SE1250994A1

SE1250994A1 - Super-turbokompressor som har en fast höghastighetsväxel och en kontinuerligt variabel transmission

Info

Publication number: SE1250994A1
Application number: SE1250994A
Authority: SE
Inventors: Ed Vandyne; Barry T Brinks; Michael B Riley; Jared William Brown
Original assignee: Vandyne Super Turbo Inc
Priority date: 2010-02-05
Filing date: 2010-02-05
Publication date: 2012-09-05
Also published as: AU2010345054B2; ES2453204A2; CN102822471A; AU2010345054A1; DE112010005233T5; JP2013519034A; JP5688417B2; DE112010005233B4; GB201214265D0; CA2786580A1; ES2453204R1; ES2453204B1; CN102822471B; GB2489647A; MX356972B; MX2012009009A; WO2011096936A1; GB2489647B

Abstract

SUPER-TURBOKOMPRESSOR SOM HAR EN FAST HÖGHASTIGHETSVÄXEL OCH EN. KONTINUERLIGT VARIABEL TRANSMISSION. En super-turbokompressor som använder en fast höghastighetsväxel som är förbundet med en kontinuerligt variabel transmission för att medge funktion vid hög hastighet tillhandahålles. En fast höghastighetsväxel används för att ge hastighetsminskning från turbinaxeln med hög hastighet. En andra växel ger oändligt variabla hastighetsförhållanden med en kontinuerligt variabel transmission. Atercirkulering av gas o super-turbokomressorn också offentliggörs.Figur 1

Description

WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 börjar ge mer energi än det krävs för att driva kompressorn, så återvinner super- turbokompressom den överflödiga energin genom att anbringa den extra kraften på kolvmotorn, vanligen via vevaxeln. Resultatet är att super-turbokompressom ger fördelarna både med låg hastighet och högt vridmoment och det ytterligare värdet av hög hastighet med många hästkrafter, allt från ett system.

SAMMANFATTNING AV UPPFINNINGEN

[0004] Ett utförande av den aktuella uppfinningen kan därför omfatta en super-turbokompressor som är förbunden med en motor, omfattande: en turbin som alstrar turbinrotationens mekaniska energi alstrad av turbinen från entalpin i avgaserna som produceras av motorn; en kompressor som komprimerar inkommande luft och tillhandahåller komprimerad luft till motorn som gensvar till turbinrotationens mekaniska energi alstrad av turbinen och motorrotationens mekaniska energi överförd från motom; en axel som har änd-delar som är förbundna med turbinen och kompressorn, och en central del som har en yta drivande mot axeln; en friktionsdrivenhet placerad runt den centrala delen av axeln, friktionsdrivenheten innefattande: ett flertal planetväxlar som har ett ﬂertal planetväxeldrivytor som är förbundna med axelns drivyta så att ett första ﬂertal av drivkopplingar finns mellan ett ﬂertal planetväxeldrivytor och axelns drivande yta; en ringvals som roteras av ett ﬂertal av planetväxlama genom ett andra ﬂertal drivande förbindelser; en kontinuerligt variabel transmission som är mekaniskt kopplad till friktionsdrivenheten och till motom, som överför turbinrotationens mekaniska energi till motom och motorrotationens mekaniska energi till super-turbokompressorn vid motoms arbetshastighet.

[0005] Ett utförande av den aktuella uppfinningen kan dessutom omfatta en metod för att överföra mekanisk rotationsenergi mellan super-turbokompressom och en motor, innefattande: att alstra turbinrotationens mekaniska energi från entalpin i avgasema som produceras av motom; komprimera luftintagets luft för att tillhandahålla komprimerad luft till motom som gensvar till att turbinrotationens mekaniska energi som alstras av turbinen och motorrotationens mekaniska energi alstrad av motom; tillhandahållande av en axel som har änd-delar som förbundna med turbinen och kompressorn, och en central del som har en drivyta för axeln; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 mekaniskt förbindande av friktionsdrivenheten till axelns drivyta; placering av ett ﬂertal drivytor för planetväxlar i kontakt med axelns drivyta så att ett ﬂertal av planetvalsars drivytor, så att ett ﬂertal första drivförbindelser skapas mellan ett ﬂertal planetvalsar så att ett ﬂertal andra drivförbindelser skapas mellan ett ﬂertal planetvalsar och ringvalsen; mekanisk koppling av en kontinuerligt variabel växellåda till friktionsdrivenheten och till motorn för att överföra turbinrotationens mekaniska energi till motorn och motorrotationens mekaniska energi till super- turbokompressorn vid motorns arbetshastigheter.

[0006] Ett utförande av den aktuella uppfinningen kan dessutom innefatta en metod att underlätta avgascirkulation i en explosionsmotor med super-turbokompressor innefattande: tillhandahållande av ett avgasuttag för högt tryck med en annan på förhand fastställd storlek i explosionsmotorn; tillhandahållande av ett avgasuttag med lågt tryck med en andra på förhand fastställd storlek i explosionsmotorn, denna andra på förhand fastställda storlek är väsentligt större än den första förhandsbestämda storleken; att förse en super-turbokompressor med åtminstone en första andel avgaser under högt tryck från avgasuttaget för högt tryck; tillhandahållande av åtminstone en andra andel avgaser under högt tryck från avgasuttaget för högt tryck till ett ingångsgrenrör på explosionsmotorn; att driva en super-turbokompressor med avgaser med lågt tryck från avgasuttaget för lågt tryck; tillhandahållande av komprimerad luft från en utgång hos kompressorn för lågt tryck till luftintaget för högtryckskompressom, med ett på förhand definierat tryck, till explosionsmotorns ingångsgrenrör; att öppna avgasernas högtrycksuttag när trycket i detta är högre än det på förhand fastställda trycket så att den andra delen av avgaser under högtryck recirkulerar genom explosionsmotorn.

[0007] Ett utförande av den aktuella uppfinningen kan dessutom innefatta en metod för att underlätta för avgaser att recirkulera i en explosionsmotor med super-turbokompressor, innefattande: tillhandahållande av ett avgasuttag med högt tryck med en första på förhand fastställd storlek i explosionsmotorn; tillhandahållande av ett avgasuttag av en andra på förhand bestämd storlek i en explosionsmotor, denna andra på förhand bestämda storlek väsentligt större än den första på förhand bestämda storleken; att driva en super-turbokompressor med avgaser med högt tryck från avgasutloppet för högt tryck; att driva en super-turbokompressor för lågt tryck med avgaser med lägre tryck från avgasutloppet för lågt tryck; tillhandahållande av komprimerad luft från kompressorn för lågt tryck till ett luftintag för högtryckskompressorn; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 tillhandahållande av komprimerad luft högtryckskompressoms utlopp, vid ett på förhand bestämt tryck, till ett ingångsgrenrör för explosionsmotorn; ledande av avgaser med högt tryck från ett utlopp på super-turbokompressom för högt tryck till ett intagsgrenrör för explosionsmotorn; att öppna avgasuttaget för högt tryck när trycket i avgasuttaget för högt tryck är större än det förutbestämda trycket så att avgaserna med högt tryck från utloppet från super-turbokompressorn recirkulerar genom explosionsmotorn.

[0008] Ett utförande av den aktuella uppfinningen kan dessutom innefatta en metod för att underlätta recirkulering av avgaser i en explosionsmotor med super-turbokompressor, innefattande: tillhandahållande av ett avgasutlopp med högt tryck med en första på förhand bestämd storlek; tillhandahållande av ett avgasutlopp med lågt tryck med en andra på förhand fastställd storlek i explosionsmotorn, där den andra på förhand bestämda storleken är väsentligt större än den första på förhand bestämda storleken, tillhandahållande av avgaser med högt tryck från ett avgasutlopp med högt tryck till ett inloppsgrenrör för explosionsmotorn; att driva en super-turbokompressor för lågt tryck med avgaser med lägre tryck från avloppsutloppet från ett avgasutlopp för lågt tryck; tillhandahållandet av komprimerad luft från ett utlopp från kompressorn för lågt tryck, vid ett på förhand fastställt tryck, till ett inloppsgrenrör för explosionsmotorn; att öppna avloppsuttaget för högt tryck när trycket i avloppsuttaget för högt tryck är större än det förutbestämda trycket så att den andra delen av högtrycksavgasema recirkulerar genom explosionsmotorn.

KORT BESKRIVNING AV RITNINGARNA

[0009] Figur 1 är en illustration från sidan av ett utförande av super-turbokompressorn.

[0010] Figur 2 är en genomskinlig isometrisk vy av utförandet av super-turbokompressorn i Figur 1.

[0011] Figur 3A är en genomskinlig vy från sidan av ett utförande av super-turbokompressorn illustrerad i Figurema l och 2.

[0012] Figur 3B är en vy med delar bortskurna av ett annat utförande av super- turbokompressorn.

WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0013] Figur 3C är en genomskinlig bild från sidan av modifikationer av utförandet av super- turbokompressorn illustrerad i figurerna 1, 2 och 3A.

[0014] Figurerna 4-9 är diverse ritningar av en super-turbokompressor som använder ett utförande med en multi-diameters planetväxeldrivare.

[0015] Figur 10 är en illustration av ett annat utförande av friktionsdrivenhet för hög hastighet.

[0016] Figurerna 11 och 12 är illustrationer av ett utförande av en drivande kontinuerligt variabel växellåda.

[0017] Figur 13 är en vy med delar bortskurna av ett annat utförande.

[0018] Figur 14A är en schematisk vy av ett annat utförande av en gasrecirkuleringsanordning med super-turbokompressor.

[0019] Figur 14B är en schematisk vy av ett annat utförande av en gasrecirkuleringsanordning med super-turbokompressor.

[0020] Figur 14C är en schematisk vy av ett annat utförande av en gasrecirkuleringsanordning med super-turbokompressor.

[0021] Figur 14D är ett diagram för ventillyftning, ﬂödeshastighet och cylindertryck visat gentemot kolvläge för utförandena i Figurer 14A-C

[0022] Figur 14E är ett tryck/volymdiagram som visar cylindertryck gentemot Cylindervolym för utförandena i Figurer 14A-C

[0023] Figur 15 är en grafisk illustration av den simulerade förbättringen av BSFC (Brake Specific Fuel Consumption, Bromsspecifik bränsleförbrukning).

DETALJERAD BESKRIVNING AV UPPFINNINGEN

[0024] Figur 1 är en schematisk illustration av ett utförande av super-turbokompressorn 100 som använder en friktionsdrivenhet för hög hastighet 114 och en kontinuerligt variabel växellåda 116.

Såsom visas i Figur 1, så är super-turbokompressorn 100 förbunden med motorn 101. Super- WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 turbokompressorn inkluderar en turbin 102 som är förbunden med motorn 101 via en avgasledare 104. Turbinen 102 mottar de heta avgaserna från avgasledaren 104 och alstrar mekanisk rotationsenergi innan den blåser ut avgaserna till en avgasutgång 112. Ett katalytiskt filter för partiklar från dieselmotorer (inte visat) kan förbindas mellan avgasledaren 104 och turbinen 102. Altemativt kan det katalytiska filtret för partiklar från dieselmotorer (inte visat) förbindas med avgasutloppet 112. Den mekaniska rotationsenergin alstrad av turbinen 102 överförs till kompressorn 106 via en turbin-/kompressoraxeL såsom axel 414 i Figur l, för att rotera en kompressorﬂäkt placera i kompressom 106, vilken komprimerar luftintaget ll0 och överför den komprimerade luften till en ledare 108, vilken är förbunden med ett ingångsgrenrör (inte visat) för motor l0l. Såsom visats i ovanstående ansökan som härmed refereras till, så är super-turbokompressorer, i motsats till turbokompressorer, förbundet med en drivlina för att överföra energi till och från drivlinan. Drivlinan, som är refererad till i detta dokument, kan omfatta motorn 101, växellådan i ett fordon i vilket motorn 101 är placerad, eller andra tillämpningar av den mekaniska rotationsenergin alstrad av motor 101. Med andra ord, mekanisk rotationsenergi kan förbindas med eller överföras från super-turbokompressom till motorn via åtminstone en mellanliggande mekanisk anordning såsom en växellåda eller drivlina i fordonet, och vice versa. I utförandet i Figur l, så är den mekaniska rotationsenergin hos super- turbokompressom kopplad direkt till vevaxel 122 i motor 101 via en axel 118, en remskiva 120 och en drivrem 124. Som också är illustrerat i Figur 1 så är en höghastighets friktionsdrivenhet 114 mekaniskt förbunden med den kontinuerligt variabla växellådan 116.

[0025] I drift, så är höghastighets-friktionssdrivenheten 114, från Figur 1, en höghastighets- friktionsdrivenhet med ett fast förhållande som är mekaniskt förbunden med turbinens/kompressorns axel med användning av en dragande koppling för att överföra mekanisk rotationsenergi till och från turbin-/kompressoraxeln. Höghastighets-friktionsdrivenheten 114 har en fix utväxling som kan vara olika beroende på motoms 101 storlek. För mindre motorer, så krävs en stor utväxling för höghastighets-friktionsdrivenheten ll4.

[0026] För mindre motorer måste kompressorn och turbinen hos en super-turbokompressor nödvändigtvis vara mindre för att upprätthålla en liten motorstorlik och för att överensstämma med ﬂödesbehoven för kompressom och turbinen. För att den mindre turbinen och den mindre kompressom skall fungera väl så måste de rotera med ett högre varvtal. Till exempel så kan WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 mindre motorer kräva att kompressorn roterar med ett varvtal på300 000 RPM. För mycket små motorer, såsom med en motorvolym på 500 cc, så kan super-turbokompressorn behöva rotera med ett varvtal på 900 000 RPM. Ett av skälen att mindre motorer kräver kompressorer som arbetar vid ett högre varvtal är för att undvika tryckstöt (”surge”). Dessutom, för att arbeta på ett effektivt sätt, så måste hastigheten hos kompressorns fläktspetsar vara precis under ljudhastigheten. Eftersom ﬂäktbladen inte är så långa i mindre kompressorer, så rör sig inte spetsarna lika fort som spetsarna hos större kompressorer vid samma varvtal. När kompressoms storlek minskar, så stiger exponentiellt det varvtal som krävs för att arbeta effektivt. Eftersom kugghjul är begränsade till ungefär 100 000 RPM, så kan normala Växelsystem inte användas för att uppnå kraftupptagningen vid de högre hastigheterna nödvändiga för en super- turbokompressor för en bilmotor. Därför används diverse utföranden som använder en friktionsdrivenhet 114 för hög hastighet för att ge och ta emot kraft från turbinaxeln.

[0027] Den mekaniska rotationsenergin från en friktionsdrivenhet ll4 för hög hastighet är därför reducerad till ett varvtal som är variabelt beroende på rotationshastigheten för turbinen/kompressom, men vid ett varvtal som är inom arbetsområdet för den kontinuerligt variabla växellådan (Continuously Variable Transmission, CVT) 116. Till exempel så kan friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet ha en utgångshastighet som varierar mellan noll och 7000 RPM, medan ingångshastigheten från turbin/kompressoraxeln kan variera från noll till 300 000 RPM eller högre. Den kontinuerligt variabla växellådan ll6 justerar varvtalet för friktionsdrivenheten för hög hastighet, ll4 till varvtalet för vevaxeln 122 och remskivan 120 för att anbringa mekanisk rotationsenergi på motor l0l, eller extrahera mekanisk rotationsenergi från motor 101 vid det korrekta varvtalet. Med andra ord så innefattar den kontinuerligt variabla växellådan 116 ett gränssnitt för att överföra mekanisk rotationsenergi mellan motor 101 och friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet vid rätt varvtal, vilket varierar beroende på motorns varvtal och turbinens/kompressorns varvtal. Den kontinuerligt variabla växellådan 116 kan innefatta vilken som helst önskad typ av kontinuerligt variabel växellåda som kan arbeta vid de erforderliga varvtalen och har en utväxling som överensstämmer med varvtalet hos vevaxeln 122 eller andra mekanismer som är förbundna, direkt eller indirekt, till motorn 101. Till exempel, utöver utförandena som visats här, så kan CVT-er med två valsar, såväl som dragkulefriktionsdrivenheter och tryckande stålbältes-CVT-er.

WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0028] Som ett exempel på en kontinuerligt variabel växellåda som är lämpad för användning som en kontinuerligt variabel växellåda 116, visad i Figur 1, är den kontinuerligt variabla växellådan visad i Figurema ll och 12. Andra exempel på kontinuerligt variabla växellådor som kan användas som den kontinuerligt variabla växellådan 116 i Figur 1 inkluderar U.S. Patent Serial No. 7,540,881 utfärdat 2009-06-02, till Miller et al. Millers patent är ett exempel på en friktionsdrivenhet, kontinuerligt variabel växellåda som använder ett planetkullager.

Friktionsdrivenheten enligt Miller är begränsad till cirka 10 000 RPM så Millers kontinuerligt variabla växellåd är inte användbar som en friktionsdrivenhet för hög hastighet, såsom friktionsdrivenheten för hög hastighet 114. Emellertid offentliggör Millerpatentet en kontinuerligt variabel växellåda som använder en friktionsdrivenhet och är lämplig som ett exempel på en kontinuerligt variabel växellåda som kunde användas som en kontinuerligt variabel växellåda 116 såsom illustreras i Figurerna 1-3. Ett annat exempel på en kontinuerligt variabel växellåda diskuteras i U.S. Patent Serial No. 7,055,507, utfärdat 2005-06-06 till William R. Kelley, Jr, och givet till Borg Warner. Ett annat exempel på en kontinuerligt variabel växellåda offentliggörs i U.S. Patent No. 5,033,269 utfärdat 1991-07-23 till Smith. Dessutom offentliggör U.S. Patent No. 7,491,149 också en kontinuerligt variabel växellåda som vore lämplig för användning som kontinuerligt variabel växellåda 116. U.S. Patent No. 7.491,149 utfärdat 2009-02- 17 till Greenwood et al, och givet till Torotrak Limited, offentliggör ett exempel på en kontinuerligt variabel växellåda som använder en friktionsdrivenhet som kan användas som den kontinuerligt variabla växellådan 116. Alla dessa patent är specifikt inkorporerade via referens för allt de offentliggör och lär ut. Europeisk ansökan No. 92830258.7, publicerad 1995-08-09 som publikation No. 0517675Bl illustrerar också en annan kontinuerligt variabel växellåda 3 som är lämpad för användning som den kontinuerligt variable växellådan 116.

[0029] Diverse typer av friktionsdrivenheter för hög hastighet kan användas som friktionsdrivenhet för hög hastighet 114. Till exempel så kan planetfriktionsdrivenheten 406 för hög hastighet visad i Figurerna 4-9 och planetfriktionsdrivenheten för hög hastighet i Figur 10 användas som friktionsdrivenhet 114 för hög hastighet.

[0030] Exempel på friktionsdrivenheter för hög hastighet som använder kugghjul offentliggörs i U.S. Patent No. 2,397,94l utfärdat 1946-04-09 till Birgkigt och U.S. Patent No. 5,729,978 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 utfärdat 1998-03-24 till Hiereth et al. Båda dessa patent är specifikt inkorporerade via referens för allt de offentliggör och lär ut. Båda dessa referenser använder standardkugghjul och använder inte friktionsdrivenheter. Sålunda, med noggrant polerade, speciellt utformade kuggsystem, så är kugghjulen i dessa system begränsade till varvtal av cirka 100 000 RPM eller mindre. U.S. Patent No. 6,960,147 utfärdat 2005-11-01 till Kolstrup och givet till Rulounds Roadtracks Rotrex A/S offentliggör en planetväxel som kan ge utväxlingar av 13: 1. Kolstrup°s planetväxel är ett exempel på en friktionsdrivenhet (114) med hög hastighet i Figur 1. U.S.

Patent No. 6,960,l4 är också specifikt inkorporerad via referens för allt det offentliggör och lär ut.

[0031] Figur 2 är en schematisk transparent sidovy av super-turbokompressorn 100. Såsom visas i Figur 2, så har turbin 102 en utloppsavgasledning 104 som tar emot avgaser som anbringas på turbinﬂäkten 130. Kompressor 106 har en ledning 108 för komprimerad luft som försörjer det ingående grenröret med luft. Kompressorhöljet 128 omsluter kompressorﬂäkten 126 och är förbunden med ledningen 108 för komprimerad luft. Som visats ovan, så är friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet en friktionsdrivenhet med fix utväxling som är förbunden med en kontinuerligt variabel växellåda 116. Den kontinuerligt variabla växellådan 116 driver en axel 118 och en remskiva 120.

[0032] Figur 3A schematisk transparent sidovy av utförandet av super-turbokompressorn 100 illustrerad i Figurema 1 och 2. Igen, såsom visas i Figur 3A, så inkluderar turbin 102 en turbinﬂäkt 130, medan kompressor 106 inkluderar en kompressorfläkt 126. En axel (inte visad) som förbinder turbinﬂäkten 130 och kompressorﬂäkten 126 är förbunden med friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet. Mekanisk rotationsenergi överförs från friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet till ett överföringskugghjul 132 som överför den mekaniska rotationsenergin till ett CVT kugghjul och till den kontinuerligt variabla växellådan (CVT) 116. Den kontinuerligt variabla växellådan 116 är förbunden med en axel 118 och en remskiva 120.

[0033] Figur 3B är en schematisk bortskuren vy av ett annat exempel på en super- turbokompressor 300 som är förbunden med en motor 304. Såsom visas i Figur 3B så är turbinen 302 och kompressorn 306 mekaniskt förbundna via en axel 320. Friktionsdrivenheten 308 för hög hastighet överför mekanisk rotationsenergi till, och tar emot mekanisk rotationsenergi från, WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 överföringskugghjulet 322. Ett specifikt exempel på en friktionsdrivenhet 308 för illustreras i Figur 3B. Överföringskugghjul 322 överför mekanisk rotationsenergi mellan friktionsdrivenheten 308 och den kontinuerligt variabla växellådan 310. Ett specifikt exempel på en kontinuerligt variabel växellåda 310 illustreras också i Figur 3B. Axel 312, remskiva 314 och rem 316 överför mekanisk rotationsenergi mekanisk rotationsenergi mellan vevaxel 318 och den kontinuerligt variabla växellådan 310.

[0034] Figur 3C är en schematisk bortskuren vy av modifikationer till utförandet av super- turbokompressorn 100 illustreradi Figurerna 1, 2 och 3A. Såsom visas i Figur 3C, så är turbin 102 och kompressor 106 förbundna med varandra via en axel (inte visas). Friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet är förbunden med axeln. Mekanisk rotationsenergi överförs från friktionsdrivenheten för hög hastighet 114 till ett överföringskugghjul 132 som överför den mekaniska rotationsenergin till växellådan 134. Friktionsdrivenheten 114 för hög hastighet, överföringskugghjulet 132 och växellådekugghjulet 134 kan alla vara placerade i samma hölje. Överföringskugghjul 134 är förbunden med en växellåda 140 som kan innefatta en manuell växellåda, en CVT, en rak axel, en automatisk växellåda eller en hydraulisk transmission.

Växellådan 140 är sedan förbunden med axel 118 som är förbunden med en remskiva 120.

Remskiva 120 är förbunden med drivlinan. I ett alternativt utförande så är remskiva 120 kopplad till en elektrisk motor/generator 142.

[0035] Figur 4 är en schematisk genomskinlig vy av et annat utförande av super- turbokompressor 400 som använder en friktionsdrivenhet 416 för hög hastighet som är förbunden med en kontinuerligt variabel växellåda 408. Såsom visas i Figur 4, så är turbinen 404 mekaniskt kopplad till kompressorn 402 med en kompressor-/turbinaxel 414. Mekanisk rotationsenergi överförs mellan kompressor-/turbinaxeln 414 och friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar på det sätt som visas i mer detalj nedan. Överföringskugghjul 418 överför mekanisk rotationsenergi mellan friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar och CVT- kugghjulet 420 i den kontinuerligt variabla växellådan 408. Axeln 410 och remskivan 412 är kopplade till den kontinuerligt variabla växellådan 408 och överför effekt mellan den kontinuerligt variabla växellådan 408 och drivlinan.

[0036] Figur 5 är en bortskuren sidovy av friktionsdrivenheten 416 med fler diametrar som är förbunden med överföringskugghjulet 418, vilket i sin tur är förbundet med CVT-kugghjulet 10 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 420. Kompressor-/turbinaxeln 414 har en polerad, härdad yta på en central del, såsom visas i mer detalj nedan, som fungerar som ett soldrev i friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar.

[0037] Figur 6 är en isärtagen vy 600 av utförandet av super-turbokompressorn 400 illustrerad i Figur 4 såsom visad i Figur 4. Såsom visat i Figur 6, så innehåller turbinhöljet 602 en turbinﬂäkt 604. Täckplattan 606 på den heta sidan är placerad intill turbinﬂäkten 604 och huvudstödet 608 för höljet. En ringpackning 610 förseglar avgaserna på den heta sidan, täckplatta 606.

Ringvalslager 612 är monterat i ringvalsen 614. Kompressor-/turbinaxeln 414 går igenom huvudstödet 608 för höljet. Heta sidans täckplatta 606 är förbunden med turbinﬂäkten 604.

Planetbärande kullager 618 är monterat på planetbäraren 620. Oljeförsörjande rör 624 användas för att tillföra dragande vätska till traktionsytan. Planetbäraren 626 är monterad på planetbäraren 620 och använder planetbärande kullager 628. Fixerad ring 630 monteras sedan på utsidan av planetbäraren 626. Bur 632 är monterad mellan fixerad ring 630 och den svala sidans täckplatta 636. Kompressorﬂäkt 638 är kopplad till kompressor-/turbinaxeln 414. Kompressorhöljet 640 innefattar kompressorﬂäkt 638. Huvudstödet 608 för höljet stöder också den kontinuerligt variabla växellådan och överföringskugghjulet 418. Diverse lager 646 används för att montera överföringskugghjul 418 och huvudstödet 608 för höljet. Den kontinuerligt variabla växellådan inkluderar en täckplatta 642 och en CVT-lagerplatta 644. CVT-täckplattan 654 täcker de olika delarna av CVT-anordningen. Axel 410 är förbunden med den kontinuerligt variabla växellådan.

Remskiva 412 är monterad på axel 410 och överför mekanisk rotationsenergi mellan axeln 410 och en drivlina.

[0038] Figur 7 är en perspektivvy av enskilda nyckelkomponenter i friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar, och även av turbinﬂäkten 604 och kompressorfläkten 638. Såsom visas i Figur 7, så är kompressor-/turbinaxeln 414 förbunden med turbinﬂäkten 604 och kompressorﬂäkten 638, och går igenom friktionsdrivenhetens 416 med flera diametrar, centrum.

Friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar inkluderar planetvalsar 664, 666 med ﬂer diametrar (Figur 9), 668. Dessa planetvalsar med ﬂera diametrar är rotationellt kopplade till en planetbärare 626 (Figur 9). Kulorna 656, 658, 660, 662 vilar på ett sluttande plan för kulramper på den fixa ringen 630. Ringvals 614 drivs av en inre diameter hos planetvalsarna 664, 666, 668 såsom visas i detalj nedan. 11 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0039] Figur 8 är en bortskuren sidovy av friktionsdrivenheten med ﬂera diametrar 416. Såsom visas i Figur 8 så är kompressor-/turbinaxeln härdad och polerad för att utgöra en traktionsyta som är använd som en solvals 674 som har ett draggränssnitt 676 till planetvalsen 664.

Planetvalsen 664 med ﬂera diametrar roterar kring axeln 672 för planetvalsen med ﬂera diametrar. Planetvalsen 664 med ﬂera diametrar vidrör den fixa ringen 630 vid gränssnittet 690 för planetvalsen 664 och den fixa ringen 630. Planetvalsen 664 med ﬂera diametrar vidrör ringvalsen 614 vid gränssnitt 691, vilket är en annan radiell distans från planetvalsaxel 672 med ﬂera diametrar än gränssnitt 691. Figur 8 illustrerar också planetbäraren 626 och kulrampen 631 som överlappar med kula 660. Kulorna 656, 658, 660, 662 är inkilade mellan ett hölje (inte visat) och kulrampen, såsom kulramp 630 på den fixa ringen 664. När vridmoment appliceras på ringvalsen 614 så får detta den fixa ringen 664 att ﬂytta sig litet i riktning mot rotationen för ringvals 614. Detta får kulorna att ﬂytta upp längs de olika kulramperna, såsom kulramperna 630, 631, vilket i sin tur får den fixa ringen 630 att pressas mot planetvalsarna 664, 666, 668 med ett ﬂertal diametrar. Eftersom gränssnitt 691 för planetvalsen 664 och fix ring 630 är lutande, och gränssnittet mellan planetvals 664 och ringvals 690 är lutande, så alstras en inåtgående kraft på planetvals 664 med ﬂera diametrar, viket skapar en kraft på draggränssnittet 676 som ökar dragkraften vid draggränssnitt 676 mellan planetvals 664 med ﬂera diametrar och solvalsen 674.

Dessutom skapas en kraft vid gränssnittet 691 för planetvalsen 664 med flera diametrar och ringvals 614, som ökar dragkraften vid gränssnitt 691. Såsom också visas i Figur 8 så är både kompressorﬂäkten 638 och turbinﬂäkten 604 förbundna med kompressor-/turbinaxeln 414.

Ringvals 614 är förbunden med överföringskugghjulet 418, såsom även visas i Figur 8.

[0040] Figur 9 är en bortskuren sidovy av friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar. Såsom visas i Figur 9, så roterar solvalsen 674 medurs, såsom visas av rotationsriktningsgivaren 686.

Planetvalsarna med ﬂera diametrar 664, 666, 668 har valsytor med en yttre diameter, såsom ytterdiametervalsyta 688 för planetvalsen 664 med ﬂera diametrar. Dessa valsytor med yttre diameter vidrör solvalsen 674 vilket får planetvalsarna 664, 666, 668 att rotera moturs, såsom rotationsriktningen 684 för planetvalsen 666 med ﬂera diametrar. Planetvalsarna 664, 666, 668 har också en innerdiametervalsyta, såsom innerdiametervalsytan 680 för planetvals 664 med ﬂera diametrar. Innerdiametervalsytan för varje planetvals med ﬂera diametrar vidrör valsytan 687 hos ringvalsen 614. Följaktligen så utgör gränssnitten 678 hos planetvalsen 664 med valsytan 687 hos ringvalsen 614 ett draggränssnitt som överför mekanisk rotationsenergi när en 12 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 dragvätska anbringas. Gränssnittet mellan var och en av planetvalsarna 664, 666, 668 med ﬂera diametrar och solvalsen 674 utgör också ett draggränssnitt som överför mekanisk rotationsenergi när en dragvätska anbringas.

[0041] Såsom angivet ovan beträffande Figurerna 8 och 9, så alstrar den fixa ringen 630 en kraft som trycker planetvalsarna 664, 666, 668 med ﬂera diametrar mot solvalsen 674 för att alstra dragkraft. Var och en av planetvalsarna 664, 666, 668 är rotationellt kopplade till planetbäraren 626 med planetvalsaxlar, såsom planetvalsaxeln 672 för planetvalsen 664 med ﬂera diametrar.

Dessa axlar har en liten aning glapp så att planetvalsarna 664, 666, 668 kan röra sig en liten aning och skapa en kraft mellan solvalsen 674 och ytterdiametervalsytan hos planetvalsarna 664, 666, 668, så att den yttre diametern för valsytan 688 för planetvalsen 664. Rörelsen hos planetvalsen 664 mot solvalsen 674 ökar också dragkraften vid gränssnittet för planetvalsarna 664, 666, 668 med ﬂera diametrar och ringvalsen 614, eftersom gränssnittet mellan planetvalsarna 664, 666 och 668 och ringvalsen 614, såsom gränssnittet 678, är lutande.

Kontakten mellan planetvslsarna 664, 666, 668 och valsytan 687 hos ringvalsen 614 för planetbäraren 626 att rotera medurs, såsom rotationsriktningen 682, illustrerad i Figur 9. Som resultat så roterar ringvalsen 614 moturs, såsom rotationsriktningen 687, och driver överföringskugghjulet 41 8 i riktning medurs,

[0042] Figur 10 är en schematisk tvärsnittsvy av ett annat utförande av en friktionsdrivenhet för hög hastighet 1000. Såsom visas i Figur 10, så kan en axel 1002, som är en axel som kopplar en turbin till en kompressor i en super-turbokompressor, fungera som en solvals i friktionsdrivenhet 1000 för hög hastighet. Planetvals 1004 vidrör axeln 1002 vid draggränssnitt 1036. Planetvals 1004 roterar runt en axel 1006 med användning av lagren 1008, 1010, 1012, 1014. Som också visas i Figur 10, så är kugghjulet 1016 placerad och förbunden den yttre ytan hos bäraren 1018.

Bäraren 1018 är förbunden med ett hölje (inte visat) via lagren 1032, 1034, som medger att bäraren 1018 och kugghjulet 1016 roterar. De fasta ringarna 1020, 1022 inkluderar kulramper 1028 respektive 1030. Kulramperna 1028, 1030 liknar kulramperna 630 illustrerade i Figurerna 7 och 8. När kugghjulet 1016 för sig, så ﬂyttar kulorna 1024, 1026 sig ikulramperna 1028 respektive 1030, och tvingar de fasta ringarna 1020, 1022 inåt mot varandra. En kraft alstras mellan de fasta ringarna 1020, 1022 och ytan på planetvalsen 1004 vid traktionsytorna 1038, 1040 när kulorna 1024, 1026 tvingar de fasta ringarna inåt mot varandra. Kraften alstrad av de 13 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 fasta ringarna 1020, 1022 tvingar också planetvalsen 1004 nedåt, såsom illustreras i Figur 10, så att en kraft skapas mellan axeln 1002 och planetvalsen 1004 vid draggränssnittet 1036. Som resultat uppnås större dragkraft vid draggränssnittet 1036 och traktionsytorna 1038, 1040.

Dragvätska anbringas på dessa ytor, vilken blir häftande och ökar friktionen vid traktionsytorna när dragvätskan värms upp som ett resultat av friktionen som skapas vid draggränssnitten 1036, 1038, 1040.

[0043] Dragenheten 1000 för hög hastighet, illustrerad i Figur 10, kan rotera med högt varvtal över 100 000 RPM, vilket inte kan uppnås av system med kugghjul. Till exempel så skulle friktionsdrivenheten 1000 för hög hastighet kunna vara kapabel att rotera vid varvtal högre än 300 000 RPM. Emellertid är friktionsdrivenhet 1000 begränsad till en utväxling av cirka 1011 på grund av de fysiska begränsningarna i storlek. Friktionsdrivenheten 1000 för hög hastighet kan använda tre planetvalsar, såsom planetvals 1006, som är placerade radiellt runt axel 1002. Såsom illustreras i Figur 9, så är planetvalsarnas storlek begränsad med avseende på solvalsen. Om planetvalsamas diameter i Figur 9 ökar, så kommer planetvalsama att stöta i varandra. Sålunda kan bara utväxlingar av cirka 1:10 uppnås med en planetfriktionsdrivenhet, såsom illustreras i Figur 10, medan däremot planetfriktionsdrivenheter som är förbundna med en planetbärare, såsom illustreras i Figurerna 7-9, kan ha utväxlingar upp till 47:1 eller mer. Följaktligen, om en kompressor behövs för en mindre motor, och kompressom måste rotera med ett varvtal av 300 000 RPM för att vara effektiv, så kan en friktionsdrivenhet med utväxling 47:1, såsom illustreras i Figurerna 7-9, reducera det maximala varvtalet 300 000 RPM till cirka 6 400 RPM.

Standardväxellådor med kugghjul eller kontinuerligt variabel utväxling kan sedan användas för att överföra den mekaniska rotationsenergin mellan friktionsdrivenheten för hög hastighet och motorns drivlina.

[0044] Såsom visats ovan så kan friktionsdrivenheten 1000 för hög hastighet, illustrerad i Figur 10, ha en utväxling upp till 10: 1. Om man antar att varvtalet hos axeln 1002 är 300 000 RPM för en super-turbokompressor för en liten motor, så kan varvtalet 300 000 RPM reduceras till 30 000 RPM vid kugghjul 1016. Diverse typer av kontinuerligt variabla växellådor 116 kan användas, sådana som kan arbeta upp till 30 000 RPM med användning av kugghjulsteknologier av standardtyp. Friktionsdrivenheter som är kontinuerligt variabla, såsom den kontinuerligt variabla friktionsdrivenheten illustrerad i Figurerna 11 och 12 kan också användas som den kontinuerligt 14- WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 variabla växellådan 116, illustrerad i Figur 1. Dessutom, utväxlingar upp till 100:1 kan vara möjliga att uppnå med friktionsdrivenheten 416 med ﬂera diametrar, illustrerad i Figurema 4-9.

Sålunda kan små motorer på 0,5 liter, som kan kräva en kompressor som arbetar med ett varvtal på 900 000 RPM, reduceras till 9000 RPM, vilket är ett varvtal som med lätthet kan användas av diverse växellådor 116 med kontinuerligt variabla för att koppla mekanisk rotationsenergi mellan en drivlina och en turbin-lkompressoraxel.

[0045] Figurerna 11 och 12 illustrerar ett exempel på en friktionsdrivenhet/transmission som är kontinuerligt variabel och kan användas som den kontinuerligt variabla växellådan 116 iFigur1.

Den kontinuerligt variabla friktionsdrivenheten illustrerad i Figurerna 11 och 12 fungerar genom att förﬂytta lagerskenorna 1116, 1118 i en sidlänges riktning på lagerskensytor som har en krökningsradie som får kullagrens kontaktpunkter att förﬂytta sig, vilket i sin tur får kulorna att rotera med en annan spinnvinkel för att driva lagerskena 1122 vid olika hastigheter. Med andra ord, kontaktpunkten för vart och ett av lagren på lagerskenornas ytor ändras som ett resultat av den sidlänges förﬂyttningen av lagerskenorna 1116, 1118, vilket ändrar den hastighet vid vilken lagren roterar vid kontaktpunkten, såsom förklaras mer i detalj nedan.

[0046] Såsom visas i Figur 11, så är den ingående axeln 1102 kopplad till överföringskugghjulet 132 (Figur 3A). Till exempel så kan splines 1104 splinas till CVT-kugghjulet 134, illustrerat i Figur 3A. Därför kan spline-ingången1104 vid ingångsaxeln 1 102 kopplas till super- turbokompressorn via en friktionsdrivenhet för hög hastighet 114, såsom illustras i Figur 3A. På detta sätt används det ingående vridmomentet från drivlinan till att driva spline-ingångshjulet 1104 vid ingångsaxeln 1102. Vridmomentet på spline-ingången 1104 ger ett spinn rotationsriktningen 1112 på både ingångsaxeln 1102 och dess associerade struktur inklusive ingångs-lagerskenan 1114. Input lagerskenan 1116 blir också spunnen runt rotationsaxeln 1106 som gensvar till vridmomentet som anbringas av spline 1166 från den ingående axeln 1102 till den ingående lagerskenan 1116. Rotationen hos den ingående axeln 1102, ingående lagerskenan 1114 och ingående lagerskenan 1116 ger ett spinn på ett ﬂertal kullager 1132 därför att den stationära lagerskenan 1120 försvårar rotationen hos kullagren vid kontaktpunkten med den stationära lagerskenan 1120. Ingångslagerskenan 1114 och ingångsskenan 116 roterar med samma vinkelhastighet eftersom de är sammankopplade via spline 1116. Ingångsskenan 1114 och ingångskenan 1116 bringar kullagren 1132 att rotera i en väsentligen vertikal orientering 15 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 eftersom kullagren 1132 är i kontakt med den stationära lagerskenan 1120. Kontakten mellan kullagren 1132 med den stationära lagerskenan 1120 får också kullagren 1132 att precessera runt Omkretsen för lagerskenorna 1114, 1 116, 11 18, 1 120. Kullagrens 1132 rotation som ett resultat av att bli drivna av ingångslagerskenan 114 och ingångslagerskena 1116 skapar en tangentiell kontakt mellan kullagren 1132 på utgångslagerskenan 1118. Beroende på kontaktpunkten mellan kullagren 1132 och utgångslagerskenan 1118 så kan utväxlingen mellan ingångslagerskenorna 1 114, 11 16 och utgångslagerskenan 1 118 varieras. Utgångslagerskenan 1 118 är kopplad till utgångskugghjulet 1122. Utgångskugghjulet 1122 driver utgångskugghjulet 1124, som i sin tur är kopplat till utgångsaxeln 1126.

[0047] Sättet på vilket friktionsdrivenhetens kontinuerligt variabla utväxling 1100, illustrerad i Figur ll, ändrar utväxlingen mellan ingångsaxeln 1102 och utgångsaxeln 1126 erhålles är genom att ändra den relativa positionen för kontaktpunkten mellan de fyra lagerskenorna 1114, 1116, 1118, 1120 som är i kontakt med kullagren 1132. Sättet på vilket kontaktpunktema mellan lagerskenorna 1114, 1116, 1118, 1120 och kullagren 1132 ändras är genom att skifta läget för överföringskrampan 1152. Den ﬂyttbara krampan 1152 flyttas horisontellt, såsom illustreras i Figur 11, som gensvar på elektriskt manöverdon 1162. Elektriskt manöverdon 1162 har en axel som driver den teleskopiska skiftaren 1158 och roterar den teleskopiska skiftaren 1158.

Teleskopisk skiftare 1158 har olika gängtyper på insidan och på utsidan. En skillnad i gängstigning hos de olika gängtyperna förorsakar den ﬂyttbara krampan 1152 att förﬂytta sig horisontellt som gensvar på rotation av det elektriska manöverdonets 1162 axel, vilken åstadkommer rotation hos den teleskopiska skiftaren 1158. Sidlänges förflyttning av den ﬂyttbara krampan 1152, som är i kontakt med lagerkrampan 1164, förorsakar sidlänges förflyttning av ingångslagerskenan 1116 och utgångslagerskenan 1118. Sidlänges förflyttning av ingångslagerskenan 1116 och utgångslagerskenan kan variera, i utförandet illustrerat i Figur 11, med ungefär 2-3 mm. Förﬂyttningen av ingångslagerskenan 1116 och utgångslagerskenan 1118 ändrar kontaktvinkeln mellan kullagren 1132 och utgångslagerskenan 1118, vilket ändrar utväxlingen, eller den hastighet med vilken kullagren 1132 ﬂyttar lagerskenorna på grund av en ändring i kontaktvinkel mellan stationär lagerskena 1120 och ingångslagerskena 1116.

Kombinationen av ändring i vinkel mellan lagerskenorna medger att kontakthastigheten, eller kontaktpunkten mellan kullagren 1132 och utgångslagerskenan 1118, varierar, vilket resulterar i en variation i hastighet mellan 0 procent av rotationshastigheten för den ingående axeln 1102 upp 16 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 till 30 procent av rotationshastigheten för den ingående axeln 1102. Variationen i hastighet hos utgångslagerskenan 1102 tillhandhåller ett brett ornråde av justerbara rotationshastigheter som kan uppnås vid utgångsaxeln 1126.

[0048] För att tillförsäkra korrekt fasthållande av kullagren 1132 mellan lagerskenoma 1114, 1116, 1118, 1120 så finns fjädrarna 1154, 1156. Fjäder 1154 skapar en fasthållande kraft mellan ingångslagerskenan 1114 och den fasta lagerskenan 1120. Fjäder 1156 skapar en fasthållande kraft mellan ingångslagerskenan 1116 och utgångslagerskenan 1118. Dessa fasthållande krafter mot kullagren 1132 upprätthålls över hela det förﬂyttningsbara området för ﬂyttbara klampa 1152. Den teleskopiska skiftaren 1158 har gängor på den inre ytan som är kopplade till gängoma på den fasta gängade anordningen 1160. Den fixa gängade anordningen 1160 är fastsatt på ramen 1172 och ger ett fixerat läge relativt till ramen 1172, så att den ﬂyttbara krampan 1152 kan ﬂytta sig i horisontell riktning som ett resultat av skillnaden mellan gängorna på de två sidorna av den teleskopiska skiftaren 1158.

[0049] Såsom också illustreras i Figur 11, så roterar alla de roterande komponenterna hos friktionsdrivenheten med kontinuerligt variabel utväxling 1100 i samma rikting, dvs. rotationsriktning 1112 och utgående rotation 1128 hos utgående kugghjul 1122. Krampmutter 1168 håller fjäder 1156 på plats och förbelastar fjäder 1156 för att skapa det rätta diagonala trycket mellan stationär lagerskena 1120 och ingångslagerskena 1114. När den ﬂyttbara krampan 1152 ﬂyttas horisontellt, såsom illustreras i Figur 11, så sker en liten förflyttning av ingångsaxeln 1102, baserad på vinklarna hos lagerskenorna 1114-1120 som är i kontakt med kullagren 1132.

Spline-ingångskugghjulet 1104 medger sidlänges rörelse i riktningama 1108, 1110 baserat på de punkter där kullagren 1132 är i kontakt med lagerskenoma 1114-1120 och lagerskenornas specifika kontaktvinkel med avseende på kullagren 1132. Ramen 1170 är hårt fastbultad till ramen 1172 för att hålla fast fjäder 1154, vilken skapar den rätta fasthållningsstyrkan mellan den ingående lagerskenan 1114 och den fasta lagerskenan 1120. Kullagren 1132 såsom illustreras i Figur 11, har progressiv rotation 1131 i de fyra lagerskenorna 1114, 1116, 1118, 1120.

Rotationsriktningen 1112 för axeln 1102 får kugghjulet 1122 att rotera i rotationsriktningen 1128, såsom illustreras i Figur 11.

[0050] Figur 12 är en nära vy av lagerskenorna 1114-1120 och kula 1132, som illustrerar funktionssättet hor dragenheten med kontinuerligt variabel utväxling 1100. Såsom visas i Figur 17 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 12, så kontakter lagerskena 1 114 med kraft kula 1 132 vid kontaktstället 1134. Lagerskena 11 16 kontaktar med kraft kula 1132 vid kontaktsälle 1136. Lagerskena 1118 kontaktar med kraft kula1132 vid kontaktpunkt 1138. Lagerskena 1120 kontaktar med kraft kula 1132 vid kontaktpunkt 1140. Var och en av kontaktpunkterna 1134, 1136, 1138, 1140 är placerade på en gemensam storcirkel på kulans 1132 yta. Storcirkeln är placerad i ett plan som innefattar kulans 1132 centrum och centrallinjen (”axeln”) 1106 för axeln 1102. Kula 1132 spinner runt en virtuell spinnaxel 1142 som går genom kulans 1132 centrum och tudelar storcirkeln som innefattar kontaktpunktema 1134, 1136, 1138, 1140. Den virtuella spinnaxeln 1142 genom kulan 1132 är lutad med en vinkel 1146 gentemot den virtuella vertikala axeln 1144. Lutningsvinkeln 1146 är densamma för var och en av kulorna som är placerade i lagerskenoma runt omkretsen av friktionsdrivenheten 1100. Lutningsvinkeln 1146 etablerar ett matematiskt förhållande mellan en distanskvot och en kvot för periferihastighet. Distanskvoten är kvoten mellan det första avståndet 1148, som är det vinkelräta avståndet mellan spinnaxeln 1142 och kontaktpunken 1134, och ett andra avstånd 1150, som är det vinkelräta avståndet mellan spinnaxeln 1142 och kontaktpunkten 1136. Denna distanskvot är lika med kvoten mellan periferihastighetema. Periferihastighetemas kvot är kvoten mellan den första periferihastigheten och den andra periferihastigheten, där den första periferihastigheten är skillnaden mellan periferihastigheten hos kulan 1132 vid lagerskenan 1114 och en gemensam omloppsperiferihastighet hos kulan 1132 och de andra kuloma i lagerskenoma, medan den andra periferihastigheten är skillnaden mellan periferihastigheten hos kulan 1132 vid lagerskenan 1116 och den gemensamma omloppsperiferihastigheten hos kulan 1132 såväl som de andra kulorna placerade i lagerskenoma. Krökningsradien för var och en av lagerskenoma 1114-1120 är större än krökningsradien för kula 1132. Dessutom behöver krökningsradierna för var och en av lagerskenoma 1114-1120 inte vara en konstant krökningsradie, utan kan variera. Dessutom behöver krökningsradierna för var och en av de fyra lagerskenoma inte vara desamma.

[0051] När lagerskenorna 1116, 1118 förflyttas samtidigt sidledes, såsom förflyttningsriktningen 1108, så ändrar sig hastighetskvoten mellan rotationen hos axeln 1102 och rotationsriktningen 1112 med avseende på kugghjul 1122 och rotationsriktning 1128. Förﬂyttningen av lagerskenoma 1116, 1118 sidledes i riktning 1108 förorsakar att det första avståndet 1148 blir större och att det andra avståndet 1150 blir mindre. Därför ändras kvoten mellan avstånden, och 18 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 även kvoten mellan periferihastigheter, vilket ändrar hastigheten hos kugghjul 1122 jämfört med axel 1 102.

[0052] Såsom angivet ovan så är utgången från växellådan med kontinuerligt variabel hastighet i kugghjulskontakt med friktionsdrivenheten för hastighetsreduktion som är kopplad till turbinkompressoms axel. Såsom angivet ovan så finns det åtminstone två eller tre olika typer av friktionsdrivenheter för hastighetsreduktion som kan användas. Den vanliga typen är en planettyp av friktionsdrivenhet för reduktion av hög hastighet, såsom visas i Figurerna 6-9, och i Figur 10. Om en stor hastighetsskillnad önskas mellan turbinaxeln och planetvalsen, så kan utförandet i Figur 10 använda bara två valsar i stället för tre, för att få den ändrade utväxling som önskas.

[0053] Med tre valsar så finns en gräns på cirka l0:1 i hastighetsreduktion och det kan finnas ett behov för någonting mer såsom 2011 utväxling för att få ett högt varvtal som 250 000 RPM till någonting under de 24 000 RPM som en l0:1 växel skulle kräva. Därför kan en planetfriktionsdrivenhet med två valsar användas i stället för ett system med tre valsar i figur 10, för att uppnå den hastighetsreduktion som krävs för de minsta höghastighetssystemen. Två valsar ger också mindre tröghet, eftersom varje vals adderar någon mängd tröghet till systemet. För den minsta trögheten bör två valsar vara tillräckligt. Dragvalsens bredd är något större än i ett utförande med tre valsar.

[0054] Planetvalsama med flera diametrar som rullar mot axeln är gjorda av fjädrande material, t.ex. antingen fjädrande stål eller annat material som medger en del deformation av valsen inom den yttre trumman. Anbringandet av en fjäderbelastad vals kan ge det nödvändiga trycket på axeln, men begränsar inte axelns förmåga att finna sitt ideala rotationscentrum.

[0055] När en turbokompressor arbetar vid extremt hög hastighet så har den balansbegränsningar som får axeln att behöva finna sitt eget rotationscentrum. Balansen kommer att kompenseras av rörelser hos den centrala axeln. Denna rörelse kan kompenseras med fjäderbelastade valsar. De fjäderbelastade valsama kan också göras mycket lätta gen att tillverka dem av ett tunt stålband som medger att de arbetar mot en axel med mycket ringa tröghet. Bandets tjocklek måste vara stor nog att anbringa tillräckligt tryck mot traktionsytan för att tillhandahålla en vinkelrät kraft nödvändig för att dra. En kamföljare kan placeras inuti valsen, som kommer att placera varje vals 19 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 och upprätthålla denna plats inom systemet. Valsar behöver arbeta i mycket rätlinjig position mellan den yttre trumman och turbin-/kompressoraxeln, men nyckeln till låg tröghet är låg vikt.

En eller två kamföljare kan användas för att hålla stålbandet på plats, så att stålbandet förblir i sin rätlinjiga plats i systemet.

[0056] Ringvalsen 614 är förbunden med ett kugghjul på ytterytan så att ringvalsen kan överföra kraften in i eller ut ur friktionsdrivenheten med ﬂera diametrar 416. Ringvalsen 614 kan utföras på många sätt. Ringvals kan helt enkelt vara en solid stålartikel eller annat lämpligt material som är kapabelt att överföra vridmomentet in i och ut ur friktionsdrivenheten 416 med flera diametrar. Ringvals 614 måste tillverkas av ett material som medger att ringvals 614 att ha låg vikt, men ringvals 614 måste tillverkas av ett material som kan användas som en friktionsdrivenhetsyta på valsytan 687. En korrekt valsyta 787 medger att planetvalsarna 664, 666, 668 överför vridmoment via dragkraft på ytorna.

[0057] Dessutom så måste kompressoraxeln 414 hållas i mycket noggrann position. Den rätlinjiga placeringen av turbin-/kompressoraxelns axel 414 inom höljet medger att toleransen kan upprätthållas mellan spetsarna på kompressorbladen och kompressorns hölje. En snävare tolerans ökar kompressorns effektivitet. En exaktare placering minskar sannolikheten att turbinkompressorfläkten 638 och kompressorhöljet 640. En metod för att kontrollera den linjära kraften mot kompressorhjulet, en kraft som uppkommer av att komprimera gasen, är nödvändig för att tillförsäkra att det finns åtminstone ett minimum av spelrum. Detta kan göras genom att använda ett axiallager (inte visat) som är oljematat eller ett axiallager som är ett lager av kullagertyp eller rullagertyp.

[0058] I typfallet, en turbokompressor, så är lagren, av tillförlitlighetsskäl, glidlager som har oljeskikt både på in- och utsidan för att medge att turbinaxeln centrerar sig sj älv i sin harmoniska rotation. Balanseringskraven för en turboladdare som tillverkas i stor volym reduceras genom att använda ett lager med två frigångar. Dessa sorters lager har använts därför att kravet på snävare frigång och noggrannare inpassning av turbokompressoms axel. Ett kullager används både för att hålla kompressom och turbinen och för att upprätthålla bättre inpassning till höljet från ett perspektiv av rörelse sida till sida. Detta kan uppnås med en eller två kullager. Inpassning av lager inom ett yttre område som är under tryck med olja medger att lagren flyter och medger att lagret finner ett centrum. Detta påverkar inte frigången mellan de yttersta delama av höljet, 20 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 turbinen och kompressorn, men det medger att den axiella frigången förblir liten.

Turbinaxellager ger en tredje begränsningspunkt för att upprätthålla inpassning av valsarna.

Kamfölj are i mitten av valsama kan hålla valsarna vid 120 grader från varandra. Två små kamfölj are kan användas för vardera valsen för att eliminera backlash när kraften ändrar riktning.

[0059] Dessutom kan en större turbin användas. Turbinhjulet kan göras större än normalt i diameter. Det är möjligt att göra turbinens ytterdiameter till och med större än kompressorhjulet utan att komma till den kritiska hastigheten där spetsarna kommer nära ljudhastigheten, därför att tätheten hos avgaserna är lägre än den inkommande luften och därför är ljudhastigheten högre.

Detta medger att avgaserna kan anbringa mer vridmoment på turbin-/kompressoraxeln utan högre bakåttryck. Att ha mer vridmoment får turbinen att få tillbaka mer energi än vad som krävs för att komprimera den inkommande luften. Detta producerar mer energi än som kan utvinnas och skickas till motorn. Mer energi från samma avgasﬂöde, som inte behövs för kompression, överförs till vevaxeln och skapar mindre bränslekonsumtion.

[0060] Dessutom, turbineffektivitet kan förbättras genom att använda styrskovlar som styr den inkommande vinkeln i vilken avgaserna kommer till turbinhjulet. Detta gör toppeffektiviteten högre, men gör hastighetsområdet mindre inom vilket denna effektivitet uppnås. Ett snävt hastighetsområde är inte bra för en normal turbokompressor, men är inte ett problem för en super-turbokompressor där regulatorn kan ge den nödvändiga hastighetskontrollen.

[0061] Högre mottryck över turbinen jämfört med trycket över kompressorn kan också skapa en obalanserad super-turbokompressor. För en normal turbokompressor så går denna tryckskillnad åt andra hållet. Att ha mer mottryck förorsakar att turbinen återvinner mer energi än som krävs för att komprimera inkommande luft. Detta producerar mer energi som kan återvinnas och överföras till motorn. Högt mottryck är nödvändigt för EGR (exhaust gas recycling, recirkulering av avgaser) återgångar på dieselmotorer. Högt mottryck kräver normalt en ventil eller en restriktion, så högt mottryck är normalt förlorad energi eftersom en normal turbokompressor inte kan göras obalanserad utan överhastighet. Ökande mottryck är inte bra för bensin- och naturgasmotorer, eftersom det ökar mängden avgaser som fastnar i cylindern, vilket gör att motorn mera sannolikt får detonationsproblem. 21 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0062] I enlighet med ett annat utförande, så kan ett andra turbinhjul placeras på turbin- /kompressoraxeln för att öka den energi som återvinns av turbinen och förbättra bränsleeffektiviteten hor motorsystemet. Dessutom så kan ett andra kompressorhjul placeras på samma axel för att öka tryckhöjningsmöjligheten för super-turbokompressorn och medge kylning mellan stegen. Detta gör inloppstemperaturen lägre för en given tryckökning och ger därmed mindre nitrösa gaser.

[0063] Dessutom kan kylning av turbinbladen tillhandahållas genom bladspetsarna för att reducera temperaturen i högtemperaturtillämpningar. Detta kan göras med ihåliga bladspetsar vid turbinens yttre kant. Detta speciella utförande av spetsama höjer turbinens effektivitet och ger en väg för kylande luft att gå igenom bladen. Turbinbladskylning kan också tillhandahållas av komprimerad luft från kompressorn, sidomatad över höljet till turbinhjulets baksida. Dessutom kan ett värmerör användas för att kyla turbinhjulet och bladen.

[0064] Dessutom kan en vridande mjukgörande anordning användas på kraftens väg.

Vevaxelenergi eller mekanisk rotationsenergi från drivlinan kan bringas via en flexibel axel eller en anordning för att mjuka upp impulser (antingen en fjäderbelastad eller böjbar) på ett sådant sätt att vridmomentspulser från motorn eller drivlinan avlägsnas utan förlust av denna energi, innan de kommer in i höljet. Genom att inte påverka transmissionen med kraftiga vridmomentstoppar så minskas kravet på toppvridmoment. Genom att eliminera dessa vridmomentstoppar är friktionsdrivenheter mer tillförlitliga, eftersom dragkraven är begränsade till systemets maximala vridmoment. Genom att minimera dessa vridmomentstoppar på friktionsdrivenhetema, så kan storleken och ytkontaktsytan hos friktionsdrivenhetema minimeras. Minimala ytkontaktsytor maximerar systemets effektivitet, och kan ändå uppnå det vridmoment som krävs för att överföra den kontinuerliga kraften.

[0065] Alternativt, och i enlighet med ett annat utförande, så kan en formgivning av en friktionsdrivenhet med variabel hastighet med hydrauliska pumpar med fixt deplacement i stället för en axel, bält- eller kugghjulsdrift användas. Detta gör systemet lättare att paketera, viket skulle kunna vara speciellt användbart för mycket stora motorer som har ett flertal turbokompressorer. 22 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0066] I ett ytterligare utförande, illustrerat i Figur 13, så är en andra super-turbokompressor driven från en växellåda som ett sätt att få en högre tryckkvot, och som ett sätt att få svalare ingångsluft till motorn genom att använda en andra mellankylare. Detta är möjligt med en fix hastighetskvot mellan de två super-turbokompressorema. Den första super-turbokompressorn 1302 har en luftintagsledning 1308 och komprimerar luft, vilken sedan tillhandahålls till motom via ledningen 1310 för komprimerad luft. Avgasledning 1314 tar emot avgaser från motom för att köra turbinen i den första super-turbokompressorn 1301. Avgaserna lämnar utgångsavgasledningen 1310. Avgasledning 1314 tar emot avgaser från motom för att köra turbinen i den första super-turbokompressom 1302. Avgasema lämnar utgångsledningen 1312.

Den första super-turbokompressom 1302 är kopplad till den andra super-turbokompressom 1304 med ett överföringskugghjul 1306.

[0067] Figur 14A illustrerar ett annat utförande av en implementation av användningen av två super-turbokompressorer, såsom en super-turbokompressor 1402 med lågt tryck och en högtryckssuper-turbokompressor 1404. En super-turbokompressor av standardtyp gör inte att bra arbete beträffande att återvinna högtryckspulsen som kommer ut ur cylindem när utblåsningsventilen först öppnas. För att förbättra denna återvinning av pulsat tryck, såsom illustreras i Figur 14A, så är högtrycksutblåsningsventilernas utlopp 1406, 1408 separerade från lågtrycksutblåsningsventilemas utlopp 1410, 1412 i en motor med fyra ventiler. Avgaserna från högtrycksutblåsningsventilernas utlopp 1406, 1408 skickas till högtrycksturbinen 1434 via högtrycksutgångsgrenrör 1430, medan avgasema från lågtrycksutblåsningsventilernas utlopp 1410, 1412 skickas till lågtrycksturbinen 1420 via lågtrycksutgångsgrenrör 1428. Genom att ändra tidsinställningen för ventilerna i högtrycksutblåsningsventilemas utlopp 1406, 1408 på så sätt att ventilerna för högtrycksutblåsning via utloppen 1406, 1408 öppnas först och avgasema skickas till högtrycksturbinen 1434, så är pulsenergin bättre återvunnen. Ventilema på högtrycksutsläppen 1406, 1408 stängs fort, och sedan öppnas ventilerna för lågtrycksutsläppen 1410, 1412 under hela kolvens utblåsningsslag. Avgaserna från ventilema på lågtrycksutsläppen 1410, 1420 skickas till lågtrycksturbinen 1420. Denna process minskar arbetet som krävs av kolven för att tömma cylindem. Denna process förbättrar bränsleeffektiviteten vid tomgång, eller eliminerar åtminstone parasitförluster vid tomgång. Utloppet från hö gtrycksturbinen 1434 är också förbunden med lågtrycksturbinen 1420. katalyserande filter för partiklar från dieselmotorer (inte visat) kan också placeras före lågtrycksturbinen. 23 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0068] Såsom också illustreras i Figur 14A så är en EGR-ledning 1438 kopplad till utgångsgrenröret 1430 för högtryck. EGR-ledningen 1438 möjliggör för en del av avgaserna från utgångsgrenröret 1430 för högtryck att skickas tillbaka till ingångsgrenröret 1444, via kylaren 1440 och EGR-ventilen 1442. Avgaserna från utgångsgrenröret 1430 för högtryck som skickas genom EGR-ledningen 1438, skickas till ingångsgrenröret 1444 med ändamålet att recirkulera avgaser. Avgaserna som går genom avgasrecirkulationsledningen 1438 hjälper till att sänka förbränningstemperaturen i förbränningskammaren, speciellt efter att ha kylts i kylaren 1440.

Avgaserna innehåller fuktighet och andra vätskor som hjälper till att kyla temperaturen i förbränningskammaren och därmed reducera utsläppet av nitrösa gaser från motorn. Mängden återcirkulerad avgas styrs av EGR-ventilen 1442. EGR-ventilen 1442 kan vara fix, såsom genom användning av en restriktionsventil, eller kan varieras, beroende på de övervakade nitrösa- gas utsläppen från motorn.

[0069] Såsom också visas i Figur 14A, så är högtrycksluft skickad genom högtryckskompressorns grenrör 1446 från högtryckskompressom 1432 till ingångsgrenröret 1444. Sålunda är ingångsgrenröret 1444 hållet vid ett på förhand fastställt högt tryck baserat på det som kommer ut ur högtryckskompressorn 1432. För att de recirkulerade gaserna skall gå igenom EGR-ledningen 1438, så måste trycket i högtrycksgrenröret 1430 vara högre än trycket i ingångsgrenröret 1444, såsom bestäms av utgångstrycket för hö gtryckskompressorn 1432. I detta avseende så öppnas ventilema i högtrycksutgångarna 1406, 1408 tillräckligt tidigt under kolvens nedåtgående slag, när kvarvarande tryck fortfarande finns i cylindern för att skapa tillräckligt högt tryck i hö gtrycksutgångsgrenröret 1430 för att driva avgaserna från högtrycksutgångsgrenröret 1430 genom EGR-ledningen 1438. Såsom visas nedan, så öppnar ventilerna i högtrycksutloppen 1406, 1408 vid en tidpunkt när det fortfarande finns en liten mängd energiförlust i processen att driva kolvarna nedåt. Öppningspunkten för högtrycksventilerna är före nedre dödpunkten men efter punkten med maximalt vridmoment från kolven till vevaxeln, vilket är den punkt då vevstakarna är väsentligen vid 90°. Denna punkt ligger vid ungefär l00°. Vridmomentet är proportionellt mot cosinus för vevstakarnas vinkel, så att ju lägre kolven är när högtrycksventilerna öppnas, desto mindre energi går förlorad att driva kolvarna. Emellertid finns det en påtaglig mängd kvarvarande tryck i cylindern, vilket kan släppas ut av hö gtrycksventilema innan nedre dödpunkten uppnås, och detta tryck kan användas för att driva avgaserna i EGR-ledningen 1438 in i högtrycksturbinen 1434. Genom att i förväg 24- WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 släppa ut gas ur cylindern med användning av högtrycksventilerna vid högtrycksutloppen 1406, 1408, så släpps en stor mängd av det kvarvarande trycket i cylindern ut innan lågtrycksutloppen 1410, 1412 öppnas. När de öppnas, så kan lågtrycksutsläppen 1410, 1412 kapabla att släppa ut det mesta av trycket från cylindrarna. På detta sätt används det kvarvarande trycket i cylindrama för att leda avgaser både genom EGR-ledningen 1438 för att reducera utsläpp av nitrösa gaser och för att driva högtrycksturbinen 1434, vilket adderar ytterligare kraft och effektivitet till ITIOÉOITI.

[0070] Såsom också visas i Figur 14A så används avgaserna från lågtrycksutgångsgrenröret till att driva lågtrycksturbinen 1420 i lågtrycks-super-turbokompressorn 1402. Avgaser som kommer från hö gtrycksturbinen 1434 kombineras med lågtrycksavgaserna från lågtrycksutsläppen 1410, 1412 för att driva lågtrycksturbinen 1420. Avgaser från lågtrycksturbinen 1420 släpps ut genom utsläppet 1436. Lågtrycksturbinen 1420 är kopplad till lågtryckskompressorn 1418, som komprimerar ingångsluft 1422 till en förutbestämd nivå. Ledning 1424 skickar den komprimerade luften från lågtryckskompressorn 1418 till ingången för högtryckskompressorn 1432, som arbetar mad att ytterligare komprimera den komprimerade luften i 1424 för att producera luft som är komprimerad till högre tryck, vilken skickas till ingångsgrenröret 1444 genom högtrycksgrenröret 1446.

[0071] Figur 14B illustrerar en variation av utförandet i Figur 14A. Såsom illustreras i Figur 14B, så har högtryckutloppen 1406, 1408 kombinerats till ett högtrycksutgångsgrenrör som är kopplat till högtrycksturbinen 1434. Med andra ord, alla högtrycksavgasema från högtrycksutloppsgrenröret 1430 skickas till högtrycksturbinen 1434 för att driva högtrycksturbinen 1434, vilket i sin tur driver högtryckskompressorn 1432.

Högtryckskompressorn 1432 får komprimerad luft i ledning 1424 från lågtryckskompressorn 1418 ilågtrycks-super-turbokompressorn 1402 som komprimerar luft från ingången 1422. Den utgående luften från hö gtryckskompressorn 1432 skickas till ingångsgrenröret 1444 via kompressorns högtrycksgrenrör 1446. Lågtryckskompressorn 1418 drivs av lågtrycksturbinen 1420 som drivs av lågtrycksavgaserna, i lågtrycksutgångsgrenröret 1428, som kommer från lågtrycksutloppen 1410, 1412. Avgaser från lågtrycksturbinen 1420 släpps ut genom avgasutloppet 1436. Högtrycksgasema från hö gtrycksutloppsgrenröret 1430, som driver högtrycksturbinen 1434, skickas till ledningen 1426 för avgasrecirkulering (EGR) sänds tillbaka 25 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 till ingångsgrenröret 1444. Högtrycksgaserna från högtrycksutloppsgrenröret 1430, som driver högtrycksturbinen 1434, får ingen väsentlig tryckminskning och har tillräckligt högt tryck för att injicera avgaserna från EGR-ledningen 1426 in i ingångsgrenröret 1444. Figur l4B ger den största reduktionen för nitrösa gaser, eftersom väsentligen alla avgaserna från högtrycksutloppsgrenröret 1430 recirkuleras till ingångsgrenröret 1444.

[0072] Såsom också illustreras i Figur l4B, så kan en överﬂödesventil 1448 användas för att låta högtrycksavgaser från högtrycksutgångsgrenröret 1430 förbipassera direkt EGR-ledningen 1426.

Högtrycksavgasema kan tidvis vara för heta och/eller kan vara vid ett tryck som kommer att överbelasta hö gtrycksturbinen 1434. I detta fall kan överﬂödesventilen 1448 öppnas för att skicka högtrycksavgaser från högtrycksutloppsgrenröret 1430 direkt till EGR-ledningen 1426.

Dessutom kan en EGR-ventil 1450 adderas, viken är kopplad till EGR-ledningen 1426 till lågtrycksutgångsgrenröret 1428. Om tillräckligt mycket avgaser skickas genom EGR-ledningen 1426, så kan en del av dessa gaser skickas från EGR-ledningen 1426 till lågtrycksutgångsgrenröret 1428 via EGR-ventilen 1450. De överflödiga gaserna från EGR- ledningen 1426 kan då användas för att driva lågtrycksturbinen 1420 för att lägga till extra kraft till motorn genom att öka trycket i ingångsgrenröret 1444. Användning av EGR-ventilen 1450 tillhandahåller ett ytterligare sätt på vilket recirkulerade gaser kan återvinnas för att lägga till ytterligare kraft till motorn och öka effektiviteten i motorns drift.

[0073] Figur 14C illustrerar en annan modifikation av utförandena i Figurema 14A och l4B.

Såsom visas i Figur 14C så komprimeras inkommande luft 1422 av lågtryckskompressorn 1418.

Den komprimerade luften från lågtryckskompressor 1418 skickas via ledningen 1424 till ingångsgrenröret 1444. Såsom också illustreras i Figur 14C, så används inte den andra turbinen, högtrycksturbinen, och all recirkulerad gas recirkuleras från högtrycksutloppen 1406, 1408 via EGR-ledningen 1426 till inloppsgrenröret 1444. Avgaser från lågtrycksutloppen 1410, 1412 kombineras i ledning 1428 för att driva lågtrycksturbinen 120. Avgaserna släpps sedan via utsläppet 1436. Därför matas alla gasema från högtrycksutloppen 1406, 1408 tillbaka till ingångsgrenröret 1444 för att skapa en stor reduktion av nitrösa gaser. Alternativt kan en EGR- ventil 1450 användas för att skicka en del av avgaserna i EGR-ledningen 1426 till lågtrycksutgångsgrenröret 1428, vilket ger ytterligare kraft till lågtrycksturbinen 1420 och reducerar mängden recirkulerade gaser i EGR-ledningen 1426. EGR-ventilen 1450 kan justeras 26 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 för att justera mängden avgaser som skickas från EGR-ledningen 1426 till lågtrycksutgångsgrenröret 1428. Denna process kan vara av godo om en tillräcklig mängd avgaser recirkuleras i EGR-ledningen 1426 för att reducera motorns utsläpp av nitrösa gaser.

[0074] Figur l4D är ett diagram som visar ventillyftning, cylindertryck of ﬂödeshastighet med avseende på kolvens läge efter övre dödpunkten. Såsom visas i figur l4D så minskar cylindertrycket 1450 stadigt efter övre dödpunkten, hela vägen genom kolvens slag. Lyftningen av högtrycksventilen 1456 skapar högtrycksﬂödet 1452. Lyftningen av högtrycksventilen 1456 äger rum kring 100°s rotation och skapar en stor utblåsning av högtrycksavgaser 1452, som blåses ut genom högtrycksutloppen 1406, 1408 (Figurerna 14-a, 14B och 14C). Lyftningen av lågtrycksventilen skapar lågtrycksflöde 1458 genom lågtrycksutloppen 1410, 1412. Som resultat sjunker cylindertrycket 1450 ytterligare i cylindern.

[0075] Figur 14E är ett tryck/volym-diagram av cylindertryck mot Cylindervolym vartefter kolven förflyttar sig nedåt och sedan uppåt i cylindern. Nära noll representerar den övre dödpunkten, medan 1 representerar den nedre dödpunkten för rotationen hos cylindern. Två kurvor visas i Figur 14E. Kurvan 1464 representerar kurvan för cylindertrycket för en motor som inte använder Riley-cykeln. Kurvan 1462 är en kurva som illustrerar cylindertryck mot volym i en cylinder för en Riley-cykel-anordning, såsom illustreras i Figurema 14A-C. Vid punkten 1466 öppnas högtrycksventilen på Riley-cykel-anordningen, såsom illustreras i Figurerna 14A-C, och trycket reduceras. Området 1468, mellan punkterna 1466, 1470 representerar energin som går förlorad genom att öppna högtrycksventilen. Emellertid, såsom anges i Figur 14E, vid punkten 1472, så faller trycket i Riley-cykel-anordningen under trycket i en icke-Riley-cykel-anordning och förblir under trycket hos in icke-Riley-anordning hela vägen till punkt 1474. Mellan punkt 1472 och punkt 1474 är det lägre tryck i cylindern, vilket resulterar i mindre mottryck på cylindem när cylindern ﬂyttar sig från punkt 1472 till punkt 1474. Den stora ytan mellan Riley- cykel-kurvan 1462 och en nonnal kurva 1464 mellan punkterna 1472 och 1476, såsom utpekas av 1478, anger den mängd energi som sparas vid förflyttning av kolven i cylindem vid det lägre trycket.

[0076] I ett alternativt utförande, så kan en super-turbokompressor användas som en luftpump för efterbehandling, likaväl som för motorn och eliminerar behovet av en pump bara för brännaren. 27 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0077] I ett annat utförande är en regulator (inte visad) inkluderad för att förhindra för hög hastighet, som håller kompressom borta från ett tryckstötstillstånd och som reglerar den maximala effektiviteten hor turbin och kompressor. En super-turbokompressor kan vara unik jämfört med en normal turbokompressor därför att varvtalet (för turbinen/kompressorn) där turbineffektiviteten är högst och varvtalet där kompressorns effektivitet är högst kan vara samma varvtal. Att styra till denna maximala effektivitet för ett givet krav på effektökning kan modelleras och programmeras in i en elektronisk regulator. Ett elektriskt manöverdon kan tillhandahålla reglering, men ett manöverdon är inte nödvändigt för den elektriska transmissionen.

[0078] I ett annat utförande drar kylsystemet för super-turbokompressorn ett vakuum in i höljet, och minskar därmed de aerodynamiska förlustema i höghastighetskomponentema.

[0079] I ett annat alternativt utförande så inkluderar en super-turbokompressor med två kopplingar en automatväxlad manuell växellåda. Denna typ av växellåda växlar mycket mjukt därför att den har en koppling i båda ändarna. Figur SC illustrerar att växellådoma kan vara av många olika typer.

[0080] I ett annat utförande används friktionsdrivenheter för både transmissionen och hastighetsreduktionen från turbinaxeln. Med kullager så fungerar dragvätskan även som Smörjmedel. Under super-turbokompression så förbättrar systemet lastacceptans, reducerar utsläpp av sot, och ger upp till 30% ökning i vridmoment vid låga varvtal och upp till 10% ökning av maximal effekt. Under turbo-sammanställning så ger systemet 30% mer vridmoment vid lågt tryck, vilket gör att motorn kan vara 30%-50% mindre, har mindre motorvikt och förbättrad bränsleekonomi med up till 17% eller mer. Figur 15 illustrerar den simulerade BSFC- förbättringen (Brake Specific Fuel Consumption, Bromsspecifik bränsleförbrukning) för en motor som drivs med naturgas.

[0081] Dessutom kan en katalysator, en DPF (Diesel Particle Filter) eller till och med en brännare plus en DPF, placerar framför turbinen för super-turbokompressom för att värma avgaserna till en högre temperatur än motorns värme. Högre temperaturer expanderar gasen ännu mer vilket gör ﬂödeshastigheten genom turbinen högre. Approximativt 22% av denna värme kan omformas till mekaniskt arbete genom super-turbokompressorn, om man antar 80% 28 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 turbineffektivitet. Normalt skulle att mata högre volym från avgaserna göra turbínens gensvar långsammare och skapa en ännu större turbofördröjning, men super-turbokompressorn botar detta problem med friktionsdrivenheten 114 och den kontinuerligt variabla växellådan 116 som driver trycksvaret. Liknande tekniker med användning av katalytiska konverterare offentliggörs i Patent Application No. PCT/US 2009/051741 inlämnad 2009-07-24 av Van Dyne et al., med titeln ”Improving Fuel Efficiency for a Piston Engine Using a Super-Turbocharger”, som specifikt inkorporeras i detta med referens, för allt det offentliggör och lär ut.

[0082] Figur 16 är en illustration av förenklad form med en enda linje av ett utförande av ett högeffektivt, super-turbokomprimerat motorsystem 1600. Såsom kommer att bli uppenbart för dem som är skickliga i konsten via den följande beskrivningen, så finner ett sådant super- turbokomprimerat motorsystem 1600 speciell tillämpbarhet i dieselmotorer och i en del gnisttända bensinmotorer som används i både passagerarfordon och kommersiella fordon, och därför använder de illustrativa exemplen som diskuteras här en sådan omgivning för att hjälpa till med förståelsen av uppfinningen. Emellertid skall det observeras att dessa utföranden av system 1600 har tillämplighet för andra operativa omgivningar såsom till exempel landbaserade elkraftgenererande och andra landbaserade motorer, och ovanstående exempel skall tas som illustration och inte vara på något sätt begränsande.

[0083] Såsom visas i Figur 16, så inkluderar super-turbokompressorn 1604 en turbin 1606, en kompressor 1608 och en växellåda 1610 som är kopplad till vevaxeln 1612 i motom 1602 eller andra delar av drivlinan. Meden det inte krävs i alla utföranden, så inkluderar utförandet i Figur 16 också en mellankylare 1614 för att öka densiteten hos luften som tillhandahålls till motorn 1602 från kompressorn 108 för att ytterligare öka kraften som är tillgänglig från motorn 1602.

[0084] Super-turbokompressorer har vissa fördelar jämfört med turbokompressorer. En turbokompressor använder en turbin som drivs av avgaser från motorn. Denna turbin är kopplad till en kompressor som komprimerar ingångsluft som sedan skickas till motorns cylindrar. Som sådan så erfar motorn en fördröjning i detta krafttillskott tills när det finns tillräckligt med avgaser för att spinna upp turbinen för att driva kompressom, som är mekaniskt kopplad till turbinen, för att alstra tillräcklig kraftökning. För att minimera fördröjningen används typiskt mindre och lättare turbokompressorer. Den mindre trögheten hos en lättviktig turbokompressor 29 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 medger att de spinner upp mycket snabbt, vilket därigenom minimerar fördröjningen hos dess arbete.

[0085] Tyvärr kan sådan mindre och lättare turbokompressorer köras för fort när motorn arbetar med hög hastighet och en stor mängd avgasﬂöde och temperatur produceras. För att förhindra tillfällen med för hög hastighet så inkluderar typiska turbokompressorer en överﬂödesventil som är installerad i avgasröret före turbinen. Överﬂödesventilen är tryckopererad och släpper förbi en del av avgaserna runt turbinen når utgångstrycket från kompressom överstiger en på förhand bestämd gräns. Denna gräns är satt till ett tryck som anger att turbokompressorn är nära att gå för fort. Tyvärr resulterar detta i att en del av energin tillgänglig från motorns avgaser går förlorad.

[0086] I beaktande av att konventionella turbokompressorer offrar prestanda vid låga varvtal för att få kraft vid höga varvtal, så har anordningar kända som super-turbokompressorer utvecklats.

En sådan super-turbokompressor beskrivs i US Patent No. 7,490,594 med titeln ”Super- Turbocharger", utfärdat 2009-02-17, som specifikt är inkorporerat här via referens för allt det offentliggör och lär ut.

[0087] Såsom diskuteras i ansökan refererad till ovan, så är i en super-turbokompressor kompressorn driven av motorns vevaxel via en växellåda som är kopplad till motorn vid låga varvtal när tillräckligt upphettade avgaser från motorn inte är tillgängliga för att driva turbinen.

Den mekaniska energin som levereras av motorn till kompressom reducerar turbofördröjningsproblemet som finns med konventionella turbokompressorer, och medger att en större eller effektivare turbin och kompressor används.

[0088] Super-turbokompressorn 1604, illustrerad i Figur 15, är där för att tillhandahålla komprimerad luft från kompressor 1608 till motor 1602 utan att lida av turbofördröjningsproblemet hos en konventionell turbokompressor vid lågt varvtal och utan att slösa bort tillgänglig energi från motorns avgaser som skickas till turbinen 1606 vid högt varvtal.

Dessa fördelar kommer av att man inkluderar super-turbokompressorns växellåda 1610 som kan både extrahera kraft från och sända kraft till motorns vevaxel. 1612 för att både driva kompressorn 1608 respektive driva turbinen 1606, under olika arbetsförhållanden för motorn 1602. 30 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0089] Under start, när konventionella turbokompressorer lider av en fördröjning på grund av bristen på tillräcklig kraft från motorn avgasvärme för att driva turbinen, så ger super- turbokompressom en superkompressorfunktion i vilken kraften tas från vevaxeln 1612 via super- turbokompressoms växellåda 1610 för att driva kompressorn 1608 för att ge tillräckligt krafttillskott till motorn 1602. När motorn kommer up till normal hastighet och mängden kraft tillgänglig från motorns avgasvärme är tillräcklig för att driva turbinen 1606, så minskas mängden kraft tagen från vevaxeln 1612 av växellådan 1610. Därefter så fortsätter turbinen 1606 att tillhandahålla kraft till kompressorn 1608 för att komprimera motoms ingångsluft för användning för motorn 1602.

[0090] När motoms varvtal ökar, så ökar mängden kraft som är tillgänglig från motoravgasemas värme till den punkt där turbinen 1606 skulle gå för fort i en konventionell turbokompressor.

Emellertid, med super-turbokompressorn 1604, så skickas överskottsenergin - som kommer från motoravgasemas värme till turbinen 1606 - genom växellådan 1610 till motoms vevaxel 1612 medan kompressom 1608 bibehålls vid den rätta hastigheten för att ge det ideala krafttillskottet till motorn 1602. Ju större kraft som finns tillgänglig från motoms avgasvärme, desto mer kraft genereras av turbin 1606, som skickas via växellådan 1610 till vevaxeln 1612 under upprätthållande av optimalt krafttillskott tillgängligt från kompressor 1608. Denna belastning av turbin 1606 från växellådan 1610 förhindrar turbinen 1606 från att gå för fort, och maximerar effektiviteten hos kraften som extraheras från motorns avgaser. Som sådan, så behöves inte en konventionell överﬂödesventil.

[0091] Medan mängden kraft tillgänglig för att driva turbinen 1606 i en konventionell super- turbokomprimerad tillämpning är strängt begränsad till mängden kraft tillgänglig från motoms avgaser, så kan turbinen 1606 alstra väsentligt mer kraft om den terrniska energin eller flödet som tillhandahålles till turbinbladen kan fullt utnyttjas och/eller kan ökas. Emellertid kan turbinen 1606 inte arbeta vid en temperatur högre än ett visst värde utan att ta skada, och massﬂödet är konventionellt begränsat till avgaserna som kommer ut ur motor 1602.

[0092] I beaktande av detta så skyddar utförandet av system 1600 turbinen 1606 från högtemperaturtransienter genom att placera ett katalytiskt filter för dieselpartiklar 1616 före turbinen 1606. I ett utförande så är det katalytiska filtret för dieselpartiklar placerat före turbinen nära utloppsgrenröret, vilket möjliggör en exoterrnisk reaktion som resulterar i en ökning av 31 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 avgastemperaturen under långvarig hög hastighet eller lastarbete för motorn. Med användning av ett katalytiskt filter för dieselpartiklar så kan energi återvinnas från sotet, kolvätena och koloxiden som bränns i det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616 för att addera kraft till super-turbokompressom som är placerad efter (nedströms från) katalyserande filtret för dieselpartiklar. Energiåtervinning kan erhållas från antingen ett konventionellt katalyserande filtret för dieselpartiklar som har en mycket begränsad genomströmningskapacitet, med nästan 100% uppfångande av sot, eller genom att använda ett genomströmmande katalyserande filter för dieselpartiklar. Ett genomströmmande katalyserande filter för dieselpartiklar är att katalyserande filter för dieselpartiklar som bara uppfångar ungefär hälften av sotet och släpper igenom den andra hälften. Båda typer av filter för dieselpartiklar är katalyserande för att kunna ha utsläpp brinnande vid en någorlunda låg temperatur. Katalyseringen i filtret för dieselpartiklar åstadkommes genom att tillhandahålla en platinapläterin g på elementen i partikelfiltret, vilket tillförsäkrar att sot, kolväten och koloxid brinner vid låg temperatur. Dessutom är det möjligt att använda filter för dieselpartiklar och en brännare för att bränna bort sotet från filtret för dieselpartiklar uppströms från super-turbokompressorn. Bensinmotorer har generellt inte tillräckligt mycket sot för att kräva ett filter för dieselpartiklar. Emellertid producerar en del direktinsprutade bensinmotorer tillräcklig mycket sot och andra partiklar att användning av ett partikelfilter kan vara fördelaktig, och användning av ett katalytiskt filter för dieselpartiklar kan göras på det sätt som beskrivs här.

[0093] För att kyla avgasema, innan de når turbinen, så matas en del av den komprimerade luften alstrad av kompressom direkt in i avgasema uppströms från turbinen, via en styrventil 1618, och adderas till motorns avgaser som lämnar det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616. Den svalare ingångsluften expanderar och kyler avgaserna och adderar ytterligare vikt till ﬂödet av avgaser, vilket adderar ytterligare kraft till turbinen 1606 såsom beskrivs mer i detalj nedan. När mer svalare luft ges till de heta avgaserna för att upprätthålla temperaturen i det kombinerade ﬂödet till turbinen 1606 till optimal temperatur, så ökar också energin och massﬂödet som levereras till turbinbladen. Detta ökar påtagligt kraften som levereras av turbinen till motorns vevaxel.

[0094] För att inte påverka den stökiometriska reaktionen i det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616, så är kompressorns returluft injicerad nedströms från det katalytiska filtret 32 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 för dieselpartiklar 1616. I ett sådant utförande så går avgaserna genom ett katalytiskt filter för dieselpartiklar 1616 och temperaturen hos avgaserna ökas av den exotermiska reaktionen. Den komprimerade returluften adderas sedan och expanderar så att det totala massﬂödet som levereras till turbinen ökar. Utföranden av den aktuella uppfinningen styr mängden komprimerad luft som levereras för att kyla avgaserna och för att driva turbinen för att tillförsäkra att kombinationen av den svalare komprimerade returluften och motorns avgaser levereras till turbinen vid optimalt tryck för turbinbladens funktion.

[0095] Eftersom det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616, illustrerat i Figur 16, har en stor termisk massa jämfört med avgaserna från motor 1602, så fungerar det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar som en termisk dämpare i början, vilket förhindrar en termisk topp med hög temperatur från att nå turbinen 1606. Emellertid, eftersom reaktionerna i det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar är exotermiska till sin natur, så är temperaturen hos avgaserna som lämnar det katalytiska filtret för dieselpartiklar högre än temperaturen hos avgaserna som kommer in i det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Så länge temperaturen hos avgaserna som kommer in i turbinen förblir under den maximala arbetstemperaturen för turbinen 1606, så föreligger inget problem.

[0096] Emellertid, under långtida körning med hög hastighet och tung last hos motorn 1602, så kan utgångstemperaturen för de katalyserade avgaserna från det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616 överskrida maximal arbetstemperatur för turbinen 1606. Såsom beskrivits ovan, så är temperaturen hos avgasema som lämnar det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar reducerad genom att skicka en del av den komprimerade luften från kompressor 1608 via returventilen 1618, och blanda den med avgaserna som kommer ut det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Påtagligt förbättrad bränsleekonomi uppnås genom att inte använda bränsle som kylmedel under dessa omständigheter, såsom görs i konventionella system. Dessutom styrs operationen hos växellådan för att tillåta kompressom 1608 att ge en tillräcklig mängd komprimerad luft för att ge optimal kraftförstärkning till motorn 1602 och den komprimerade returluft till turbinen 1606 via returventilen 1618. Den överﬂödiga kraften som alstras av turbinen 1616 som resulterar av det ökade massﬂödet av komprimerad luft genom turbinen skickas via växellådan 1610 till vevaxeln 1612, vilket också ökar bränsleeffektiviteten. 33 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[0097] Utgångstemperarturen hos den komprimerade luften 1608 är typiskt mellan cirka 200°C och 300°C. En konventionell turbin kan arbeta optimalt för att extrahera kraft från gaser vid approximativt 950°C, men inte vid högre temperatur utan distorsion eller möjlig fallering. På grund av materialbegränsningar hos turbinbladen så uppnås optimal kraft vid ungefär 950°C.

Eftersom materialet begränsar avgasernas temperatur till ungefär 950°C, så ökar leveransen av mer luft för att öka massflödet genom turbinen vid temperaturgränsen, t.ex. 950°C, turbinens prestanda.

[0098] Meden ett sådant ﬂöde av komprimerad returluft vid 200°C till 300°C är hjälpsamt för att reducera temperaturen hos avgaserna som kommer ut ur det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, så är det känt att maximal kraft från turbinen 1606 kan levereras när temperaturen och massflödet är maximerade inom de termiska gränserna för turbinen 1606. Som sådan, i ett utförande, är mängden returluft styrd så att kombinationen av avgaser och returluft upprätthålls vid eller nära turbinens maximala arbetstemperatur så att mängden kraft levererad till turbinen är maximerad eller väsentligt ökad. Eftersom all denna överskottkraft normallt inte krävs av kompressorn 1608 för att ge optimal extrakraft till motor 1602 och för att skicka kompressorns returluft till via returventil 1618, så kan överskottskraft överföras av växellådan 1610 till vevaxeln 1612 i motorn 1602 för att därigenom öka den totala effektiviteten eller kraften hos motor 1602.

[0099] Såsom diskuterats ovan, i ett utförande, så använder kopplingen mellan kompressorns returluft via returventil 1618 ett katalytiskt filter 1616 för dieselpartiklar som den termiska bufferten mellan motorn 1602 och turbinen 1606. Som sådan så tillhandahålls luft från kompressorn nedströms från det katalytiska filtret för dieselpartiklar för att inte störa den stökiometriska reaktionen inom det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Det vill säga att i utföranden som använder ett katalytiskt filter 1616 för dieselpartiklar, som injicerar kompressorns returluft uppströms från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, så skulle det resultera i att för mycket syre skulle levereras till det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, och att därigenom skulle det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar förhindras att alstra en stökiometrisk reaktion som krävs för korrekt funktion.

[00100] Eftersom optimal effektivitet för kraftalstrande hos turbinen 1606 uppnås när temperaturen hos gasblandningen - kompressorns returluft och avgaser - som kommer till 34- WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 turbinbladen är maximerad (inom materialgränserna för själva turbinen), så är mängden returluft från kompressorn som släpps igenom av returventilen 1618 begränsad för att inte påtagligt reducera temperaturen under en sådan optimerad temperatur. När det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar producerar mer termisk energi via en exotermisk reaktion och temperaturen hos de konverterade avgaserna från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar ökar till en temperatur som överstiger den maximala arbetstemperaturen hos turbinen 1606, så kan mer returluft från kompressorn tillhandahållas via returventilen 1618 som ökar massﬂödet och energin som skickas till turbinen 1606. Vartefter mängden termisk energi alstrad av det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar minskar, så kan mängden returluft från kompressorn som skickas via returventil 1618 också minskas för att undvika att tillhandahålla mer luft än nödvändigt, vilket resulterar i upprätthållande av temperaturen hos gasblandningen vid den optimala arbetstemperaturen.

[00101] I ett annat utförande använder systemet returventilen 1618 för att skicka tillbaka den svalare kompressorluften till avgaserna före turbinen, vid drift vid låg hastighet och hög last, för att undvika att överbelasta kompressorn (”surging”). Överbelastning av kompressorn inträffar när kompressorns tryck blir högt men massﬂödet in i motorn är lågt på grund av att motorn har lågt varvtal och inte kräver mycket luftﬂöde i intaget. Surging (eller aerodynamiskt stall) i kompressorn som resultat av ringa luftﬂöde genom kompressorbladen förorsakar att kompressorns effektivitet faller mycket snabbt. I fallet med en normal turbokompressor kan tillräckligt mycket surge få turbinen att sluta rotera. 1 fallet med en super-turbokompressor är det möjligt att använda kraft från motorns vevaxel för att driva kompressort till en surge. Öppning av returventilen 1618 medger att en del av den komprimerade luften att gå tillbaka runt motorn.

Detta returﬂöde bringar kompressorn ut ur surge och medger högre förstärkningstryck att nå motorn 1602, och därigenom tillåta motorn 1601 att alstra mer kraft än som normalt vore möjligt vid låga motorhastigheter. Injicering av den komprimerade luften in i avgaserna före turbinen minimerar den kraft som behövs från motorn för att superkomprimera till en hög förstärkt trycknivå.

[00102] I ett annat utförande kan en ytterligare styrventil 1620 för kallstart inkluderas för drift under kallstart med rik gaslandning. Under en sådan kallstart så innehåller avgaserna från motorn 1602 i typfallet ett överskott av oförbränt bränsle. Eftersom denna rika blandning inte är 35 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 stökiometrisk, så är det katalytiska ﬁltret 1616 för dieselpartiklar inte kapabelt att helt reducera de oförbrända kolvätena (UHC) i avgaserna. Under denna tid, kan kallstartsstyrventilen 1620 öppnas för att ge kompressoms returluft till ingången för det katalytiska filtret för dieselpartiklar för ge extra syre för att få den rika blandningen ner till stökiometriska nivåer. Detta medger att det katalytiska filtret för dieselpartiklar att komma igång fortare och effektivare reducera utsläppen under en kallstart. Om motorn går på tomgång, så skulle en normal turbokompressor inte ha något extra tryck för att kunna tillhandahålla returluft. Emellertid kan utväxlingen hos växellådan 1610 justeras för att ge tillräcklig hastighet för kompressom så att den kan alstra det tryck som behövs för att luften skall strömma igenom ventilen 1620. I detta avseende kan kontrollsignal 1624 användas för att justera utväxlingen i växellådan 1610 så att tillräckligt varvtal kan tillhandahållas från motorns vevaxel 1612 till kompressom 1608 vid tomgång, särskilt vid kallstart, för att komprimera tillräckligt mycket loft för att strömma genom kallstartsventilen 1620 och tända det katalytiska filtret för dieselpartiklar 1616 med en tillräcklig mängd syre.

[00103] Kravet på det ytterligare syret är typiskt begränsat till en kallstart, och varar ofta bara i 30 till 40 sekunder. Många fordon inkluderar för närvarande en separat luftpump för att tillhandahålla detta syre under kallstart, till påtaglig kostnad och vikt om man beaktar den korta tid som en sådan luftpump behöver arbeta. Genom att byta ut den separata luftpumpen mot en enkel styrventil för kallstatt 1620, så kan väsentliga besparingar i kostnad, vikt och komplexitet förverkligas. Eftersom super-turbokompressorn 1604 kan styra hastigheten hos kompressorn 1608 via växellådan 1610, så kan styrventilen 1620 för kallstart bestå av en enkel av/på ventil.

Mängden luft som tillhandahålls under kallstarten kan då styras genom att styra hastigheten hos kompressorn 1608 via växellådan 1610 med användning av en styrsignal 1624.

[00104] Kallstartsstyrventilen 1620 kan också användas under perioder av drift under mycket hög temperatur om bränsle används som kylmedel inom motorn och/eller för det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, trots den negative effekten på bränsleekonomi. I sådana situationer, så kommer styrventilen för kallstart 1620 att kunna tillhandahålla det extra syre som är nödvändigt för att bringa de rika avgasema tillbaka till stökiometriska nivåer för att möjliggöra för det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar att korrekt reducera mängden av 36 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 oförbrända kolvätesutsläpp i avgaserna. Detta ger en påtaglig fördel för miljön jämfört med tidigare system.

[00105] I utföranden där styrventilen 1620 för kallstart är en på/av-ventil, så kan systemet modulera styrventilen 1620 för kallstart för att variera mängden komprimerad luft som tillhandahålls, för att få ner avgaserna till stökiometriska nivåer. Andra typer av variabla ventiler för flödeskontroll kan också användas för att uppfylla denna samma funktion.

[00106] Figur 16 visar också en styrenhet 1640. Styrenhet 1640 styr funktionen hos returventilen 1618 och ventilen 1620 för kallstart. Styrenhet 1640 arbetar på att optimera mängden luft som går igenom returventilen 1618 under olika betingelser. Mängden luft som går igenom returventilen 1618 är den minimala mängd luft som är nödvändig för att uppnå ett specifikt önskat tillstånd, såsom beskrivs ovan. Det finns två specifika betingelser i vilka styrenhet 1640 styr returventil 1618, och de är: 1) när surge-gränsen för kompressorn för ett givet krav på förstärkning är nära vid lågt varvtal, och, 2) temperaturen för gasblandningen som går in i turbinen 1606 är nära vid högt varvtal och hög last.

[00107] Såsom visas i Figur 16, så får styrenheten 1640 en signal 1630 för gasblandningens temperatur från en temperaturavkännare 1638 som känner av temperaturen hos gasblandningen i kylluften som levereras från kompressor 1608 och blandas med varma avgaser producerade av det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Dessutom detekterar styrenheten 1640 signalen 1632 rörande trycket hos intaget för komprimerad luft från tryckavkännaren 1636 som är placerad i ledningen för komprimerad luft som kommer från kompressor 1608. Dessutom skickas en signal 1626 för motorhastighet och en signal 1628 för motorbelastning från motorn eller från ett gasreglage, till styrenheten 1640.

[00108] Med avseende på styrning av temperaturen hos gasblandningen som skickas till turbinen 1606 vid betingelser med hög hastighet och hög belastning, så begränsar styrenheten 1640 gasblandningens temperatur till en temperatur som maximerar funktionen hos turbinen 1606 utan att vara så hög att den skadar mekanismerna i turbinen 1606. I ett utförande så är en temperatur kring 925°C en optimal temperatur för gasblandningen för att driva turbinen 1606. När väl temperaturen hos gasblandningen som matas in i turbinen 1606 börjar överstiga 900°C, så öppnas returventilen 1618, för att tillåta komprimerad luft från kompressorn 1608 att kyla de 37 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 heta avgaserna från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar innan de går in i turbinen 1606.

Styrenheten 1640 kan utformas för att eftersträva en temperatur av ungefär 925°C, med en övre gräns a 950°C och en undre gräns av 900°C. Gränsen 950°C är den vid vilken skador på turbinen 1606 kan uppkomma med användning av konventionella material. Naturligtvis kan styrenheten utformas för andra temperaturer, beroende på den specifika typen av komponenter och material som används i turbinen 1606. En konventionell proportionell integrerande deriverande (PID) kontrollogikenhet kan användas i styrenheten 1606 för att producera dessa kontrollerade resultat.

[00109] Fördelen med att styra temperaturen hos gasblandningen som går in i turbinen 1606 är att användningen av bränsle i avgaserna för att begränsa ingångstemperaturen hos gasblandningen bortfaller. Användning av svalare komprimerad luft för att kyla de heta avgaserna från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar kräver en stor mängd luft, vilken har en stor massa för att uppnå den önskade svalare temperaturen hos gasblandningen. Mängden som krävs för att kyla de heta avgasema som kommer från det katalytiska filtret 1616 för diesel partiklar är stor därför att svalare komprimerad luft från kompressom 1608 är inte att bra kylmedel, speciellt om man jämför med ett flytande bränsle som injiceras i avgaserna. De varma avgaserna från utgången på det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar förorsakar att den svalare komprimerade gasen från kompressom 1608 expanderar för att skapa gasblandningen.

Eftersom en stor mängd av den svalare komprimerade luften från kompressor 1608 krävs för att sänka temperaturen på de heta avgaserna från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, så ﬂyter en stor mängd gasblandning genom turbinen 1606, vilket mycket ökar utbytet från turbinl606. Turbinkraften ökar med skillnaden mellan kraften som skapas av massﬂödet och arbetet som krävs för att komprimera den komprimerade luften som går genom returventilen 1618. Genom att få signalen 1630 för gasblandningens temperatur från temperaturavkännaren 1638 och styra additionen av komprimerad luft via returventilen 1618, så åstadkommes att maximitemperaturen inte överskrids.

[00110] Styrenhet 1640 styr också returventilen 1618 för att begränsa surge i kompressor 1618.

Surge-gränsen är en gränslinje som varierar som en funktion av förstärkningstrycket, luftﬂödet genom kompressom och kompressorns 1608 utförande. Kompressorer, såsom kompressom 1608, som typiskt används i turbokompressorer, överskrider surge-gränsen när flödet av ingångluft 1622 är litet och tryckskillnaden mellan ingångsluften 1622 och den komprimerade 38 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 luften är stor. I konventionella superkompressorer, så är ﬂödet av ingångsluft 1622 lågt när motorns varvtal 1626 är lågt. Vid lågt varvtal, när den komprimerade luften inte används i stora volymer av motorn 1602, så är massﬂödet av ingångsluft 1622 lågt och surge uppstår därför att den roterande kompressorn 1508 inte kan trycka in luft i en högtrycksledning utan ett rimligt ﬂöde av ingångsluft 1622. Returventilen 1618 medger ﬂöde genom ledningen 1609 för komprimerad luft och förhindrar eller reducerar surge i kompressor 1608. När en surge i kompressor 1608 äger rum, så kan inte trycket i ledningen för komprimerad luft 1609 upprätthållas. Därför, vid lågt varvtal och hög belastning av motor 1602, så kan trycket hos den komprimerade luften i ledningen för komprimerad luft 1609 sjunka under önskade nivåer.

Genom att öppna returventilen 1618 så ökar ﬂödet av ingångsluft 1622 genom kompressom 1608, särskilt vid låga varvtal och hög belastning på motorn, vilket medger att den önskade mängden förstärkning kan uppnås i ledningen 1609 för komprimerad luft. Returventil 1618 kan helt enkelt öppnas tills det önskade trycketi ledning 1609 uppnås. Emellertid, genom att helt enkelt detektera förstärkningstrycket i ledningen för komprimerad luft 1609, så kommer surge att äga rum innan returventilen 1618 öppnas för att ta kompressorn ut ur surgetillståndet.

[00111] Det är emellertid att föredra att fastställa surge- gränsen och öppna returventilen 1618 i förväg, innan surge-situationen uppkommer. För ett givet varvtal och önskad förstärkningsnivå kan en surge-gräns fastställas. Returventilen 1618 kan börja öppna innan kompressor 1608 når en beräknad surge-gräns. Att öppna ventilen tidigt möjliggör för kompresson att snabbare spinna upp till ett högre förstärkingstryck, därför att kompressorn förblir närmare de högre effektivitetspunkterna för kompressorns operationella parametrar. Snabb ökning av förstärkningstrycket vid lågt varvtal kan då uppnås. Genom att öppna ventilen innan en surge uppstår kan också ett mer stabilt kontrollsystem uppnås. 39 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[00112] Öppning av returventilen 1618 på ett sådant sätt att förbättring av gensvaret från motorn 1602 uppnås genom att tillåta 1602 att få högre förstärkningstryck snabbare när motor 1602 har lågt varvtal. Kompressor 1608 är också effektivare, vilket resulterar i mindre arbete för växellådan 1610 att uppnå superkompression. En modell av kontroll av surge- gräns kan göras inom standard modellbaserad kontrollsimuleringkod, såsom MATLAB. Modellbygge på detta sätt medger simulering av styrenheten 1640 och automatisk programmering av algoritmer för styrenheten 1640.

[00113] Ett modellbaserat kontrollsystem, såsom beskrivs ovan, är unikt i att användningen av växellådan 1610 för att kontrollera rotationen hos turbinen 1606 och kompressor 1608 alstrar förstärkningstryck utan turbofördröjning. Med andra ord så kan växellådan 1610 extrahera rotationsenergi från vevaxeln 1612 för att driva kompressor 1608 för att uppnå den önskade förstärkningen från ledning 1609 för komprimerad luft mycket snabbt och innan turbin 1606 alstrar tillräcklig energi för att driva kompressor 1608 vid en sådan önskad nivå. På detta sätt så reduceras eller elimineras styrenheter i en konventionell turbokompressor för att reducera fördröjning. Den modellbaserade styrningen av styrenheten 1640 bör vara utformad för att upprätthålla optimal effektivitet hos kompressor 1608 inom de operationella parametrama för kompressor för kompressor 608.

[00114] Kontrollmodellen för styrenhet 1640 bör också noggrant modelleras med avseende på tryckets operationella parametrar, såsom beroende på massﬂödet som tillåts av motom för ett givet mål i hastighet och last, i vilka målet för hastighet och last kan vara definierade relativt till läget för fordonets gasreglage. Såsom visat i Figur 16 så kan signalen 1626 för motorhastighet erhållas från motor 1602 och skickas till styrenhet 1640. På liknande sätt kan signalen 1628 för motoms belastning erhållas från motom 1602 och skickas till styrenhet 1640. Alternativt kan dessa parametrar erhållas från avkännare placerade på motoms gasreglage (inte visat).

Returventilen 1618 kan sedan styras som gensvar på en kontrollsignal 1642 alstrad av styrenhet 1640. Tryckavkännare 1636 alstrar signalen 1632 för inkommande lufttryck som skickas till styrenhet 1640, som beräknar styrsignalen 1642 som gensvar på motorns hastighetssignal 1626, motoms belastningssignal 1628 och signal 1632 från tryckavkånnaren vid kompressoms 1606 ingång. 40 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[00115] Under arbetsbetíngelser för motor 1602 i vilka temperaturen i kompressor 1608 inte närmar sig en surge- gräns, och gasblandningens temperatur, såsom detekteras av temperaturavkännaren 1638, inte uppnås, så är returventilen 1618 stängd så att systemet fungerar som ett konventionellt super-turbokomprimerat system. Detta gäller under en majoritet av operationella parametervärden för motorn 1602. När hög belastning och lågt varvtal inträffar, så öppnas returventilen 1618 för att förhindra surge. På liknande sätt, när högt varvtal och hög belastning för motor 1602 inträffar så alstras höga temperaturer i avgaserna vid utgången från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, så att returventilen 1618 måste öppnas för att reducera temperaturen hos bränsleblandningen som skickas till turbinen 1606 till en temperatur under den som skulle orsaka skada på turbin 1606.

[00116] Figur 17 är ett detaljerat diagram av utförandet av det högeffektiva super- turbokomprimerade systemet 1600 illustrerat i Figur 16. Såsom visas i Figur 17, så inkluderar motor 1602 ett super-turbokompressorsystem som har modifierats såsom beskrivs ovan med avseende på Figur 16, för att ge sammantaget högre effektivitet än konventionella super- turbokomprimerade motorer, och även ge hög optimal effektivitet vid låga varvtal och hög last, och hög optimal effektivitet vid högt varvtal och hög last. Super-turbokompressorn inkluderar en turbin 1606 som är mekaniskt förbunden med en axel till kompressor 1608. Kompressor 1608 komprimerar ingångsluft 1622 till ledning 1704. Ledning 1704 är förbunden med returventil 1618 och mellankylaren 1614. Såsom visas ovan, så kyler mellankylaren 1614 den komprimerade luften som blir värmd under komprimeringsprocessen. Mellankylaren 1614 är kopplad till ledningen 1726 för komprimerad luft, som i sin tur är kopplad till ingångsgrenröret (inte visat) i motor 1602. Tryckavkännare 1636 är kopplad till ledningen 1704 för komprimerad luft för att detektera trycket och ge en tryckavläsning via signalen 1632 för trycket i den komprimerade ingångsluften, vilken skickas till styrenhet 1640. Returventilen 1618 styrs av styrsignalen 1642 för returventilen 1618, alstrad av styrenheten 1640, såsom visas ovan. Under vissa arbetsförhållanden så öppnas returventilen 1618 för att tillhandahålla komprimerad luft från ledningen 1704 för komprimerad luft till en blandningskammare 1706. 41 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[00117] Såsom visas i utförandet i Figur 17, så innefattar blandningskammare 1706 helt enkelt en serie öppningar 1702 iutgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret för dieselpartiklar, vilken är omgiven av ledningen 1704 för komprimerad luft, så att den komprimerade luften tillhandahållen från ledningen 1704 för komprimerad luft passerar genom öppningarna 1702 för att blandas med avgaserna i utgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret för dieselpartiklar.

Vilken som helst önskad typ av blandningskammare kan användas för att blanda den svalare komprimerade luften med avgaserna för att sänka temperaturen på avgaserna.

Temperaturavkännare 1638 är placerad i utgångsledningen 1708 för det katalytiska filtret för dieselpartiklar för att mäta temperaturen hos avgaserna i utgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret för dieselpartiklar. Temperaturavkännare 1638 ger en temperatursignal 1630 för gasblandningens temperatur till styrenheten 1640, som styr returventilen 1618 för att tillförsäkra att temperaturen hos avgaserna i utgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret för dieselpartiklar inte överskrider en maximal temperatur som skulle skada turbinen 1606. Det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar är kopplat till utgångsgrenröret 1710 via ingångsledningen 1714 till det katalytiska filtret för dieselpartiklar. Genom att placera det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar nära utgångsgrenröret 1710, så går de varma avgaserna från motorn direkt in i det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, vilket hjälper till att aktivera det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Med andra ord så tillåter inte den nära placeringen av det katalyserande filtret 1616 för dieselpartiklar till utloppet för motorns avgaser inte at avgaserna svalnar påtagligt innan de går in i det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, vilket ökar prestanda för det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. När avgaserna passerar igenom det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar så adderar det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar ytterligare värme till avgaserna. Dessa mycket heta avgaser vid utgången från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar skickas till utgångsledningen 1708 för det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar och kyls i blandningskammaren 1706 av den komprimerade ingångsluften från ledningen 1704 för komprimerad luft. Beroende på temperaturen hos de mycket heta avgaserna som produceras vid utgången från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, vilken varierar beroende på arbetsbetingelserna för motor 1602, så kommer olika mängder komprimerad ingångsluft att adderas till avgaserna under betingelser med hög hastighet och hög belastning. Vid betingelser med låg motorhastighet hög belastning så fungerar returventilen 1618 också för att medge att ingångsluft kommer in för att gå igenom kompressorn 42 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 för att undvika surge. Surge liknar aerodynamisk stall för kompressorbladen, vilket uppkommer som resultat av betingelser med lågt ﬂöde genom kompressom vid lågt varvtal. När surge inträffar, så sjunker trycket in ingångsgrenröret (inte visat) därför att kompressorn 1608 inte är kapabel att komprimera ingångsluft. Genom att tillåta att luft går igenom kompressorn som ett resultat av att returventilen 1618 öppnas, så kan tryck upprätthållas i ingångsgrenröret så att, när högt vridmoment vid lågt varvtal, så kan det höga vridmomentet uppnås på grund av det höga trycket i ingångsgrenröret.

[00118] Såsom visas ovan, när motorn arbetar vid hög hastighet och hög belastning, så förorsakar det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar att en stor mängd värme alstras i avgaserna som levereras till utgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret för dieselpartiklar.

Genom att tillhandahålla komprimerad, svalare ingångsluft till utgångsledningen 1708 från det katalytiska filtret så kyls de heta avgasema under betingelser med hög hastighet och hög belastning. När belastningen på och hastigheten hos motom ökar, så produceras hetare gaser och mer komprimerad luft från ledning 1704 krävs. Om turbinen 1606 inte producerar tillräcklig rotationsenergi för att driva kompressorn, såsom vid låg hastighet och hög belastning, så kan motoms vevaxel 1612 tillhandahålla rotationsenergi till kompressorn 1608 via drivrem 1722, remskiva 1718, axel 1724, den kontinuerligt variabla växellådan 1716 och växellådan 1728. Igen så kan vilken som helst del av drivlinan användas för att tillhandahålla rotationsenergi till kompressor 1608 och Figur 17 visar ett utförande i enlighet med ett offentliggjort utförande.

[00119] Såsom också illustreras i Figur 17, så är en kallstartsventil 1620 också förbunden med ledningen 1704 för komprimerad luft, vilken i sin tur är förbunden med kallstartsledningen 1712.

Kallstartledningen 1712 är förbunden med ingångsledningen för 1714 för det katalytiska filtret för dieselpartiklar, som är uppströms från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar. Ändamålet med en kallstartsventil är att tillhandahålla komprimerad ingångsluft till ingången på det katalytiska filtret 1616 under startbetingelser, såsom diskuterats ovan. Under startbetingelser, innan det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar når full arbetstemperatur, så tillhandahålls extra syre via kallstartsledningen 1712 för att initiera den katalytiska processen. Det extra syre som tillhandahålles via kallstartsledningen 172 hjälper till med initieringen av den katalytiska processen. Styrenhet 1640 styr kallstartsventil 1620 via styrenhetens kontrollsignal 1644 som 43 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 gensvar till motorns hastighetssignal 1626, motorns belastningssignal 1628 och temperatursignalen 1630 för gasblandningens temperatur.

[00120] Därför arbetar den högeffektiva super-turbokomprimerade motorn 1600 på ett sätt som liknar en super-turbokompressor, med undantaget att returventilen 1618 tillhandahåller en del av den komprimerade luften från kompressorn till turbinens ingång av två skäl. Ett skäl är att kyla avgasema innan de går in i turbinen, så att hela energin i avgasema kan utnyttjas och en överflödesventil inte behövs under betingelser av hög hastighet och hög belastning. Det andra skälet är att tillhandahålla flöde av luft genom kompressorn för att förhindra surge vid låga varvtal och hög belastning. Dessutom kan det katalytiska filtret för dieselpartiklar kopplas till avgasströmmen innan avgasema når turbinen så att hettan alstrad av det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar kan användas för att driva turbinen 1606, och expandera den komprimerade ingångsluften som blandas med de heta gaserna från det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar, vilket mycket ökar systemets effektivitet. Dessutom kan kallstartventilen 1620 användas för att initiera den katalytiska processen i det katalytiska filtret 1616 för dieselpartiklar genom att tillhandahålla syre till avgasema under startbetingelser.

[00121] Därför offentliggörs en unik super-turbokompressor som använder en friktionsdrivenhet för hög hastighet med en fix utväxling som reducerar den mekaniska rotationsenergin hos en turbin-/kompressoraxel till ett varvtal som kan användas av en kontinuerligt variabel växellåda som kopplar energin mellan en drivlina och turbin-lkompressoraxeln. En av de unika egenskapema hos utformandet av super-turbokompressom är att växellådan är placerad inom systemet. Den kontinuerligt variabla växellådan är placerad i den lägre delen av höljet för super- turbokompressom. Den kontinuerligt variabla växellådan 1116 tillhandahåller de oändligt variabla utväxlingarna som behövs för att överföra mekanisk rotationsenergi mellan super- turbokompressom och motom. Antingen kan en kontinuerligt variabel växellåda med kugghjul användas som den kontinuerligt variabla växellådan 1116 eller en friktionsdrivenhet som är kontinuerligt variabel kan användas. Därför kan friktionsdrivenheter användas för både friktionsdrivenheten för hög hastighet 114 och för den kontinuerligt variabla växellådan 1116. 44 WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

[00122] Den ovanstående beskrivningen av uppfinningen har presenterats med ändamålet att illustrera och beskriva. Den är inte avsedd att vara uttömmande eller för att begränsa uppfinningen till precis de former som offentliggjorts, och andra modifikationer och variationer kan vara möjliga i ljuset av de ovanstående lärdomarna. Utförandet valdes och beskrevs för att bäst förklara uppfinningens princip och dess praktiska tillämpning för att därigenom möjliggöra för andra som är skickliga i konsten hur man bäst kan använda uppfinningen i diverse utföranden och diverse modifikationer som är lämpade för den specifika användning som begrundas.

Avsikten är att de bifogade kraven skall tolkas som att inkludera andra alternativa utföranden av uppfinningen utom i den utsträckning som begränsas av tidigare konst. 45

Claims

WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 PATENTKRAV

1. l. Super-turbokompressor som är kopplad till en motor, innefattande: en turbin som alstrar turbinrotationens mekaniska energi från entalpi hos avgaser producerade av nämnda motor; en kompressor som komprimerar ingångsluften och tillhandahåller komprimerad luft till nämnda motor som gensvar till nämnda turbinrotations mekaniska energi alstrad av nämnda turbin och motorrotationens mekaniska energi Överförd från nämnda motor; en axel som har änddelar som är kopplade till nämnda turbin och nämnda kompressor, och en central del som har en traktionsyta på axeln; en friktionsdrivenhet placerad runt nämnda centrala del av nämnda axel, innefattande: ett ﬂertal planetvalsar som har ett ﬂertal planetvals-traktionsytor som växelverkar med nämnda axels traktionsyta så att ett första ﬂertal av traktionskopplingar finns mellan nämnda ﬂertal av planetvals-traktionsytor och nämnda axels traktionsyta; en ringvals som roteras av nämnda ﬂertal av planetvalsar via ett andra flertal traktionskopplingar; en kontinuerligt variabel växellåda som är mekaniskt kopplad till nämnda friktionsdrivenhet och nämnda motor, som överför turbinrotationens mekaniska energi till nämnda motor och motorrotationens mekaniska energi till nämnda super- turbokompressor vid arbetshastighet för nämnda motor.

2. Super-turbokompressor enligt krav l vari nämnda kontinuerligt variabla växellåda innefattar en friktionsdrivenhet med kontinuerligt variabel växellåda.

3. Super-turbokompressor enligt krav 2 vari nämnda kontinuerligt variabla växellåda innefattar en planetväxel med kullager och friktionsdrivenhet som är en kontinuerligt variabel växellåda. WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

4. Super-turbokompressor enligt krav 2 vari nämnda friktionsdrivenhet innefattar en planetväxel med friktionsdrivenhet som har åtminstone två planetvalsar.

5. Super-turbokompressor enligt krav 4 vari nämnda planetväxel med friktionsdrivenhet har åtminstone tre planetvalsar.

6. Super-turbokompressor enligt krav 4 vari nämnda planetväxel med friktionsdrivenhet har en planetbärare på vilken planetvalsama är monterade.

7. Super-turbokompressor enligt krav 6 vari nämnda planetväxel med friktionsdrivenhet har planetvalsar med ﬂera diametrar.

8. Super-turbokompressor enligt krav 6 vari nämnda ringvals har en ringvalstraktionsyta som växelverkar med nämnda ﬂertal av traktionsytor på planetvalsar för att skapa nämnda andra ﬂertal av traktionskopplingar.

9. Super-turbokompressor enligt krav 7 vari nämnda ringvals har en ringvalstraktionsyta som växelverkar med ett ﬂertal ytterligare traktionsytor på planetvalsar som har en diameter som är mindre än traktionsytorna på nämnda ﬂertal planetvalsar för att skapa nämnda ﬂertal traktionsytor.

10. Metod för att överföra mekanisk rotationsenergi mellan en super-turbokompressor och en motor, innefattande: alstrande av turbinrotationens mekaniska energi i en turbin från entalpin hos avgaser producerade av nämnda motor; komprimering av ingångsluft med användning av en kompressor för att tillhandahålla komprimerad luft till nämnda motor som gensvar till nämnda turbinrotations mekaniska energi alstrad av nämnda turbin och motorrotationens mekaniska energi alstrad av motorn; tillhandahållande av en axel som har änddelar som är kopplade till nämnda turbin och nämnda kompressor, och en central del som har en traktionsyta på axeln; mekaniskt koppling av en friktionsdrivenhet till nämnda axels traktionsyta; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 placerande av ett ﬂertal planetvalstraktionsytor hos ett ﬂertal planetvalsarí kontakt med nämnda axels traktionsyta så att ett ﬂertal av första traktionskopplingar skapas mellan nämnda ﬂertal planetvalsar och nämnda traktionsyta på axeln; placerande av en ringvals i kontakt med nämnda flertal planetvalsar så att ett ﬂertal av andra traktionskopplingar skapas mellan nämnda ﬂertal planetvalsar och nämnda ringvals; mekaniskt koppling av en kontinuerligt variabel växellåda till nämnda friktionsdrivenhet och nämnda motor för att överföra turbinrotationens mekaniska energi till nämnda motor vid arbetshastighet för nämnda motor och motornrotationens mekaniska energi till nämnda axel vid arbetshastighet hos nämnda kompressor och nämnda turbin.

11. Metod enligt krav 10 vari nämnda process att överföra mekanisk rotationsenergi mellan nämnda super-turbokompressor och nämnda motor innefattar överföring av mekanisk rotationsenergi via åtminstone en mekanisk anordning.

12. Metod enligt krav 11 vari nämnda process att överföra mekanisk rotationsenergi genom åtminstone en mekanisk anordning innefattar överföring av mekanisk rotationsenergi genom ett en växellåda i ett fordon.

13. Metod enligt krav ll vari nämnda process att överföra mekanisk rotationsenergi genom åtminstone en mekanisk anordning innefattar överföring av mekanisk rotationsenergi till en drivlina i ett fordon.

14. Metod enligt krav 10 vari nämnda process att placera nämnda ringvals i kontakt med nämnda ﬂertal av planetvalsar innefattar: placering av en ringvals” traktionsyta från nämnda ringvals i kontakt med nämnda ﬂertal av traktionsytor på planetvalsar för att skapa nämnda ﬂertal andra traktionskopplingar.

15. Metod enligt krav 10 vari nämnda process att placera nämnda ringvals i kontakt med nämnda ﬂertal planetvalsar innefattar: WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 placering av en ringvals” traktionsyta från nämnda ringvals i kontakt med ett ﬂertal ytterligare traktionsytor på planetvalsar som har en diameter som är mindre än nämnda ﬂertal traktionsytor på planetväxlar, för att skapa ett ﬂertal andra traktionskopplingar.

16. Metod enligt krav 10 vari nämnda process att mekaniskt koppla en kontinuerligt variabel växellåda till nämnda friktionsdrivenhet innefattar: att mekaniskt koppla en kontinuerligt variabel växellåda med friktionsdrivenhet till nämnda friktionsdrivenhet.

17. l7. Metod enligt krav 16 vari nämnda process att mekaniskt koppla en kontinuerligt variabel växellåda med friktionsdrivenhet till nämnda friktionsdrivenhet innefattar: att mekaniskt koppla en kontinuerligt variabel växellåda med planetkullager till nämnda friktionsdrivenhet.

18. Metod enligt krav 16 vari nämnda process att mekaniskt koppla en friktionsdrivenhet till nämnda axels traktionsyta, innefattande: att mekaniskt koppla en planetfriktionsdrivenhet som har åtminstone tre planetvalsar med ett flertal diametrar.

19. Metod att möjliggöra avgasrecirkulering i en super-turbokomprimerad explosionsmotor innefattande: att tillhandahålla ett avgasutlopp för högt tryck med en första på förhand bestämd storlek i nämnda explosionsmotor; att tillhandahålla ett avgasutlopp för lågt tryck med en andra på förhand bestämd storlek i nämnda explosionsmotor, denna nämnda andra på förhand bestämda storlek väsentligt större än den nämnda första på förhand bestämda storlek; att driva en super-turbokompressor för högt tryck med åtminstone en första del avgaser vid högt tryck från nämnda avgasutlopp för högt tryck; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 att tillhandahålla åtminstone en andra del av nämnda avgaser vid högt tryck från nämnda avgasutlopp för högt tryck till ett ingångsgrenrör i nämnda explosionsmotor. att driva en super-turbokompressor för lågt tryck med avgaser vid lägre tryck från nämnda avgasutlopp med lågt tryck; att tillhandahålla komprimerad luft från utgången hos nämnda lågtryckskompressor till en luftingång hos nämnda högtryckskompressor; att tillhandahålla komprimerad luft från utgången på nämnda högtryckskompressor, vid ett på förhand fastställt tryck, till ett ingångsgrenrör för nämnda explosionsmotor; att öppna nämnda avgasutlopp för högt tryck medan trycket i nämnda avgasutlopp för högt tryck är större än den nämnda andra delen av nämnda avgaser med högt tryck så att nämnda andra del av nämnda avgaser med högt tryck recirkulerar genom nämnda explosionsmotor.

20. Metod enligt krav 19 dessutom innefattande: att styra nämnda mängd av nämnda andra del av nämnda avgaser med högt tryck med avseende på nämnda första del av nämnda avgaser med högt tryck med användning av en ventil placerad i en ledning som tillhandahåller nämnda andra del av nämnda avgaser med högt tryck till nämnda ingångsgrenrör.

21. Metod för att möjliggöra recirkulering av avgaser i en super-turbokomprimerad explosionsmotor innefattande: att tillhandahålla ett avgasutlopp för högt tryck med en första på förhand bestämd storlek i nämnda explosionsmotor; att tillhandahålla ett avgasutlopp för lågt tryck med en andra på förhand bestämd storlek i nämnda explosionsmotor, denna nämnda andra på förhand bestämda storlek väsentligt större än nämnda första på förhand bestämda storlek; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 att driva en super-turbokompressor för högt tryck med avgaser med högt tryck från nämnda avgasutlopp för högt tryck; att driva en super-turbokompressor för lågt tryck med avgaser med lägre tryck från nämnda avgasutlopp för lågt tryck; att tillhandahålla komprimerad luft från utgången från nämnda lågtryckskompressor till en luftingång för nämnda högtryckskompressor; att tillhandahålla komprimerad luft från utgången från nämnda högtryckskompressor vid ett på förhand bestämt tryck, till ett ingångsgrenrör i nämnda explosionsmotor; att leda nämnda hö gtrycksavgaser från en utgång på nämnda super- turbokompressor för högt tryck till ett ingångsgrenrör på nämnda explosionsmotor; att öppna nämnda avgasutlopp för högt tryck medan trycket i nämnda avgasutlopp för högt tryck är större än nämnda på förhand fastställda tryck så att nämnda avgaser med högt tryck från nämnda utgång från nämnda super-turbokompressor recirkulerar genom nämnda explosionsmotor.

22. Metod enligt krav 2l dessutom innefattande: att tillhandahålla en del av nämnda hö gtrycksavgaser från nämnda utgång på nämnda super-turbokompressor för högt tryck till nämnda avgaser med lägre tryck för att hjälpa till att driva nämnda super-turbokompressor för lågt tryck.

23. Metod för att möjliggöra avgasrecirkulering i en super-turbokomprimerad explosionsmotor innefattande: att tillhandahålla ett avgasutlopp för högt tryck med en första förhandsbestämd storlek i nämnda explosionsmotor; att tillhandahålla ett avgasutlopp för lågt tryck med en andra förhandsbestämd storlek i nämnda explosionsmotor, denna nämnda andra förhandsbestämda storlek väsentligt större än den första förhandsbestämda storleken; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 att tillhandahålla högtrycksavgaser från nämnda avgasutlopp för högt tryck till ett ingångsgrenrör i nämnda explosionsmotor; att driva en super-turbokompressor för lågt tryck med avgaser med lägre tryck från nämnda avgasutlopp för lågt tryck; att tillhandahålla komprimerad luft från en utgång från nämnda lågtryckskompressor, vid ett på förhand fastställt tryck, till ett ingångsgrenrör i nämnda explosionsmotor; att öppna nämnda utlopp för högt tryck medan trycket i nämnda utlopp för högt tryck är högre än nämnda på förhand fastställda tryck så att nämnda andra del av nämnda högtrycksavgaser recirkulerar genom nämnda explosionsmotor.

24. Metod enligt krav 23 dessutom innefattande: att tillhandahålla en del av nämnda hö gtrycksavgaser till nämnda lågtrycksavgaser för att hjälpa till att driva nämnda super-turbokompressor för lågt tryck.

25. Metod för att förbättra effektiviteten hos ett turbo-superkomprimerat motorsystem innefattande: att tillhandahålla en motor; att tillhandahålla ett katalytiskt filter för dieselpartiklar som är kopplat till ett avgasutlopp nära nämnda motor, som tar emot motoravgaser från nämnda motor, som aktiverar en exotermisk reaktion i nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar som adderar ytterligare energi till nämnda motoravgaser och producerar katalyserade avgaser vid utgången till nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar, gaser som är varmare än nämnda motoravgaser; att tillhandahålla ett ﬂöde av komprimerad luft till en ingång i nämnda motor med användning av en kompressor; att blanda en del av nämnda komprimerade luft med nämnda katalyserade avgaser i en blandningskammare som är nedströms från nämnda katalytiska filter för WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 dieselpartiklar för att producera en gasblandning av nämnda katalyserade avgaser och nämnda komprimerade luft; att reglera nämnda ﬂöde av nämnda komprimerade luft in i nämnda blandningskammare med användning av en styrventil för att hålla nämnda gasblandning under en maximitemperatur och upprätthålla ett ﬂöde av nämnda komprimerade luft genom nämnda kompressor under de operationella faserna av nämnda motor när en surge i nämnda kompressor annars skulle uppstå; att tillhandahålla nämnda gasblandning till en turbin som producerar turbinrotationens mekaniska energi som resultat av ﬂöde av nämnda gasblandning; att skicka nämnda turbinrotations mekaniska energi från nämnda turbin till nämnda kompressor som använder nämnda turbinrotations mekaniska energi för att komprimera luft för att producera nämnda komprimerade luft när nämnda ﬂöde av nämnda gasblandning genom nämnda turbin är tillräckligt för att driva nämnda kompressor; att ta ut åtminstone en del av nämnda turbinrotations mekaniska energi från nämnda turbin och anbringa nämnda del av nämnda turbinrotations mekaniska energi till en drivlina när nämnda del av nämnda turbinrotations mekaniska energi från nämnda turbin inte behövs för att driva nämnda kompressor; att tillhandahålla drivlinerotationens mekaniska energi från nämnda drivlina till nämnda kompressor för att förhindra turbo-fördröjning när nämnda flöde av gasblandning genom nämnda turbin inte är tillräckligt för att driva nämnda kompressor.

26. Metod enligt krav 25 vari nämnda maximitemperatur för nämnda gasblandning är lägre än den temperatur vid vilken nämnda gasblandning annars skulle åsamka skada på nämnda turbin.

27. Metod enligt krav 26 vari nämnda maximitemperatur för nämnda gasblandning är lägre än ungefär 950°C. WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398

28. Metod enligt krav 26 vari effektiviteten hos nämnda motor förbättras genom att inte använda en överﬂödesventil för att släppa ut överﬂödiga gaser av nämnda gasblandning.

29. Metod enligt krav 28 vari nämnda process att extrahera turbinrotations överflödiga mekaniska energi från nämnda turbin och att tillhandahålla drivlinerotations mekaniska energi från nämnda drivlina till nämnda kompressor innefattar: att använda en växellåda som kopplar nämnda turbinrotations överﬂödiga mekaniska energi och nämnda drivlinerotations mekaniska energi mellan nämnda drivlina och en axel som förbinder nämnda turbin och nämnda kompressor.

30. Metod enligt krav 29 vari nämnda process för att upprätthålla ett flöde av komprimerad luft under operationella faser av för nämnda motor innefattar: att upprätthålla ett ﬂöde av nämnda komprimerade luft genom nämnda kompressor när nämnda motor arbetar med lågt varvtal och kräver högt vridmoment genom att öppna nämnda returventil för att reducera surge.

31. 3 l. Metod enligt krav 30 vari nämnda process att blanda nämnda komprimerade luft med nämnda katalyserade avgaser i en blandningskammare innefattar: att tillhandahålla åtminstone en öppning i en avgasledning, som är kopplad till en ledning för komprimerad luft så att nämnda komprimerade luft ﬂyter genom nämnda åtminstone en öppning och blandar sig med nämnda hetare avgaser i nämnda avgasledning.

32. Metod enligt krav 31 dessutom innefattande: att blanda en del av nämnda komprimerade luft med nämnda avgaser uppströms från nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar vid kallstart av nämnda motor för att tillhandahålla syre till nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar som hjälper nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar att starta nämnda exotermiska reaktion.

33. Super-turbokomprimerat motorsystem som innefattar: en motor; WO 2011/096936 PCTHJS 2010/23398 ett katalyserat ﬁlter för dieselpartiklar kopplat till en avgasledning nära ett avgasutlopp från nämnda motor så att heta avgaser från nämnda motor aktiverar en exotermisk reaktion i nämnda katalytiska filter för dieselpartiklar, som adderar energi till nämnda heta avgaser och producerar katalyserade avgaser; en kompressor kopplad till en källa för luft, som tillhandahåller komprimerad luft som har ett tryck som är större än trycknivån hos nämnda avgaser; en ledning som tillhandahåller nämnda komprimerade luft till nämnda katalyserade avgaser så att åtminstone en del av nämnda komprimerade luft blandas med nämnda katalyserade avgaser för att producera en gasblandning; en turbin som är mekaniskt kopplad till nämnda kompressor och alstrar turbinrotationens mekaniska energi från nämnda gasblandning; en ventil som reglerar ﬂödet av nämnda del av nämnda komprimerade luft genom nämnda ledning för att upprätthålla nämnda gasblandning under en på förhand fastställd maximitemperatur och för att upprätthålla ett flöde av luft från nämnda luftkälla genom nämnda kompressor under operationella faser hos nämnda motor när en surge i nämnda kompressor annars skulle uppstå; en växellåda som tillhandahåller drivlinerotationens mekaniska energi från en drivlina till nämnda kompressor för att reducera turbo-fördröjning när nämnda ﬂöde av nämnda avgaser genom nämnda turbin inte är tillräckligt för att driva nämnda kompressor till en önskad 10