura 12, el anillo guia (1114) contacta forzosamente a la bola (1132) en una locación de contacto (1134) . El anillo guia (1116) contacta forzosamente a la bola (1132) en una locación de contacto (1136) . El anillo guia (1118) contacta forzosamente a la bola (1132) en una locación de contacto (1138). El anillo guia (1120) contacta forzosamente a la bola (1132) en una locación de contacto (1140) . Cada una de las locaciones de contacto (1134, 1136, 1138, 1140) está ubicada en un gran circulo común en la superficie de la bola (1132) . El gran circulo está ubicado en un plano que contiene el centro de la bola (1132) y el eje (1106) del eje (1102) . La bola (1132) gira alrededor de un eje de giro (1142) que pasa a través del centro de la bola (1132) y biseca el gran circulo que contiene locaciones de contacto (1134, 1136, 1138, 1140). El eje de giro (1142) de la bola (1132) está inclinado a un ángulo (1146) con el eje vertical (1144). El ángulo de inclinación (1146) es el mismo para cada una de las bolas dispuesta en los anillos guia alrededor de la circunferencia de la unidad de tracción (1100) . El ángulo de inclinación (1146) establece una relación matemática entre una proporción de distancia y una proporción de velocidad circunferencial. La proporción de distancia es la proporción entre la primera distancia (1148), que es la distancia ortogonal del eje de giro (1142) con la locación de contacto (1134), y una segunda distancia (1150), que es la distancia ortogonal del eje de giro (1142) a la locación de contacto (1136) . Esta proporción de distancia es igual a la proporción de velocidad circunferencial. La proporción de velocidad circunferencial es la proporción entre la primera velocidad circunferencial y la segunda velocidad circunferencial, en donde la primer velocidad circunferencial es la diferencia entre la velocidad circunferencial de la bola (1132) en el anillo guia (1114) y una velocidad de bola circunferencial orbital común (1132) y las otras bolas en los anillos guia, mientras que la segunda velocidad circunferencial es la diferencia entre la velocidad circunferencial de la bola (1132) en el anillo guia (1116) y la velocidad de la bola circunferencial orbital común (1132), asi como las otras bolas dispuestas en los anillos guia. El radio de la curvatura de cada uno de los anillos guia (1114-1120) es mayor al radio de la curvatura de la bola (1132) . Además, el radio de la curvatura de cada uno de los anillos guia (1114-1120) no necesitan ser un radio constante de curvatura, sino que pueden variar. Además, el radio de la curvatura de cada uno de los cuatro anillos guia no necesitan ser iguales.

Cuando los anillos guia (1116-1118) cambian simultáneamente en una dirección lateral, tal como una dirección de cambio lateral (1108), la proporción de velocidad de la rotación del eje (1102) y la dirección rotacional (1112) cambia con respecto a la rotación del engranaje (1122) y la dirección rotacional (1128). El cambio de los anillos guia (1116, 1118) en dirección de cambio lateral (1108), hace que la primera distancia (1148) sea mayor y que la segunda distancia (1150) sea menor. Por lo tanto, la proporción de distancias, asi como la proporción de velocidad circunferencial, cambie, lo que cambia la velocidad rotacional del engranaje (1122) con respecto al eje (1102).

Como se indicó anteriormente, la salida de la transmisión continuamente variable está en contacto engranado con el mecanismo de reducción de velocidad de la unidad de tracción que se conecta al eje del compresor de la turbina. Como se indica anteriormente, existen al menos dos o tres tipos diferentes de sistemas de reducción de velocidad de unidad de tracción que pueden usarse. El tipo típico es una unidad de tracción de tipo planetaria para reducción de alta velocidad, que se divulga en las Figuras 6-9 y la Figura 10. Si se desea un diferencial de gran velocidad entre el eje de la turbina y el rodillo planetario, la modalidad de la Figura 10 puede usar sólo dos rodillos en lugar de tres, para obtener el cambio de proporción de engranaje deseado.

Con tres rodillos, existe un límite de una reducción de alrededor de 10:1, y puede haber una necesidad de más, como una transmisión de 20:1 para lograr una operación de alta velocidad de 250,000 rpm por debajo de 25,000 rpm, lo que requeriría una transmisión de 10:1. Por lo tanto, se puede usar una unidad de tracción en lugar de un sistema de tres unidades planetarias, en la Figura 10, para lograr la reducción de velocidad requerida para los sistemas de mayor velocidad más pequeños. Dos rodillos también proporcionan una baja inercia, ya que cada rodillo añade algo de inercia al sistema. Para la inercia más baja, dos rodillos deberán ser suficientes. El ancho del rodillo de tracción es ligeramente más ancho que una modalidad de tres rodillos.

Los rodillos planetarios de diámetro múltiple que ruedan contra el eje, están hechos de un material elástico, ej . , ya sea un resorte de acero u otro material, que permite un poco de deformación del rodillo dentro del tambor externo. La aplicación de un rodillo cargado con resortes puede proporcionar la presión necesaria en el eje, pero no restringir la capacidad del eje para encontrar su centro de rotación ideal.

Cuando un turbocargador opera a velocidades extremadamente altas, tiene restricciones de equilibrio que hacen que el eje encuentre su propio centro de rotación. El equilibrio será compensado por el movimiento del centro del eje. Este movimiento se puede compensar por rodillos cargados de resortes. Los rodillos cargados de resorte también pueden ser de peso extremadamente ligero al hacerlos de una banda de acero delgada que les permita operar contra el eje con muy baja inercia. El grosor de la banda debe ser lo suficientemente grueso como para ejercer presión suficiente en las superficies de tracción para proporcionar la fuerza normal necesaria para la tracción. Un seguidor de levas puede disponerse dentro del rodillo que posicionará cada rodillo y retendrá esa posición dentro del sistema. Los rodillos necesitan operar en una alineación muy recta entre el tambor externo y el eje de la turbina/compresor, pero la clave para la baja inercia es el peso ligero. Uno o dos seguidores de levas se pueden usar para retener la banda de acero en su lugar, de forma tal que la banda de acero se quede en alineación en el sistema.

El rodillo anular (614) está conectado a un engranaje en la superficie externa para que el rodillo anular pueda transmitir la potencia hacia adentro o hacia afuera de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) . El rodillo anular (614) puede usarse en varias maneras. El rodillo anular (614) puede simplemente se una pieza sólida de acero u otro material apropiado que sea capaz de transmitir la torsión hacia adentro y hacia afuera de la unidad de tracción de diámetro múltiple (416) . El anillo anular (614) puede estar hecho de numerosos materiales que permitan que el anillo anular (614) sea de peso ligero, pero el anillo anular (614) tiene que ser de un material que se puede usar como una superficie de unidad de tracción en la superficie del rodillo (687) . Una superficie de rodillo adecuada (687) permite que los rodillos planetarios (664, 666, 668) transmitan la torsión a través de la tracción .

También, un eje de turbina/compresor (414) necesita ser mantenido en una alineación muy precisa. La alineación del eje de turbina/compresor (414), dentro del alojamiento, permite que las separaciones se mantengan entre las puntas de los álabes del compresor y el alojamiento del compresor. Una separación más firme incrementa la eficiencia del compresor. Una posición más precisa reduce la oportunidad de toque entre el ventilador del compresor de turbina (638) y el alojamiento del compresor (640) . Un método para el control de la carga de empuje que viene de la compresión del gas contra la rueda del compresor es necesario para asegurar que haya un mínimo de separación. Esto puede hacerse usando un cojinete de empuje (no mostrado) que se alimenta de petróleo, o un cojinete de empuje que es del tipo de cojinete de cojinete de bola o de cojinete de rodillos.

Típicamente, en un turbocargador, los cojinetes son, para fines de conflabilidad, cojinetes de manguito que tienen una separación para el petróleo tanto adentro como afuera, para permitir que el eje de la turbina se centre en su rotación armónica. Los requerimientos de equilibrio para un turbocargador fabricado a alto volumen se reducen usando un cojinete de doble separación. Estos tipos de cojinetes se han usado, debido al requerimiento de separaciones más firmes y alineación más precisa del eje del turbocargador. Se usa un cojinete de bolas para retener el compresor y la turbina y para mantener una mejor alineación con el alojamiento desde una perspectiva de movimiento lado a lado. Esto puede lograrse con uno o dos cojinetes de bola. La alineación de los cojinetes dentro de un área externa que está presurizada con petróleo, permite que los cojinetes floten y permite que el cojinete encuentre un centro. Esto afecta la separación entre el alojamiento, la turbina y los bordes externos del compresor, pero permite que la separación de empuje permanezca pequeña. Los cojinetes del turboeje proporcionan un tercer punto de restricción para mantener la alineación de los rodillos. Los seguidores de levas en el centro de los rodillos pueden mantener los rodillos a 120 grados entre si. Dos pequeños seguidores de levas se pueden usar para cada rodillo para eliminar el contragolpe cuando la potencia cambia de dirección .

También, se puede usar una gran turbina. La rueda de la turbina se puede hacer más grande de lo normal en diámetro. Es posible hacer el diámetro externo de la turbina aún más grande que la rueda del compresor, sin afectar la velocidad critica en donde las puntas se acercan a la velocidad del sonido, debido a que la densidad del escape es menor que la toma de aire, y por lo tanto, la velocidad del sonido es mayor. Esto permite que el escape genere más torsión en el eje de la turbina/compresor sin una contrapresión mayor. El tener una alta torsión provoca que la turbina recupere más energía de la requerida para comprimir la toma de aire. Esto produce más energía de la que se puede recuperar y transmitir al motor. Más energía del mismo flujo de gas de escape no se necesita para que la compresión se transfiera al cigüeñal y cree menor consumo de combustible.

Además, la eficiencia de la turbina se puede mejorar usando paletas guia que controlan el ángulo de incidencia que los gases de escape impactan a la rueda de la turbina. Esto eleva la eficiencia del pico, pero reduce el rango de velocidad en el que se logra dicha eficiencia. Un rango de velocidad menor es malo para un turbocargador normal, y no es problema para un súper turbocargador en donde el gobernador puede proporcionar el control de velocidad necesario.

La contrapresión más alta a través de la turbina en comparación con la presión a través del compresor, también puede crear un súper turbocargador no equilibrado. Para un turbocargador normal, esta diferencia de presión es de la manera contraria. El tener una contrapresión más alta hace que la turbina recupere más energía de la requerida para comprimir la toma de aire. Esto produce más energía que puede ser recuperada y transmitida al motor. La contrapresión mayor normalmente requiere de una válvula o una restricción, por lo que la contrapresión alta normalmente es una pérdida de energía debido a que un turbocargador normal no puede ser desequilibrado sin una sobre-velocidad. El incremento de la contrapresión es malo para los motores a gasolina y a gas natural, debido a que incrementa la cantidad de gas de escape que se atrapa en el cilindro, lo que hace más propenso al motor para tener problemas de detonación.

De acuerdo con otra modalidad, una segunda rueda de turbina se puede posicionar en el eje de la turbina/compresor para incrementar la energía recuperada por la turbina y mejorar la eficiencia de la gasolina del sistema del motor. También, se puede posicionar una rueda de compresor en el mismo eje para incrementar el potencial de presión de aceleración del súper-turbocargador, y permitir el enfriamiento intermedio entre las etapas. Esto enfría la temperatura de la toma para una aceleración dada y por lo tanto, reduce el NOx.

Además, el enfriamiento del álabe de la turbina se puede proporcionar a través de las puntas del ala para reducir las temperaturas en aplicaciones de altas temperaturas. Esto puede lograrse con puntas de ala huecas en el extremo exterior de la turbina. Este diseño especial de punta incrementa la eficiencia de la turbina y proporciona una vía para enfriar el aire que va a atravesar los álabes. El enfriamiento del ala de la turbina también lo puede proporcionar el aire comprimido de la alimentación lateral del compresor a través del alojamiento hacia la parte posterior de la rueda de turbina. Además, se puede usar una tubería de calor para enfriar la rueda y los álabes de la turbina.

Además, un dispositivo suavizador torsional puede usarse en la vía de potencia. La energía del cigüeñal o la energía mecánica rotacional de un tren de propulsión, puede tirarse a través de un eje flexible o un dispositivo suavizador de impulso (ya sea cargado con resortes o flexible) de tal manera que los impulsos de torsión del motor o del tren de propulsión, sean removidos sin la pérdida de dicha energía, antes de entrar al alojamiento. Al no impactar la transmisión con picos de torsión altos en la unidad de tracción, se reduce el requerimiento de pico de torsión. Al eliminar dichos picos de torsión, las unidades de tracción son más confiables, debido a que los requerimientos de tracción están limitados por la torsión máxima en el sistema. Al minimizar estos picos de torsión en las unidades de tracción, las áreas de contacto de tamaño y superficie de las unidades de tracción se pueden minimizar. Las áreas de contacto de superficie mínimas maximizan la eficiencia del sistema, y pueden lograr la torsión requerida para la transmisión de la potencia continua .

Alternativamente, y de acuerdo con otra modalidad, un diseño de una unidad de tracción de velocidad variable con bombas hidráulicas de desplazamiento fijas en el lugar del eje, banda o unidad de engranaje, se pueden usar. Esto facilita el empacado del sistema, lo que podría ser especialmente útil en motores muy grandes que tienen múltiples turbocargadores.

En otra modalidad más, ilustrada en la Figura 13, un segundo súper turbocargador es evacuado de una transmisión como una vía para obtener una proporción de presión mayor, y como una manera para obtener temperaturas de toma más frías usando un segundo enfriador intermedio. Esto se logra con una proporción de velocidad fija entre los dos súper turbocargadores. El primer súper turbocargador (1302) tiene un conducto de toma (1308) y comprime el aire, el cual se suministra al motor del conducto de aire comprimido (1310) . El conducto del aire de escape (1314) recibe el gas de escape del motor para operar la turbina del primer súper turbocargador (1302) . El gas de escape sale del conducto de escape (1312) . El primer súper turbocargador (1302) está conectado al segundo súper turbocargador (1304) con un engranaje de transferencia (1306).

La Figura 14A ilustra otra modalidad de una implementación del uso de dos súper turbocargadores, tal como un súper turbocargador de baja presión (1402) y un súper turbocargador de alta presión (1404). Un súper turbocargador estándar no hace un buen trabajo para la recuperación del pulso de alta presión que sale del cilindro cuando se abre primer la válvula de escape. Para mejorar esta recuperación de presión de impulso, como se ilustra en „ la Figura 14A, los puertos de la válvula de escape de alta presión (1406, 1408) se separan de los puertos de la válvula de escape de baja presión (1410, 1412) de un motor de cuatro válvulas. Los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) son dirigidos a la turbina de alta presión (1434) a través de un colector de escape de alta presión (1430), mientras que los puertos de escape de baja presión son dirigidos a la turbina de baja presión (1420), mediante un colector de escape de baja presión (1428) . Al cambiar la temporización de válvula de las válvulas en los puertos de escape de alta presión (1406, 1408), de forma tal que las válvulas en los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) se abren primero y son direccionadas a la turbina de alta presión (1434), la energía del pulso se recupera mejor. Las válvulas en los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) son cerradas rápidamente, y después las válvulas en los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) son abiertas por la duración del golpe del escape. Las válvulas en los puertos de escape de baja presión 81410, 1412) son direccionadas a una turbina de baja presión (1420). Este proceso reduce el trabajo requerido por el pistón para sacar el cilindro.

Este proceso mejora la eficiencia del combustible en reposo, o al menos elimina las pérdidas parasíticas en reposo. La salida de la turbina de alta presión (1434) también está conectada a la turbina de baja presión (1429). Un filtro de partículas diesel catalizado (no mostrado) también se puede disponer ante la turbina de menor presión.

Como también se ilustra en la Figura 14A, un conducto de EGR (1438) se conecta al colector de escape de alta presión (1430). El conducto de EGR (1438) permite que una porción del escape del colector de escape de alta presión (1430) se canalice de vuelta al colector de admisión (1444) con el fin de la recirculación de los gases de escape. Los gases de escape que fluyen a través del conducto de recirculación del gas de escape (1438) ayudan a la reducción de la temperatura de combustión para así reducir las emisiones de NOx del motor. La cantidad de gas de escape recirculado es controlado por la válvula EGR (1442). La válvula EGR (1442) se puede fijar, como mediante el uso de una válvula restrictiva, o se puede variar, dependiendo de las emisiones de NOx monitoreadas del motor.

Como también se muestra en la Figura 14A, el aire de alta presión es canalizado a través del colector del compresor de alta presión (1446) del compresor de alta presión (1432) hacia el colector de admisión (1444) . Por lo tanto, el colector de admisión (1444) se mantiene a un nivel de alta presión predeterminado dictado por la salida del compresor de alta presión (1432). Para que los gases recirculados fluyan a través del conducto de EGR (1438), la presión en el colector de alta presión (1430) debe ser mayor que la presión en el colector de entrada (1444), como lo dicta la presión de salida del compresor de alta presión (1432) . En este respecto, las válvulas en los puertos de escape de alta presión (1406, 1408), son abiertas lo suficientemente a tiempo durante el descenso del pistón, cuando la presión residual aún existe en el pistón para crear una presión lo suficientemente alta en el colector de escape de alta presión (1430) para conducir los gases de escape del colector de escape de alta presión (1430) a través del conducto EGR (1438) . Como se comenta más adelante, las válvulas en los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) se abren en el punto en el que hay una pequeña cantidad de pérdida de energía en el proceso de la conducción de los pistones hacia abajo. El punto de apertura de las válvulas de alta presión es previo al punto muerto inferior, pero más allá del punto de torsión máxima del pistón en el cigüeñal, que es el punto en el que las varillas están sustancialmente a 90°. Este punto se da a aproximadamente 100°. La cantidad de torsión es proporcional al coseno del ángulo de las varillas, por lo que mientras más bajo esté el pistón cuando las válvulas de alta presión se abren, menos energía se pierde en la activación de los pistones. Sin embargo, existe una cantidad sustancial de presión residual que se queda en la cámara del cilindro, que puede ser vaciada de la cámara del cilindro a través de las válvulas de alta presión antes de alcanzar el punto muerto inferior, que se puede usar para guiar los gases de escape en el conducto EGR (1438) hacia la turbina de alta presión (1434). Al vaciar previamente el cilindro, usando las válvulas de alta presión de los puertos de escape de alta presión (1406, 1408), una gran cantidad de la presión residual en el cilindro es vaciada antes de abrir los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) . Cuando se abren, los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) son capaces de sacar la mayoría de la presión de los cilindros. De esta manera, la presión residual en los cilindros se usa para canalizar el gas de escape a través del conducto EGR (1438), para reducir las emisiones de NOx y para conducir la turbina de alta presión (1434), lo que añade potencia y eficiencia adicionales al motor .

Como también se muestra en la Figura 14A, los gases de escape del colector de escape de baja presión se usan para activar una turbina de baja presión (1420) del súper turbocargador de baja presión (1402). Los gases de escape emitidos por la turbina de alta presión (1434) se combinan con los gases de escape de baja presión de los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) para activar la turbina de baja presión (1420) . Los gases de escape de la turbina de baja presión (1420) son sacados por la salida de escape (1436) . La turbina de baja presión (1420) está conectada al compresor de baja presión (1418), que comprime el aire de la toma (1422) en una cantidad predeterminada. El conducto (1424) canaliza el aire comprimido del compresor de baja presión (1418) a la entrada del compresor de alta presión (1432), que funciona para comprimir aún más el aire presurizado en (1424) para producir aire comprimido de presión más alta, que es canalizado al colector de admisión (1444) mediante el colector del compresor de alta presión (1446) .

La Figura 14B ilustra una variación de la modalidad ilustrada en la Figura 14A. Como se ilustró en la Figura 14B, los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) están combinados en un colector de escape de alta presión que está conectado a la turbina de alta presión (1434). En otras palabras, todo el escape de alta presión de colector de escape de alta presión (1430) está aplicado a la turbina de alta presión (1432) . El compresor de alta presión (1432) recibe aire comprimido en un conducto (1424) del compresor de baja presión (1418) del súper turbocargador de baja presión (1402) que comprime el aire de la entrada (1422) . La salida del compresor de alta presión (1432) se alimenta al colector de admisión (1444) mediante el colector del compresor de alta presión (1446). El compresor de baja presión (1418) es activado por la turbina de baja presión (1420) que es activada por los gases de escape de baja presión, en el colector de escape de baja presión (1428), que son emitidos por los puertos de escape de baja presión (1410, 1412). Los gases de escape de la turbina de baja presión (1420) son sacados a través de la salida de escape (1436) . Los gases de alta presión del colector de escape de alta presión (1430) que activan la turbina de alta presión (1434), están conectados al conducto de recirculación de gases de escape (EGR por sus siglas en inglés) (1426) y transmitidos de vuelta al colector de admisión (1444). Los gases de alta presión del colector de escape de alta presión (1430) que conducen la turbina de alta presión (1434), no son sustancialmente reducidos en presión y tienen una presión lo suficientemente alta para insertar los gases de escape del conducto EGR (1426) al colector de admisión (1444) . La Figura 14B proporciona la mayor reducción en los gases NOx, debido a que esencialmente todos los gases de escape del colector de escape de alta presión (1430) son recirculados al colector de admisión (1444) .

Como se ilustra también en la Figura 14B, un portal de residuos se puede usar para eludir los gases de escape de alta presión del colector de escape de alta presión (1430) al conducto EGR (1426) . Los gases de escape de alta presión, en momentos, pueden estar muy calientes y/o pueden proporcionar gases de escape a una presión que provocarán sobremarcha a la turbina de alta presión (1434). En ese caso, el portal de residuos (1448) se puede abrir para alimentar una porción del gas de escape de alta presión del colector de escape de alta presión (1430) directamente a un conducto de EGR (1426). Además, una válvula EGR (1450) se puede añadir, la cual conecta el conducto EGR (1426) al colector de escape de baja presión (1428) . Si una cantidad suficiente de gases de escape se están alimentando a través del conducto EGR (1426), una porción de dichos gases puede ser dirigida del conducto EGR (1426) al colector de escape de baja presión (1428) a través de la válvula EGR (1450) . El exceso de gases del conducto EGR (1426) se pueden usar para operar la turbina de baja presión (1420) para agregar potencia adicional al motor al incrementar la presión del colector de entrada (1444) . El uso de la válvula EGR (1450) proporciona una manera adicional en la que los gases recirculados se pueden recuperar para agregar potencia adicional e incrementar la eficiencia de la operación del motor.

La Figura 14C ilustra otra modificación de las modalidades de las Figuras 14A y 14B. Como se muestra en la Figura 14C, la toma de aire (1422) es comprimida por el compresor de baja presión (1418). El aire comprimido del compresor de baja presión (1418) es alimentado por el conducto (1424) al colector de admisión (1444). Como también se ilustra en la Figura 14C, la segunda turbina de alta presión no se usa y todo el gas de recirculación es recirculado de los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) mediante el conducto EGR (1426) al colector de admisión (1444) . Los gases de escape de los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) se combinan en el conducto (1428) para operar la turbina de baja presión (1420) . Los gases de escape son después sacados en la salida de escape (1436) . Por lo tanto, todos los gases soplados hacia abajo de los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) son retroalimentados en el colector de admisión (1444) para crear una gran reducción en los gases NOx. Alternativamente, una válvula EGR (1450) se puede usar para canalizar una porción de los gases de escape en el conducto EGR (1426) al colector de escape de baja presión (1428), gue añade más potencia a la turbina de baja presión (1420) y reduce la cantidad de gases recirculados en el conducto EGR (1426). La válvula EGR (1450) se puede ajustar para ajustar la cantidad de gases de escape que son alimentados desde el conducto EGR (1426) al colector de escape de baja presión (1428). Este proceso puede ser benéfico si una cantidad suficiente de gases de escape son recirculados en el conducto EGR (1426) para reducir la salida de NOx del motor.

La Figura 14D es una gráfica de la elevación de la válvula, la presión del cilindro y la tasa de flujo contra la posición del pistón después del punto muerto superior. Como se muestra en la Figura 14D, la presión del cilindro (1450) estáticamente se reduce después del punto muerto superior, todo el camino hasta el trazo del pistón. La elevación de la válvula de alta presión (1456) crea el flujo de alta presión (1452). La elevación de la válvula de alta presión (1456) sucede en una rotación de alrededor de 100° y crea una gran sobretensión con soplado hacia abajo del flujo de alta presión (1452) que es sacado a través de los puertos de escape de alta presión (1406, 1408) (Figuras 14A, 14B y 14C) . La elevación de la válvula de baja presión se ilustra en la curva (1454). La elevación de la válvula de baja presión crea el flujo de baja presión (1458) en los puertos de escape de baja presión (1410, 1412) . Como resultado, la presión del cilindro (1450) es más reducida en el cilindro.

La Figura 14E es una gráfica PV de la presión del cilindro contra el volumen en el cilindro, a medida que el pistón se mueve hacia abajo y después hacia arriba en el cilindro. Casi cero representa el punto muerto superior, mientras que 1 representa el punto muerto inferior de la rotación del cilindro. Dos curvas se muestran en la Figura 14E. La curva (1464) representa la curva de la presión del cilindro contra el volumen para un motor que no usa el ciclo de Riley. La curva (1462) es una curva que ilustra la presión del cilindro contra el volumen en el cilindro para un dispositivo de ciclo de Riley, tal como se ilustra en las Figuras 14A-C. En el punto (1466) , la válvula de alta presión se abre en el dispositivo del ciclo de Riley, tal como se ilustra en las figuras 14A-C, y la presión es reducida. El área (1468), entre los puntos (1466, 1470), es representativa de la pérdida de energía al abrir la válvula de alta presión. Sin embargo, como se indica en la Figura 14E, en el punto (1472), la presión en el dispositivo del ciclo de Riley cae por debajo de la presión en un dispositivo que no es de ciclo de Riley y permanece por debajo de la presión del dispositivo que no es de ciclo de Riley todo el camino hasta el punto (1474). Entre (1472) y el punto (1474), hay menos presión en el cilindro, lo que resulta en menos contrapresión en el cilindro a medida que el cilindro se mueve del punto (1472) al punto (1474) . La gran cantidad de área entre la curva del ciclo de Riley (1462) y la curva normal (1464), entre los puntos (1472 y 1476), como se indica en (1478), es indicativa de la energía ahorrada por el movimiento del pistón en el cilindro en la presión más baja.

En una modalidad alternativa, un súper turbocargador se puede usar como una bomba de aire para después del tratamiento, así como para el motor, y elimina la necesidad de una bomba por separado sólo para el quemador .

En otra modalidad, un gobernador (no mostrado) es provisto para evitar la velocidad excesiva, manteni3endo al compresor fuera de una condición de sobretensión y controlando a la máxima eficiencia de la turbina y el compresor. Un súper turbocargador puede ser único de un turbocargador normal, debido a que el pico de la eficiencia de la turbina y el pico de la eficiencia del compresor pueden estar a la misma velocidad. El control de esta velocidad de eficiencia en el pico para un requerimiento de aceleración dado, puede ser modelado y programado en un gobernador electrónico. Un actuador puede proporcionar la gobernación, aunque un actuador no es necesario para la transmisión eléctrica.

En otra modalidad, el sistema de lubricación para el súper turbocargador jala un vacío hacia adentro del alojamiento, y por lo tanto, reduce las pérdidas aerodinámicas de los componentes de alta velocidad.

En otra modalidad alternativa, un súper turbocargador de doble embrague incluye una transmisión manual de cambios automáticos. Este tipo de transmisión cambia muy suavemente debido a que tiene un embrague en ambos extremos. La Figura 3C ilustra que la transmisión podría ser de muchos tipos diferentes.

En otra modalidad, las unidades de tracción para la transmisión y la reducción de velocidad del turboeje, se usan. Con cojinetes de bola, el fluido de la tracción trabaja como el lubricante también. Durante el súper cargado, el sistema mejora la aceptación de la carga, reduce las emisiones de hollín, proporciona un incremento de hasta un 30% en la torsión del extremo inferior y hasta un 10% de incremento en la potencia máxima. Durante la composición del turbo, el sistema proporciona economía de combustible mejorada de hasta un 10%, y controla la contrapresión. Para la reducción del tamaño del motor, el sistema proporciona 30% más de torsión de extremo inferior que permite que el motor sea de un 30 a un 50% más pequeña, teniendo una masa de motor inferior y economía de combustible de vehículo mejorada de un 17% o más. La Figura 15 ilustra la mejora de BSFC simulada para un motor a gas natural .

También, un catalizador, un DPF o hasta un quemador más DPF, se pueden posicionar al frente de la turbina del súper turbocargador para calentar el gas de escape a una temperatura más alta que el calor del motor. Las temperaturas más altas expanden el aire aún más, elevando la tasa de flujo a lo largo de la turbina. Aproximadamente un 22% de esta adición de calor puede convertirse en trabajo mecánico a través del súper turbocargador, asumiendo una eficiencia de turbina de 80%. Normalmente, el mayor volumen en el escape que es alimentado a la turbina, reduciría la respuesta de la turbina y crearía un retraso en la respuesta del turbo, o turbolag, aún mayor, pero el súper turbocargador sobrepasa este problema con la unidad de tracción (114) y la transmisión continuamente variable (116) activando la respuesta de la presión . Técnicas similares usando un convertidor catalítico se divulgan en la Solicitud de Patente Internacional No. PCT/US2009/051742, presentada el 24 de Julio de 2009 por Van Dyne, et al., titulada "Improving Fuel Efficiency for a Pistón Engine Using a Super-Turbocharger" que se incorpora en este documento específicamente mediante referencia por todas sus divulgaciones y enseñanzas.

La Figura 16 es una ilustración de una forma simplificada de una sola línea de una modalidad de un sistema de motor de alta eficiencia, súper turbocargado (1600) . Como será aparente para los expertos en la materia, a partir de la siguiente descripción, dicho sistema de motor súper turbocargado (1600) encuentra aplicabilidad particular en los motores a diesel, y algunos motores a gasolina de ignición de chispa, que se usan en vehículos de pasajeros y comerciales, y por lo tanto, los ejemplos ilustrativos aquí comentados usan dicho entorno para ayudar en el entendimiento de la invención. Sin embargo, el reconocimiento de que las modalidades del sistema (1600) tienen aplicabilidad a otros entornos operativos, tales como, por ejemplo, motores terrestres, de generación de energía, y otros motores terrestres, dichos ejemplos deberán ser considerados de manera ilustrativa y no de manera limitativa.

Como se muestra en la Figura 16, el súper turbocargador (1604) incluye una turbina (1606), un compresor (1608), y una transmisión (1610) que está conectada al cigüeñal (1612) del motor (1602) o a otras porciones del tren de propulsión. Mientras que no se requiere en todas las modalidades, la modalidad ilustrada en la Figura 16 también incluye un enfriador intermedio (1614) para incrementar la densidad del aire suministrado al motor (1602) desde el compresor (108) para incrementar aún más la potencia disponible del motor (1602) .

Los súper turbocargadores tienen ciertas ventajas de los turbocargadores. Un turbocargador usa una turbina que es activada por el escape del motor. Esta turbina está conectada a un compresor que comprime el aire de la toma que es alimentado a los cilindros del motor. La turbina en un turbocargador es activada por el escape del motor. Como tal, el motor experimenta un retraso en la aceleración desde que es acelerado por primera vez hasta que hay suficiente escape para girar la turbina para activar un compresor, que está mecánicamente conectado a la turbina, para generar suficiente aceleración. Para minimizar el retraso, se usan típicamente turbocargadores más pequeños y/o más ligeros. La baja inercia de los turbocargadores de bajo peso les permite girar muy rápidamente, minimizando así el retraso en el rendimiento.

Desafortunadamente, dichos turbocargadores más pequeños y/o de peso más ligero, pueden sobre-acelerar durante la operación del motor de alta velocidad cuando se produce una gran distribución de flujo del escape y temperatura. Para evitar dichas ocurrencias de sobre velocidad, los turbocargadores típicos incluyen una válvula de portal de residuos que está instalada en el tubo del escape corriente arriba de la turbina. La válvula del portal de escape es una válvula operada por presión que desvía algo del gas del escape alrededor de la turbina cuando la presión de salida del compresor excede un límite predeterminado. Este límite se configura a una presión que indica que el turbocargador está a punto de sobre-acelerar.

Desafortunadamente, esto resulta en una porción de la energía disponible de los gases de escape del motor que están siendo desperdiciados.

Reconociendo que los turbocargadores convencionales sacrifican el rendimiento de baja calidad para la potencia de punta, se crearon los dispositivos conocidos como súper turbocargadores. Uno de dichos súper turbocargadores se describe en la Patente Estadounidense No. 7,490,594, titulada "Super Turbocharger" emitida el 17 de Febrero de 2009, que se incorpora en este documento específicamente mediante referencia, debido a lo que divulga y enseña.

Como se comentó en la aplicación arriba referenciada, en un súper turbocargador, el compresor está activado por el cigüeñal del motor a través de una transmisión que está conectada al motor durante la operación del motor a baja velocidad cuando no está disponible suficiente gas de escape del motor calentado para activar la turbina. La energía mecánica suministrada por el motor al compresor reduce problema del retraso en la respuesta del turbo, o turbolag, que enfrentan los turbocargadores convencionales, y permite el uso de una turbina y compresor más grandes o eficientes.

El súper turbocargador (1604), ilustrado en la Figura 16, opera para suministrar el aire comprimido del compresor (1608) al motor (1602) sin sufrir del problema de la falta de respuesta del turbo o turbolag de un turbocargador convencional en la punta inferior y sin desperdiciar la energía disponible del calor del gas de escape del motor suministrado a la turbina (1606) que puede extraer la potencia de, y suministrar potencia a, el cigüeñal del motor (1612) para activar el compresor (1608) y para cargar la turbina (1606), respectivamente, durante varios modos de operación del motor (1602).

Durante el inicio, cuando los turbocargadores convencionales sufren un retraso debido a la falta de suficiente potencia del calor del escape del' motor para activar la turbina, el súper turbo cargador (1604) proporciona una acción de súper carga en donde la potencia es tomada del cigüeñal (162) a través de la transmisión del súper turbocargador (1610) para activar el compresor (1608) para proporcionar suficiente aceleración al motor (1602) . A medida que el motor llega a su velocidad y la cantidad de potencia disponible del calor del gas de escape del motor es suficiente para activar la turbina (1606), la cantidad de potencia tomada del cigüeñal (1612) por la transmisión (1610) se reduce. Después, la turbina (1606) continúa suministrando potencia al compresor (1608) para comprimir la toma de aire para su uso por el motor (1602).

A medida que incrementa la velocidad del motor, la cantidad de potencia disponible del calor del gas del escape del motor se incrementa hasta el punto en el que la turbina (1606) excedería la velocidad en un turbocargador convencional. Sin embargo, con el súper turbocargador (1604), el exceso de energía provisto por el calor del gas del escape del motor a la turbina (1606) es canalizado a través de la transmisión (1610) al cigüeñal del motor (1612) mientras que se mantienen el compresor (1608) a la velocidad apropiada para suministrar la aceleración ideal al motor (1602) . Mientras más potencia de salida esté disponible del calor del gas de escape del motor (1602), más potencia se genera por la turbina (1606) que es canalizada a través de la transmisión (1610) al cigüeñal (1612), mientras mantiene la aceleración óptima disponible del compresor (1608). Esta carga de la turbina (1606) por la transmisión (1610), evita que la turbina (1606) exceda la velocidad y maximiza la eficiencia de la potencia extraída de los gases de escape del motor. Como tal, no se requiere un portal de residuos convencional.

Mientras que la cantidad de potencia disponible para activar la turbina (1606) en una aplicación convencional de súper turbocargador, está limitada estrictamente a la cantidad de potencia disponible del escape del motor, la turbina (1606) es capaz de generar significativamente más potencia si la energía térmica y el flujo de masa suministrada a los álabes de la turbina puede ser completamente utilizada y/o incrementada. Sin embargo, la turbina (1606) no puede operar por encima de cierta temperatura sin causar daño, y el flujo de masa está convencionalmente limitado a los gases de escape que salen del motor (1602) .

Tras reconocer esto, la modalidad del sistema (1600) protege la turbina (1606) de altas temperaturas transitorias al colocar un filtro de partículas diesel catalizado (1616) corriente arriba de la turbina (1606) . En una modalidad, el filtro de partículas diesel catalizado se coloca corriente arriba de la turbina cerca del colector de escape que permite las reacciones exotérmicas que resultan en un incremento en la temperatura del gas de escape durante la alta velocidad sostenida o la operación de carga del motor. Usando un filtro de partículas diesel catalizado, la energía se puede recuperar del hollín, hidrocarburos y monóxido de carbono que se queman en el filtro de partículas diesel catalizado (1616) para añadir potencia al súper turbocargador que está localizado corriente abajo del filtro de partículas diesel catalizado (1616) . La recuperación de energía se puede lograr de un filtro de partículas diesel catalizado que tiene una capacidad de flujo muy restringida, con casi un 100% de recolección de hollín, o mediante el uso de un filtro de partículas diesel catalizado digital de flujo. Un filtro de partículas diesel catalizado digital de flujo que solo recolecta alrededor de la mitad del hollín y permite que la otra mitad pase a través del mismo. Ambos tipos de filtros de partículas digitales están catalizados para que sus emisiones se quemen a una temperatura razonablemente baja. La catalización del filtro de partículas digital se logra al proporcionar un recubrimiento de platino a los elementos del filtro de partículas que asegura que el hollín, los hidrocarburos y el monóxido de carbono se queman a bajas temperaturas. Adicionalmente, es posible el uso de un filtro de partículas diesel y un quemador, para quemar el hollín del filtro de partículas digital corriente arriba del súper turbocargador . Los motores a gasolina típicamente no tienen suficiente hollín para requerir un filtro de partículas diesel. Sin embargo, algunos motores a gasolina de inyección directa, producen suficiente hollín y otras partículas por lo que el uso de un filtro de partículas puede ser beneficioso, y el uso de un filtro de partículas diesel catalizado puede ser desplegado en la manera aquí divulgada .

Para enfriar el gas de escape, antes de llegar a la turbina, una porción del aire comprimido generado por el compresor es alimentada directamente a la corriente ascendente del escape de la turbina, mediante una válvula de control (1618), y añadida a los gases de escape del motor que salen de filtro de partículas diesel catalizado (1616) . La toma de aire más fría expande y enfría los gases de escape y añade masa adicional al flujo de los gases de escape, lo que añade potencia adicional a la turbina (1606) como se describe a mayor detalle más adelante. A medida que se proporciona más aire de enfriamiento a los gases de escape caliente para mantener la temperatura del flujo combinado a la turbina (1606) a la temperatura óptima, la energía y el flujo de masa que es administrado a los álabes de la turbina también incrementa. Esto incrementa significativamente la potencia suministrada por la turbina para activar el cigüeñal del motor.

Para no interferir con la reacción estoiquiométrica dentro del filtro de partículas diesel catalizado (1616), el aire de retroalimentación del compresor es añadido corriente abajo del filtro de partículas diesel catalizado (1616). En dicha modalidad, el gas de escape del motor es pasado a través del filtro de partículas diesel catalizado (1616) y la temperatura del gas de escape es incrementada por la reacción exotérmica. El aire de retroalimentación comprimido después es añadido y se expande para que el flujo total de masa suministrado a la turbina sea incrementado. Las modalidades de la presente invención controlan la cantidad de aire de retroalimentación comprimido suministrado para enfriar el escape y para accionar la turbina para asegurar que la combinación del aire de retroalimentación comprimido más frío y los gases de escape del motor sean administrados a la turbina a una temperatura óptima para la operación del álabe de la turbina.

Debido a que el filtro de partículas diesel catalizado (1616), ilustrado en la Figura 16, tiene una masa térmica mayor a los gases de escape del motor (1602), el filtro de partículas diesel catalizado (1616) opera inicialmente como un amortiguador térmico, el cual evita que un pico térmico de mayor temperatura llegue a la turbina (1606) . Sin embargo, debido a que las reacciones en el filtro de partículas diesel catalizado (1616) son de naturaleza exotérmica, la temperatura de los gases de escape que salen del filtro de partículas diesel catalizado (1616) son mayores a las del gas de escape que ingresa al filtro de partículas diesel catalizado (1616) . Siempre que la temperatura del gas de escape que entra a la turbina permanezca por debajo de la temperatura de operación máxima de la turbina (1606), no hay problema alguno.

Sin embargo, durante la operación de alta carga y alta velocidad sostenida del motor (1602), las temperaturas de salida del gas de escape convertido del filtro de partículas diesel catalizado (1616), puede exceder la temperatura de operación máxima de la turbina (1616) . Como se estableció anteriormente, la temperatura de los gases de escape que salen del filtro de partículas diesel catalizados (1616) es reducida suministrando una porción del aire comprimido del compresor (1608) mediante una válvula de retroalimentación (1618), y mezclados con los gases de escape que salen del filtro de partículas diesel catalizado (1616) . Se logra una economía de combustible significativamente mejorada al no usar el combustible como un refrigerante durante dichas condiciones, como se hace en los sistemas convencionales. Adicionalmente, la operación de la transmisión es controlada para permitir que el compresor (1608) suministre una cantidad suficiente de aire comprimido para proporcionar una aceleración óptima al motor (1602) y la retroalimentación del aire comprimido a la turbina (1606) mediante la válvula de retroalimentación (1618) . El exceso de potencia generada por la turbina (1606) que resulta del flujo de masa incrementado del aire comprimido a través de la turbina, es canalizado a través de la transmisión (1610) al cigüeñal (1612), incrementando aún más la eficiencia del combustible.

La temperatura de salida del aire comprimido del compresor (1608) típicamente está entre alrededor de 200°C a 300 °C. Una turbina convencional puede operar óptimamente para extraer potencia de los gases a aproximadamente 950°C, pero no a más sin distorsión o posible falla. Debido a los limites del material de los álabes de la turbina, la potencia óptima se logra a aproximadamente 950°C. Debido a que los materiales limitan las temperaturas del gas de escape a alrededor de 950°C, suministrar más aire para incrementar el flujo de masa a través de la turbina a la temperatura limite, e . , 950 °C, incrementa el rendimiento de la turbina.

Mientras que dicho flujo de aire de retroalimentación comprimido a 200°C a 300 °C sirve para reducir la temperatura del gas de escape que sale del filtro de partículas diesel catalizado (1616), se reconoce que la máxima potencia de la turbina (1606) se puede suministrar cuando la temperatura y el flujo de masa son maximizados dentro de los límites térmicos de la turbina (1606) . Como tal, en una modalidad, la cantidad de aire de retroalimentación es controlada para que la combinación del gas de escape y el aire de retroalimentación se mantenga en o cerca de la temperatura máxima de operación de la turbina para que la cantidad de potencia administrada a la turbina sea maximizada o significativamente incrementada. Debido a que todo este exceso de potencia no es normalmente requerido por el compresor (1608) para suministrar la aceleración óptima al motor (1602) y para suministrar el aire de retroalimentación del compresor mediante una válvula de retroalimentación (1618), el exceso de potencia se puede transferir mediante la transmisión (1610) al cigüeñal (1612) del motor (1602) para asi incrementar la eficiencia global o potencia del motor (1602) .

Como se comentó anteriormente, en una modalidad, la conexión del aire de retroalimentación del compresor mediante una válvula de retroalimentación (1618) usa un filtro de partículas diesel catalizado (1616) como el amortiguador térmico entre el motor (1602) y la turbina (1606) . Como tal, el suministro de aire del compresor es provisto corriente abajo del filtro de partículas diesel catalizado (1616) para no interrumpir la reacción estoiquiométrica dentro del filtro de partículas diesel catalizado (1616). Esto es, en modalidades que usan un filtro de partículas diesel catalizado (1616), el suministro al compresor con aire de retroalimentación corriente arriba del filtro de partículas diesel catalizado (1616) , resultaría en el exceso de suministro de oxígeno al filtro de partículas diesel catalizado (1616), evitando así que el filtro de partículas diesel catalizado (1616) genere una reacción estoiquiométrica que se requiere para la operación adecuada.

Debido a que la eficiencia óptima de la generación de potencia por parte de la turbina (1606) se logra cuando la temperatura de la mezcla de gas del aire de retroalimentación del compresor en los álabes de la turbina es maximizado (dentro de los limites materiales de la turbina) , la cantidad de aire de retroalimentación del compresor admitida por la válvula de retroalimentación (1618), está limitada para no reducir la temperatura significativamente por debajo de dicha temperatura optimizada. Como el filtro de partículas diesel catalizado (1616) produce más energía térmica a través de una reacción exotérmica y la temperatura de los gases de escape convertidos del filtro de partículas diesel catalizado (1616) se incrementa a una temperatura por arriba de la temperatura de operación máxima de la turbina (1606), más aire de retroalimentación del compresor se puede suministrar mediante una válvula de retroalimentación (1618) que incrementa el flujo de masa y la energía suministrada a la turbina (1606) . Debido a que la cantidad de energía térmica generada por el filtro de partículas diesel catalizado (1616) se reduce, la cantidad del aire de retroalimentación del compresor suministrada por la válvula de retroalimentación (1618) también se puede reducir para evitar el suministro de más aire del necesario, lo que resulta en el mantenimiento de la temperatura de la mezcla de gas en la condición de operación óptima.

En otra modalidad, el sistema usa la válvula de retroalimentación (1618) para la retroalimentación del aire del compresor más frío en el escape enfrente de la turbina a baja velocidad, condiciones de operación de alta carga para evitar la sobretensión del compresor. La sobretensión del compresor sucede cuando la presión del compresor se eleva pero el flujo de masa permitido en el motor es bajo como resultado del giro del motor a bajas y rpm y que no requiere mucho flujo de la toma de aire. La sobretensión (o desplazamiento aerodinámico) del compresor que resulta del bajo flujo del aire a través de los álabes del compresor, hace que la eficiencia del compresor caiga muy rápidamente. En el caso de un turbocargador normal, la suficiente sobretensión puede detener el giro de la turbina. En el caso de un súper turbocargador, es posible usar la potencia del cigüeñal del motor forzar al compresor a sobretensión. La apertura de la válvula de retroalimentación (1618) permite que una porción del aire comprimido se retroalimenta alrededor del motor. Este flujo de retroalimentación trae al compresor fuera de sobretensión y permite que una mayor presión de aceleración llegue al motor (1602), permitiendo asi que el motor (1602) genere más potencia de lo que normalmente seria posible a bajas velocidades del motor. La inyección del aire comprimido en el escape enfrente de la turbina, conserva el flujo de masa total a través del compresor por lo que todo el flujo llega a la turbina, lo que minimiza la potencia necesaria del motor para supercargarse a un nivel de aceleración de alta presión .

En otra modalidad, una válvula de control de inicio frío adicional (1620) se puede incluir para la operación durante los inicios fríos de motor rico. Durante dicho inicio frío de motor, los gases de escape del motor (1602) incluyen típicamente combustible no guemado en exceso. Debido a gue esta mezcla rica no es estoiquiométrica, el filtro de partículas diesel catalizado (1616) no es capaz de reducir completamente los hidrocarburos no quemados (ÜHC por sus siglas en inglés) en el gas de escape. Durante dichos momentos, la válvula de control de inicio frío (1620) se puede abrir para proporcionar aire de retroalimentación del compresor a la entrada del filtro de partículas diesel catalizado (1616) para suministrar el oxígeno extra necesario para bajar la mezcla rica a niveles estoiquiométricos . Esto permite que el filtro de partículas diesel catalizado (1616) se apague más rápidamente y reduzca más eficientemente las emisiones durante el evento de inicio en frío. Si el motor está inactivo, un turbocargador normal no tendría presión de aceleración para poder suministrar el aire de retroalimentación. Sin embargo, la proporción de transmisión de la transmisión (1610) se puede ajustar para que de la suficiente velocidad al compresor para generar la presión necesaria para que el aire fluya a través de la válvula (1620). En este sentido, la señal de control (1624) se puede usar para ajustar la proporción de la transmisión (1610) para que se pueda proporcionar suficiente velocidad rotacional del eje guia del motor (1612) al compresor (1608) durante la inactividad, especialmente durante un inicio en frió, para comprimir suficiente aire para que fluya a través de la válvula de inicio en frío (1620) y encender el filtro de partículas diesel catalizado (1616) con una cantidad de oxígeno suficiente.

El requerimiento para el oxígeno adicional típicamente está limitado en un evento de inicio en frío, y frecuentemente dura sólo de 30 a 40 segundos. Muchos vehículos incluyen actualmente una bomba de aire por separado para suministrar este oxígeno durante el evento de inicio en frío, con costos y pesos significativos en comparación con la cantidad limitada de tiempo que dicha bomba de aire requiere para operar. Al reemplazar la bomba de aire separada con la simple válvula de control de inicio en frío (1620), se logran ahorros en costos, peso y complejidad significativos. Debido a que el súper turbocargador (1604) puede controlar la velocidad del compresor (1608) mediante la transmisión (1610), la válvula de inicio en frío (1620) puede comprender una simple válvula de encendido/apagado. La cantidad de aire suministrado durante el evento de inicio en frío puede entonces ser controlada al controlar la velocidad del compresor (1608) mediante la transmisión (1610) bajo la operación de la señal de control (1624).

La válvula de control de inicio en frió (1620) también se puede usar durante periodos de operación de temperatura extremadamente alta si se usa el combustible como un refrigerante dentro del motor y/o para el filtro de partículas diesel catalizado (1616), a pesar del efecto negativo en la eficiencia del combustible. En tales situaciones, la válvula de control de inicio en frío (1620) será capaz de suministrar el oxígeno extra necesario para bajar de nuevo el escape rico a niveles estoiquiométricos para permitir que el filtro de partículas diesel catalizado (1616) reduzca de manera adecuada las emisiones de hidrocarburo no quemado en el escape. Esto proporciona un beneficio significativo al ambiente sobre los sistemas previos .

En modalidades en donde la válvula de control de inicio frío (1620) es una válvula de encendido/apagado, el sistema puede modular la válvula de control de inicio frío (1620) para que varíe la cantidad de aire comprimido suministrado para bajar el escape a niveles estoiquiométricos. Otros tipos de válvulas de control de flujo variable también se pueden usar para lograr esta misma función.

La Figura 16 también divulga un controlador (1640) . El controlador (1640) controla la operación de la válvula de retroalimentación (1618) y la válvula de inicio en frío (1620) . El controlador (1640) opera para optimizar la cantidad de flujo de aire a través de la válvula de retroalimentación (1618) para diferentes condiciones. La cantidad de aire que fluye a través de la válvula de retroalimentación (1618) es la cantidad mínima de flujo de aire que es necesaria para obtener una condición específica deseada, como se describió anteriormente. Existen dos condiciones específicas en las que el controlador (1640) opera la válvula de retroalimentación (1618), que son: 1) el límite de sobretensión del compresor para un requerimiento de aceleración dado está próximo a bajas rpm, alta carga del motor; y, 2) la temperatura de la mezcla de gas está próxima a entrar a la turbina (1606) a altas rpm, condiciones de alta carga.

Como se muestra en la Figura 16, el controlador (1640) recibe la señal de temperatura de la mezcla de gas (1630) de un sensor de temperatura (1638) que detecta la temperatura de la mezcla de gas del aire enfriador suministrado del compresor (1608) que está mezclado con los gases calientes de escape producidos por el filtro de partículas diesel catalizado (1616) . Además, el controlador (1640) detecta la señal de presión de la toma de aire comprimido (1632) que se genera por el sensor de presión (1636) que está dispuesto en el conducto de aire comprimido que es suministrado del compresor (1608) . Además, una señal de velocidad del motor (1626) y una señal de carga del motor (1628) que son suministrados desde el motor (1602) o un acelerador, son administradas al controlador (1640) .

Con respecto al control de la temperatura de la mezcla de gas que es suministrada a la turbina (1606) a alta velocidad, condiciones de alta carga, el controlador (1640) limita la temperatura de la mezcla de gas a una temperatura que maximiza la operación de la turbina (1606) sin ser tan alta como para dañar los mecanismos de la turbina (1606) . En una modalidad, una temperatura de aproximadamente 925°C es una temperatura óptima para que la mezcla de gas opere la turbina (1606) . Una vez que la temperatura de la mezcla de gas que es alimentada en la turbina (1606) empieza a exceder los 900°C, la válvula de retroalimentación (1618) se abre, para permitir que el aire comprimido del compresor (1608) enfrie los gases calientes de escape del filtro de partículas diesel catalizado (1616) antes de pasarlo hacia la turbina (1606) . El controlador (1640) puede estar diseñado a una temperatura objetivo de aproximadamente 925 °C, con un límite superior de 950 °C y un límite inferior de 900°C. El límite de 950°C es uno en el que el daño a la turbina (1606) puede darse, al usar materiales convencionales. Por supuesto, el controlador puede ser diseñado para otras temperaturas, dependiendo de los tipos particulares de los componentes y materiales usados en la turbina (1606). Un dispositivo lógico de control derivado integral proporcional (PID por sus siglas en inglés) se puede usar en el controlador (1640) para producir estos resultados controlados.

El beneficio de controlar la temperatura de la mezcla de gas que ingresa a la turbina (1606), es que el uso del combustible en el escape para limitar las temperaturas de acceso de la turbina de la mezcla de gas, es eliminado. Usando el flujo del aire comprimido del enfriador para enfriar los gases calientes del escape del filtro de partículas diesel catalizado (1616), requiere de una gran cantidad de aire, que contiene una gran masa para lograr las temperaturas más frías deseadas de la mezcla de gas. La cantidad de aire que es requerida para enfriar los gases de escape calientes del filtro de partículas diesel catalizado (1616) es grande, debido a que el aire comprimido más frío del compresor (1608) no es un buen refrigerante, especialmente cuando se compara con el combustible líquido que es insertado en el gas de escape. Los gases calientes de escape de la salida del filtro de partículas diesel catalizado (1616), hacen que el gas comprimido más frío del compresor (1608) se expanda para crear la mezcla del gas. Debido a que una gran masa del aire comprimido más frió del compresor (1608) se requiere para bajar la temperatura de los gases de escape calientes del filtro de partículas diesel catalizado (1616), un gran flujo de masa de la mezcla de gas fluye a través de la turbina (1606), lo que incrementa en gran medida la salida de la turbina (1606). La potencia de la turbina se incrementa por la diferencia de la potencia creada por el diferencial del flujo de masa menos el trabajo requerido para comprimir el aire comprimido que fluye a través de la válvula de retroalimentación (1618). Al obtener la señal de temperatura de la mezcla de gas (1630) del sensor de temperatura (1638) y al controlar la adición de aire comprimido por la válvula de retroalimentación (1618), no se excede la temperatura máxima.

El controlador (1640) también controla la válvula de retroalimentación (1618) para limitar la sobretensión en el compresor (1608) . El límite de sobretensión es un límite que varía como una función de la presión de aceleración, el flujo del aire a través del compresor y el diseño del compresor (1608). Los compresores, tal como el compresor (1608), que se usan típicamente en los turbocargadores , exceden un límite de sobretensión cuando el flujo de la toma de aire (1622) es bajo y la proporción de presión entre la toma de aire (1622) y el aire comprimido, es alta. En los súper turbocargadores convencionales, el flujo de la toma de aire (1622) es bajo cuando la velocidad del motor (rpm) (1626) es baja. A rpms bajas, cuando no se usa el aire comprimido en grandes volúmenes por parte del motor (1602, el flujo de masa de la toma de aire (1622) es bajo y la sobretensión sucede debido a que el compresor giratorio (1608) no puede empujar el aire a un conducto de alta presión sin un flujo razonable de toma de aire (1622) . La válvula de retroalimentación (1618) permite el flujo a través del conducto del aire comprimido (1609) y evita o reduce la sobretensión en el compresor (1608) . Una vez que la sobretensión en el compresor (1608) sucede, la presión en el conducto de aire comprimido (1609) no puede ser mantenida. Por lo tanto, a bajas rpm, las condiciones de operación de alta carga del motor (1602), la presión del aire comprimido en el conducto de aire comprimido (1609), puede caer por debajo de los niveles deseados. Al abrir la válvula de retroalimentación (1618), el flujo de la toma de aire (1622) a través del compresor (1608), es incrementado, especialmente a bajas rpm, condiciones de operación de alta carga del motor, lo que permite que se logre el nivel deseado de aceleración en el conducto de aire comprimido (1609) . La válvula de retroalimentación (1618') puede ser simplemente abierta hasta que se logre la presión deseada en el conducto de aire comprimido (1609) . Sin embargo, al simplemente detectar la presión de aceleración en el conducto de aire comprimido (1609), la sobretensión sucederá antes de que la válvula de retroalimentación (1618) sea abierta para sacar al compresor (1608) de la condición de sobretensión.

Es preferible, sin embargo, determinar un limite de sobretensión y abrir la válvula de retroalimentación (1618) previamente, antes de la ocurrencia de una condición de sobretensión. Para un nivel dado de rpm y de aceleración deseado, un limite de sobretensión se puede determinar. La válvula de retroalimentación (1618) puede empezar a abrirse antes de que el compresor (1608) alcance un limite de sobretensión calculado. La apertura de la válvula oportuna permite que el compresor empuje a una presión de aceleración más alta más rápidamente, debido a que el compresor se queda más cerca a los puntos de eficiencia más altos de los parámetros operacionales del compresor. La rápida elevación de presión de aceleración a bajas rpm, puede lograrse asi. Al abrir la válvula antes de que suceda la sobretensión, se puede lograr también un sistema de control estable.

La apertura de la válvula de retroalimentación (1618) de esta manera para mejorar la capacidad de respuesta del motor (1602), se logra permitiendo que el motor (1602) llegue a una presión de aceleración más alta más rápidamente cuando el motor (1602) está a menos rpm. El compresor (1608) también es más eficiente, lo que resulta en menos trabajo para que la transmisión (1610) logre la súper carga. El control del limite de la sobretensión puede ser modelado dentro de un código de simulación de control con base en un modelo estándar, tal como MATLAB. El modelado de esta manera permitirá la simulación del controlador (1640) y la auto-codificación de algoritmos para el controlador (1640) .

Un sistema de control basado en un modelo, tal como el descrito anteriormente, es único, debido a que la utilización de la transmisión (1610) para controlar la rotación de la turbina (1606) y el compresor (1608), tendrá presión de aceleración sin retraso en la respuesta del turbo, o turbolag. En otras palabras, la transmisión (1610) puede extraer energía rotacional del cigüeñal (1612) para guiar al compresor (1608) para lograr una aceleración deseada en el conducto de aire comprimido (1609) muy rápidamente y antes de que la turbina (1606) genere la suficiente energía mecánica para guiar al compresor (108) a dicho nivel deseado. De esta manera, los controles en un turbocargador convencionales para reducir el retraso son reducidos o eliminados. El control del controlador (1640) basado en modelo, debería ser diseñado para mantener la óptima eficiencia del controlador (1608) dentro de los parámetros operacionales del compresor (108).

El modelo de control del controlador (1640) también debería ser cuidadosamente modelado en los parámetros operacionales de presión, como está trazado contra el flujo de masa permitido por el motor para una velocidad objetivo y carga dadas, en las que la velocidad objetivo y la carga pueden definirse en relación con la posición del acelerador del vehículo. Como se muestra en la Figura 16, la señal de velocidad del motor (1626) puede ser obtenida del motor (1602) y es aplicada al controlador (1640). Similarmente, la señal de carga del motor (1628) se puede obtener del motor (1602) y aplicar a un controlador (1640) . Alternativamente, estos parámetros se pueden obtener de un sensor ubicado en el acelerador del motor (no mostrado). La válvula de retroalimentación (1618) puede ser después operada en respuesta a una señal de control (1642) generada por el controlador (1640) . El sensor de presión (1636) genera la señal de presión de toma de aire comprimido (1632) que es aplicado al controlador (1640), que calcula la señal de control (1642) en respuesta a la señal de velocidad del motor (1626), la señal de carga del motor (1628), y la señal de presión de toma de aire comprimido (1632).

Durante las condiciones operacionales del motor (1602), en el que un limite de sobretensión no está siendo logrado por el compresor (1608) y la temperatura de la mezcla de gas, como fue detectada por el sensor de temperatura (1638) no se alcanza, la válvula de retroalimentación (1618) se cierra para que el sistema trabaje como un sistema súper turbocargado convencional. Esto sucede sobre una mayoría de los parámetros de operación del motor (1602). Cuando las condiciones de alta carga y bajas rpm del motor (1602) suceden, la válvula de retroalimentación (1618) se abre para evitar la sobretensión. Similarmente, a altas rpm, condiciones de operación de alta carga del motor (1602), se producen altas temperaturas en los gases de escape en la salida del filtro de partículas diesel catalizado (1616), por lo que la válvula de retroalimentación (1618) debe estar abierta para reducir la temperatura de la mezcla de combustible aplicada a la turbina (1606) por debajo de una temperatura que provocaría daños a la turbina (1606).

La Figura 17 es un diagrama detallado de la modalidad del sistema de motor súper turbocargado de alta eficiencia (1600) ilustrado en la Figura 16. Como se muestra en la Figura 17, el motor (1602) incluye un súper turbocargador que ha sido modificado, como se describió anteriormente con respecto a la Figura 16, para proporcionar eficiencia global mayor que los motores súper-turbocargados convencionales, asi como para proporcionar una eficiencia alta, óptima en condiciones de bajas rpm, y de operación de alta carga, y eficiencia alta, óptima, en condiciones de altas rpm y alta carga. El súper turbocargador incluye una turbina (1606) que está mecánicamente conectada por un eje a un compresor (168) . El compresor (1608) comprime la toma de aire (1622) y suministra la toma de aire comprimido al conducto (1704). El conducto (1704) está conectado a la válvula de retroalimentación (1618) y al enfriador intermedio (1614). Como se divulgó anteriormente, el enfriador intermedio (1614) funciona para enfriar el aire comprimido, que se calienta durante el proceso de compresión. El enfriador intermedio (1614) está conectado al conducto de aire comprimido (1726) que a su vez, está conectado al colector de admisión (no mostrado) del motor (1602) . El sensor de presión (1636) está conectado al conducto de aire comprimido (1704) para detectar la presión y suministrar una lectura de presión a través de la señal de presión de toma de aire comprimido (1632), que se aplica al controlador (1640). La válvula de retroalimentación (1618) está controlada por una señal de control de válvula de retroalimentación (1642) generada por el controlador (1640), como se divulga anteriormente. Bajo ciertas condiciones de operación, la válvula de retroalimentación (1618) se abre para suministrar aire comprimido del conducto de aire comprimido (1704) a una cámara mezcladora (1706) .

Como se muestra en la modalidad de la Figura 17, la cámara mezcladora (1706) simplemente comprende una serie de aberturas (1702) en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708), que está rodeado por el conducto de aire comprimido (1704), para que el aire comprimido suministrado del conducto de aire comprimido (1704) pase a través de las aberturas (1702) para mezclarse con los gases de escape en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708). Cualquier tipo deseado de cámara mezcladora se puede usar para mezclar el aire comprimido más frío con los gases de escape para reducir la temperatura de los gases de escape. El sensor de temperatura (1638) está ubicado en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708) para medir la temperatura de los gases de escape en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708) . El sensor de temperatura (1638) suministra una señal de temperatura de mezclado de gas (1630) al controlado (1640), que controla la válvula de retroalimentación (1618) para asegurar que la temperatura de los gases de escape en el conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (208) no exceda una temperatura máxima que dañaría la turbina (1606). El filtro de partículas diesel catalizado (1616) está conectado al colector de escape (1710) a manera de un conducto de entrada del filtro de partículas diesel catalizado (1714). Al colocar el filtro de partículas diesel catalizado (1616) cerca del colector de escape (1710) , los gases calientes de escape del motor, fluyen directamente en el filtro de partículas diesel catalizado (1616), que ayuda en la activación del filtro de partículas diesel catalizado (1616) . En otras palabras, la ubicación próxima del filtro de partículas diesel catalizado (1616) cerca de la salida de los gases de escape del motor, no permite que los gases de escape se enfríen sustancialmente antes de entrar al filtro de partículas diesel catalizado (1616), lo que incrementa el rendimiento del filtro de partículas diesel catalizado (1616). A medida que los gases de escape pasan a través del filtro de partículas diesel catalizado (1616), el filtro de partículas diesel catalizado (1616) añade calor adicional a los gases de escape. Estos gases de escape muy calientes en la salida del filtro de partículas diesel catalizado (1616), son suministrados al conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (208) y son enfriados en la cámara mezcladora (1706) con la toma de aire comprimido del conducto de aire comprimido (1704). Dependiendo de la temperatura de los gases de escape muy calientes que se producen en la salida del filtro de partículas diesel catalizado (1616), que varía dependiendo de las condiciones de operación del motor (1602), una cantidad diferente de toma de aire comprimido será añadida al gas de escape durante las condiciones de alta velocidad, de alta carga. Durante condiciones de baja velocidad del motor, de alta carga del motor, la válvula de retroalimentación (1618) también funciona para permitir que la toma de aire fluya a través del compresor para evitar la sobretensión. La sobretensión es similar al desplazamiento aerodinámico de los álabes del compresor, lo que sucede como resultado de las condiciones de bajo flujo a través del compresor durante condiciones de baja velocidad del motor. Cuando sucede la sobretensión, la presión en el colector de admisión (no mostrado) , cae debido a que el compresor (1608) no es capaz de comprimir la toma de aire. Al permitir que el aire fluya a través del compresor (1608) como resultado de la apertura de la válvula de retroalimentación (1618), la presión se puede mantener en el colector de admisión para que, cuando se requiera una alta torsión a bajas velocidades del motor, la alta torsión se pueda lograr debido a la presión del colector de alta toma .

Como se divulga anteriormente, cuando el motor está operando en condiciones de alta velocidad, de alta carga, el filtro de partículas diesel catalizado (1616) hace que una gran cantidad de calor sea generada en los gases de escape que son suministrados al conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708) . Al suministrar la toma de aire comprimido, más frío, al conducto de salida del filtro de partículas diesel catalizado (1708), los gases de escape calientes bajo condiciones de alta velocidad, de alta carga, son enfriados . A medida que la carga y la velocidad del motor incrementan, se producen gases más calientes y se requiere más del aire comprimido del conducto (1704). Si la turbina (1606) no proporciona suficiente energía rotacional para guiar el compresor, tal como bajo condiciones de baja velocidad, de alta carga, el cigüeñal del motor (1612) puede suministrar energía rotacional al compresor (1608) mediante la banda de accionamiento (1722), la polea de accionamiento (1718), el eje (1724), la transmisión continuamente variable (1716) y la transmisión (1728). Nuevamente, cualquier porción del tren de propulsión se puede usar para suministrar energía rotacional al compresor (1608) y la Figura 17 divulga una implementacion de acuerdo con una modalidad divulgada.

Como también se ilustra en la Figura 17, una válvula de inicio frío (1620) también está conectada al conducto de aire comprimido (1704) que, a su vez, está conectada al conducto de inicio en frió (1712). El conducto de inicio en frió (1712) está conectado al conducto de entrada del filtro de partículas diesel catalizado (1714), que está corriente arriba del filtro de partículas diesel catalizado (1716). El propósito de la válvula de inicio en frío es el de proporcionar una toma de aire comprimido a la entrada del filtro de partículas diesel catalizado (1616) durante las condiciones de inicio, como se divulga anteriormente. Bajo condiciones de inicio, antes de que el filtro de partículas diesel catalizado (1616) alcance las temperaturas operacionales completas, se proporciona oxígeno adicional mediante el conducto de inicio en frío (1712), para iniciar el proceso catalítico. El oxígeno adicional que se proporciona mediante el conducto de inicio en frío (1712) ayuda en la iniciación del proceso catalítico. El controlador (1640) controla la válvula de inicio en frío (1620) mediante la señal del control de la válvula de inicio en frío (1644) en respuesta a la señal de velocidad del motor (1626), la señal de la carga del motor (1628), y la señal de la temperatura de la mezcla de gas (1630) .

Por lo tanto, el motor súper turbocargado (1600) de alta eficiencia, opera de una manera similar al súper turbocargador, a excepción de que la válvula de retroalimentación (1618) suministra una porción del aire comprimido del compresor a la entrada de la turbina por dos razones. Una razón, es para enfriar los gases de escape antes de que entren a la turbina, para que toda la energía de los gases de escape se pueda usar y no se necesite un portal de residuos bajo condiciones de alta velocidad, alta carga. La otra razón, es la de proporcionar un flujo de aire a través del compresor para evitar la sobretensión en condiciones de bajo rpm, alta carga. Además, el filtro de partículas diesel catalizado puede estar conectado en la corriente del escape antes de que los gases de escape alcancen la turbina, para gue el calor generado por el filtro de partículas diesel catalizado (1616) se pueda usar para guiar la turbina (1606), y expandir la toma de aire comprimido que está mezclada con los gases calientes del filtro de partículas diesel catalizado (1616), que incrementa en gran medida la eficiencia del sistema. Además, la válvula de inici'o en frío (1620) puede ser usada para iniciar el proceso catalítico en el filtro de partículas diesel catalizado (1616) proporcionando oxígeno a los gases de escape durante las condiciones de inicio.

Por lo tanto, se divulga un súper turbocargador único, que usa una unidad de tracción de alta velocidad que tiene una proporción fija que reduce la velocidad mecánica rotacional del eje de la turbina/compresor, a un nivel de rpm que se puede usar por una transmisión continuamente variable que conecta la energía entre un tren de propulsión y el eje de la turbina/compresor. Una singularidad del diseño del súper turbocargador, es que la transmisión está dispuesta dentro del sistema. La transmisión continuamente variable está dispuesta dentro de una porción inferior del alojamiento del súper turbocargador. La transmisión continuamente variable (1116) proporciona las proporciones de velocidad infinitamente variables que son necesarias para transferir la energía mecánica rotacional entre el súper turbocargador y el motor. Se puede usar ya sea una transmisión continuamente variable engranada como una transmisión continuamente variable (1116) o una unidad de tracción de transmisión continuamente variable. Por lo tanto, se pueden usar las unidades de tracción tanto para la unidad de tracción de alta velocidad (1114) como para la transmisión continuamente variable (1116).

La descripción de la invención que antecede ha sido presentada para fines de ilustración y descripción. No pretende ser exhaustiva o limitar la invención a la forma precisa divulgada, y son posibles otras modificaciones y variaciones en vista de las enseñanzas anteriores. La modalidad fue elegida y descrita para explicar de la mejor manera los principios de la invención y su aplicación práctica, para así permitir a otros expertos en la materia, el mejor uso de la invención en varias modalidades y varias modificaciones como se adecúan al uso en particular contemplado. Se pretende que las reivindicaciones enmendadas sean consideradas para incluir otras modalidades alternativas de la invención, a excepción de la manera en que esté limitada por la técnica previa.

Claims (35)

REIVINDICACIONES

1. Un súper turbocargador que está conectado a un motor que comprende: una turbina que genera energía mecánica rotacional de la entalpia del gas de escape producido por dicho motor; un compresor que comprime la toma de aire y suministra aire comprimido a dicho motor en respuesta a dicha energía mecánica rotacional de turbina generada por dicha turbina y la energía mecánica rotacional del motor transferida de dicho motor; un eje que tiene porciones en la punta que están conectadas a dicha turbina y a dicho compresor, y una porción central que tiene una superficie de tracción del eje; una unidad de tracción dispuesta alrededor de dicha porción central del eje, dicha unidad de tracción comprendiendo : una pluralidad de rodillos planetarios que tienen una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario que hacen interfaz con dicha superficie de tracción del eje, para que exista una primera pluralidad de interfaces de tracción entre dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario y dicha superficie de tracción del eje; un rodillo anular que es girado por dicha pluralidad de rodillos planetarios a través de una segunda pluralidad de interfaces de tracción; una transmisión continuamente variable, que está mecánicamente conectada a dicha unidad de tracción y a dicho motor, que transfiere la energía mecánica rotacional de turbina a dicho motor, y la energía mecánica rotacional de motor a dicho súper turbocargador a velocidades operacionales de dicho motor.

2. El súper turbocargador de la reivindicación 1, caracterizado porque dicha transmisión continuamente variable comprende una transmisión continuamente variable de unidad de tracción.

3. El súper turbocargador de la reivindicación 2, caracterizado porque dicha transmisión continuamente variable comprende una transmisión continuamente variable de unidad de tracción con cojinete de bolas planetarias.

4. El súper turbocargador de la reivindicación 2, caracterizado porque dicha unidad de tracción comprende una unidad de tracción planetaria que tiene al menos dos rodillos planetarios.

5. El súper turbocargador de la reivindicación 4, caracterizado porque dicha unidad de tracción comprende una unidad de tracción planetaria que tiene al menos dos rodillos planetarios.

6. El súper turbocargador de la reivindicación 4, caracterizado porque dicha unidad de tracción planetaria tiene un transportador planetario en el que dichos rodillos planetarios están montados.

7. El súper turbocargador de la reivindicación 6, caracterizado porque dicha unidad de tracción planetaria tiene múltiples rodillos planetarios.

8. El súper turbocargador de la reivindicación 6, caracterizado porque dicho rodillo tiene una superficie de rodillo anular que hace interfaz con dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario para crear dicha segunda pluralidad de interfaces de tracción.

9. El súper turbocargador de la reivindicación 7, caracterizado porque dicho rodillo tiene una superficie de rodillo anular que hace interfaz con una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario adicionales que tienen un diámetro menor a dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario para crear dicha segunda pluralidad de interfaces de tracción.

10. Un método para la transferencia de energía mecánica rotacional entre un súper turbocargador y un motor que comprende: la generación de energía mecánica rotacional de turbina en una turbina a partir de la entalpia del gas de escape producido por dicho motor; la compresión de la toma de aire para suministrar aire comprimido al motor en respuesta a dicha energía mecánica rotacional de turbina generada por la turbina y la energía mecánica rotacional del motor generada por dicho motor; proporcionar un eje que tenga porciones en la punta que están conectadas a dicha turbina y a dicho compresor, y una porción central que tiene una superficie de tracción del eje; conectar mecánicamente una unidad de tracción a dicha superficie de dicho eje de tracción; colocar una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario en contacto con dicha superficie de tracción del eje para que una pluralidad de primeras interfaces de tracción sean creadas entre dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario y dicha superficie de tracción del eje; colocar un rodillo anular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios para que una pluralidad de segundas interfaces de tracción sean creadas entre dicha pluralidad de rodillos planetarios y dicho rodillo anular; conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable a dicha unidad de tracción y a dicho motor para transferir dicha energía mecánica rotacional de turbina a dicho motor, y para transferir dicha energía mecánica rotacional a dicho motor a velocidades operacionales de dicho motor y la energía mecánica rotacional del motor a dicho eje a velocidades operacionales de dicho compresor y de dicha turbina.

11. El método de la reivindicación 10, caracterizado porque dicho proceso de transferencia de energía mecánica rotacional entre dicho súper turbocargador y dicho motor, comprende la transferencia de energía mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico .

12. El método de la reivindicación 11, caracterizado porque dicho proceso de transferencia de energía mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico, comprende la transferencia de energía mecánica rotacional a través de la transmisión de un vehículo .

13. El método de la reivindicación 11, caracterizado porque dicho proceso de transferencia de energía mecánica rotacional a través de al menos un dispositivo mecánico, comprende la transferencia de energía mecánica rotacional a un tren de propulsión de un vehículo.

14. El método de la reivindicación 10, caracterizado porque dicho proceso de colocar dicho rodillo anular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios comprende: la colocación de una superficie de tracción de rodillo anular de dicho rodillo anular, en contacto con dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario para crear dicha pluralidad de segundas interfaces de tracción.

15. El método de la reivindicación 10, caracterizado porque dicho proceso de colocar dicho rodillo anular en contacto con dicha pluralidad de rodillos planetarios comprende: la colocación de una superficie de tracción de rodillo anular de dicho rodillo anular, en contacto con una pluralidad de superficies de tracción de rodillo planetario adicionales, teniendo un diámetro que es menor a dicha pluralidad de superficies de tracción de rodillos planetarios, para crear dicha pluralidad de segundas interfaces de tracción.

16. El método de la reivindicación 10, caracterizado porque dicho proceso de conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable a dicha unidad de tracción comprende: conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable de unidad de tracción a dicha unidad de tracción.

17. El método de la reivindicación 16, caracterizado porque dicho proceso de conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable de unidad de tracción a dicha unidad de tracción comprende: conectar mecánicamente una transmisión continuamente variable de cojinete de bolas planetarias a dicha unidad de tracción.

18. El método de la reivindicación 16, caracterizado porque dicho proceso de conectar mecánicamente unidad de tracción a dicha superficie de tracción de eje comprende: conectar mecánicamente una unidad de tracción planetaria que tenga al menos tres rodillos planetarios de diámetro múltiple.

19. Un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper turbocargado, comprendiendo: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna, dicho segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que dicho primer tamaño predeterminado ; accionar un súper-turbocargador de alta presión con al menos una primera porción de gases de escape de alta presión de dicho puerto de escape de alta presión; proporcionar al menos una segunda porción de dichos gases de escape de alta presión desde dicho puerto de escape de alta presión a un colector de admisión de dicho motor de combustión interno; accionar un súper-turbocargador de baja presión con los gases de escape de menor presión de dicho puerto de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido de una salida de dicho compresor de baja presión a una entrada de aire de dicho compresor de alta presión; proporcionar aire comprimido de una salida de dicho compresor de alta presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión de dicho motor de combustión interna; abrir dicho puerto de escape de alta presión mientras que la presión en dicho puerto de escape de alta presión es mayor a dicha presión predeterminada para que la segunda porción de dichos gases de escape de alta presión recirculen a través del motor de combustión interna.

20. El método de la reivindicación 19, comprendiendo, además: el control de dicha cantidad de dicha segunda porción de dichos gases de escape de alta presión con respecto a dicha primera porción de dichos gases de escape de alta presión, usando una válvula dispuesta en un conducto que proporciona dicha segunda porción de dichos gases de escape de alta presión a dicho colector de admisión .

21. Un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper turbocargado, que comprende: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna, dicho segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que dicho primer tamaño predeterminado; accionar un súper-turbocargador de alta presión con los gases de escape de alta presión de dicho puerto de escape de alta presión; accionar un súper-turbocargador de baja presión con los gases de escape de menor presión de dicho puerto de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido de una salida de dicho compresor de baja presión a una entrada de aire de dicho compresor de alta presión; proporcionar aire comprimido de una salida de dicho compresor de alta presión, a una presión predeterminada, a un colector de admisión de dicho motor de combustión interna; canalizar dichos gases de escape de alta presión desde una salida de dicho súper turbocargador de alta presión, a un colector de admisión de dicho motor de combustión interna; abrir dicho puerto de escape de alta presión mientras que la presión en dicho puerto de escape de alta presión es mayor a dicha presión predeterminada para que dichos gases de escape de alta presión de dicho súper turbocargador recirculen a través de dicho motor de combustión interna.

22. El método de la reivindicación 21, comprendiendo, además: proporcionar una porción de dichos gases de escape de alta presión de dicha salida de dicho súper turbocargador de alta presión a dichos gases de escape de menor presión para ayudar en la conducción de dicho súper turbocargador de baja presión.

23. Un método para facilitar la recirculación del gas de escape en un motor de combustión interna súper turbocargado, que comprende: proporcionar un puerto de escape de alta presión de un primer tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna; proporcionar un puerto de escape de baja presión de un segundo tamaño predeterminado en dicho motor de combustión interna, dicho segundo tamaño predeterminado siendo sustancialmente más grande que dicho primer tamaño predeterminado ; proporcionar gases de escape de alta presión de dicho puerto de escape de alta presión a un colector de admisión de dicho motor de combustión interna; accionar un súper-turbocargador de baja presión con los gases de escape de baja presión de dicho puerto de escape de baja presión; proporcionar aire comprimido de una salida de dicho compresor de baja presión a una entrada presión predeterminada, a un colector de admisión de dicho motor de combustión interna; abrir dicho puerto de escape de alta presión mientras que la presión en dicho puerto de escape de alta presión es mayor a dicha presión predeterminada para que dicha segunda porción de dichos gases de escape de alta presión recirculen a través de dicho motor de combustión interna .

24. El método de la reivindicación 23, comprendiendo, además: proporcionar una porción de dichos gases de escape de alta presión a dichos gases de escape de menor presión para ayudar en la conducción de dicho súper turbocargador de baja presión.

25. Un método para mejorar la eficiencia de un sistema de motor súper turbocargado, que comprende: proporcionar un motor; proporcionar un filtro de partículas diesel catalizado que está conectado a una salida de escape próxima a dicho motor que recibe los gases de escape del motor de dicho motor que activa una reacción exotérmica en dicho filtro de partículas diesel catalizado que añade energía adicional a dichos gases de escape de motor y produce gases de escape catalizados en una salida de dicho filtro de partículas diesel catalizado que son más calientes que dichos gases de escape del motor; proporcionar un flujo de aire comprimido a una toma de dicho motor usando un compresor; mezclar una porción de dicho aire comprimido con dichos gases de escape catalizados en una cámara mezcladora que está corriente abajo de dicho filtro de partículas diesel catalizado, para producir una mezcla de gas de dichos gases de escape catalizados y dicho aire comprimido; regular dicho flujo de dicho aire comprimido en dicha cámara mezcladora usando una válvula de control para mantener dicha mezcla de gas por debajo de una temperatura máxima, y para mantener un flujo de dicho aire comprimido a través de dicho compresor durante las fases operacionales de dicho motor cuando la sobretensión en dicho compresor ocurriría de otra manera; suministrar dicha mezcla de gas a una turbina que produce energía mecánica rotacional de turbina en respuesta al flujo de dicha mezcla de gas; transmitir dicha energía mecánica rotacional de turbina desde dicha turbina a dicho compresor que usa dicha energía mecánica rotacional de turbina para comprimir una fuente de aire para producir dicho aire comprimido cuando dicho flujo de dicha mezcla de gas a través de dicha turbina, es suficiente para activar dicho compresor; extraer al menos una porción de dicha energía mecánica rotacional de turbina de dicha turbina, y aplicar dicha porción de dicha energía mecánica rotacional de turbina a un tren de propulsión, cuando dicha porción de dicha energía mecánica rotacional de turbina de dicha turbina, no es necesaria para operar dicho compresor; proporcionar energía mecánica rotacional del tren de propulsión de dicho tren de propulsión a dicho compresor, para evitar el retraso en la respuesta del turbo, o turbolag, cuando dicho flujo de dicha mezcla de gas a través de dicha turbina no es suficiente para activar dicho compresor.

26. El método de la reivindicación 25, caracterizado porque dicha temperatura máxima de dicha mezcla de gas está por debajo de una temperatura en la que dicha mezcla de gas de otra manera provocaría daño a dicha turbina .

27. El método de la reivindicación 26, caracterizado porque dicha temperatura máxima de dicha mezcla de gas está por debajo de aproximadamente 950°C.

28. El método de la reivindicación 26, caracterizado porque dicha eficiencia de dicho motor es mejorada al no usar un portal de residuo para expulsar el exceso de gases de dicha mezcla de gas.

29. El método de la reivindicación 28, caracterizado porque dicho proceso de extracción del exceso de energía mecánica rotacional de turbina de dicha turbina, y proporcionar energía mecánica rotacional del tren de propulsión de dicho tren de propulsión a dicho compresor, comprende : el uso de una transmisión que conecta dicha energía mecánica rotacional de turbina y dicha energía mecánica rotacional del tren de propulsión entre dicho tren de propulsión y un eje que conecta dicha turbina y dicho compresor.

30. El método de la reivindicación 29, caracterizado porque dicho proceso de mantener un flujo de dicho aire comprimido durante las fases operacionales de dicho motor comprende: mantener un flujo de dicho aire comprimido a través de dicho compresor, cuando dicho motor está operando a bajas velocidades y requiere de una alta torsión al abrir dicha válvula de retroalimentación para reducir la sobretensión.

31. El método de la reivindicación caracterizado porque dicho proceso de mezclado de dicho aire comprimido con dichos gases de escape catalizados en una cámara mezcladora comprende: proporcionar al menos una abertura en un conducto de escape que está conectado a un conducto de aire comprimido para que dicho aire comprimido fluya a través de dicha al menos una abertura y se mezcle con dichos gases de escape más calientes en dicho conducto de escape.

32. El método de la reivindicación 31, comprendiendo, además: mezclar una porción de dicho aire comprimido con dichos gases de escape corriente arriba desde el filtro de partículas diesel catalizado durante los inicios en frío de dicho motor, para proporcionar oxígeno a dicho filtro de partículas diesel catalizado que ayuda a dicho convertidor catalítico a iniciar dicha reacción exotérmica.

33. Un sistema de motor súper turbocargado que comprende: un motor; un filtro de partículas diesel catalizado conectado a un conducto de escape próximo a una salida de escape de dicho motor, de forma tal que ningún gas de escape de dicho motor activa una reacción exotérmica en dicho filtro de partículas catalizado que añade energía a dichos gases de escape calientes y produce gases de escape catalizados; un compresor conectado a una fuente de aire que proporciona aire comprimido que tiene una presión que es mayor a un nivel de presión de dichos gases de escape; un conducto que suministra dicho aire comprimido a dichos gases de escape catalizados para que al menos una porción de dicho aire comprimido sea mezclado con dichos gases de escape para producir una mezcla de gas; una turbina que está mecánicamente conectada a dicho compresor y genera energía mecánica rotacional de turbina de dicha mezcla de gas; una válvula que regula el flujo de dicha porción de dicho aire comprimido a través de dicho conducto para mantener dicha mezcla de gas por debajo de una temperatura máxima predeterminada y para mantener un flujo de aire desde dicha fuente de aire a través de dicho compresor durante las fases operacionales de dicho motor, cuando la sobretensión en dicho compresor ocurriría de otra manera; una transmisión que proporciona energía mecánica rotacional de tren de propulsión de un tren de propulsión a dicho compresor para reducir el retraso en la respuesta del turbo, o turbolag, cuando dicho flujo de dicho escape a través de la turbina no es suficiente para activar dicho compresor a un nivel de aceleración deseado, y extrae el exceso de energía mecánica rotacional de turbina de dicha turbina para mantener velocidades rotacionales de dicho compresor por debajo de una velocidad rotacional máxima predeterminada a la que se provocaría un daño a dicho compresor .

34. El sistema del motor de la reivindicación 33, comprendiendo, además: un controlador que detecta los niveles de temperatura de dicha mezcla de gas, velocidad rotacional del motor, un nivel de presión de dicho aire comprimido y carga de motor, y controla dicha operación de dicha válvula y proporción de dicha transmisión.

35. El sistema del motor de la reivindicación 34, comprendiendo, además: una válvula de control de inicio en frío que proporciona otra porción de dicho aire comprimido a dicho conducto de escape corriente arriba de dicho filtro de partículas diesel catalizado para añadir oxígeno a dichos gases de escape que ayuda a dicho filtro de partículas diesel catalizado a iniciar una reacción exotérmica durante los inicios en frió.