WO2014119154A1 - 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法 - Google Patents

多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2014119154A1
WO2014119154A1 PCT/JP2013/083700 JP2013083700W WO2014119154A1 WO 2014119154 A1 WO2014119154 A1 WO 2014119154A1 JP 2013083700 W JP2013083700 W JP 2013083700W WO 2014119154 A1 WO2014119154 A1 WO 2014119154A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
turbocharger
pressure
water vapor
temperature
air
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/083700
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
和郎 堀田
Original Assignee
三菱重工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱重工業株式会社 filed Critical 三菱重工業株式会社
Priority to CN201380071529.6A priority Critical patent/CN104956044B/zh
Priority to SG11201505786WA priority patent/SG11201505786WA/en
Priority to US14/762,408 priority patent/US10557405B2/en
Priority to EP13873977.6A priority patent/EP2937540B1/en
Publication of WO2014119154A1 publication Critical patent/WO2014119154A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0493—Controlling the air charge temperature
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0406—Layout of the intake air cooling or coolant circuit
    • F02B29/0412—Multiple heat exchangers arranged in parallel or in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/013—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust with exhaust-driven pumps arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P2060/00—Cooling circuits using auxiliaries
    • F01P2060/02—Intercooler
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0406—Intake manifold pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0414—Air temperature
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0418—Air humidity
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a multistage supercharging system, its control device, and its control method.
  • Patent Document 1 a cooler is provided between a low pressure turbocharger and a high pressure turbocharger, and the air flow compressed by the low pressure turbocharger is cooled in the cooler to be supplied to the high pressure turbocharger.
  • a two-stage supercharging system is disclosed.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides a multistage supercharging system capable of suppressing the generation of water mist at the time of cooling of compressed air, a control device therefor, and a control method therefor.
  • the purpose is
  • a control device for a multistage supercharging system comprising: a feeder, for supplying air compressed over at least two stages to an internal combustion engine, wherein a temperature of suction air and a humidity of suction air of the first turbocharger; Information acquisition means for acquiring the intake pressure and the discharge pressure of the first turbocharger as input information, the intake air temperature and the intake air humidity of the first turbocharger, and the intake pressure and the discharge pressure of the first turbocharger Steam partial pressure calculation means for calculating the steam partial pressure of the discharge air of the first turbocharger using the parameter as a parameter, and the temperature at which the water vapor partial pressure calculated by the steam partial pressure calculation means becomes saturated steam pressure Target temperature setting means to set as temperature As the suction air temperature of the second turbocharger is equal to or higher than the target temperature, to provide
  • the temperature of suction air of the second turbocharger may simply be raised.
  • the steam partial pressure in the discharge air of the first turbocharger is calculated, the temperature at which the steam partial pressure becomes the saturated steam partial pressure is determined, and this temperature is determined as the second turbocharger Set as the target temperature of the suction air of Since this target temperature means the lowest temperature at which water mist does not occur in the suction air of the second turbocharger, the generation of water mist can be avoided, and the efficiency decrease of the turbocharger can be suppressed as much as possible. It is possible to As described above, according to the first aspect of the present invention, the suction temperature of the second turbocharger can be controlled to an appropriate range from the viewpoint of the generation of water mist and the viewpoint of the efficiency of the turbocharger.
  • the information acquisition means further acquires the number of revolutions or the air flow rate of the first turbocharger as input information
  • the target temperature setting means calculates the water vapor partial pressure calculation means Condensation contained in the suction air of the second turbocharger, using the steam partial pressure calculated by the above, and the suction air temperature, intake pressure, discharge pressure, and rotational speed or air flow rate of the first turbocharger.
  • the suction air temperature of the second turbocharger may be set as the target temperature so that the amount of water is a predetermined allowable condensed water amount determined from the characteristics of the second turbocharger.
  • the temperature at which the amount of condensed water contained in the intake air of the second turbocharger matches the allowable amount of condensed water set in advance is set as the target temperature.
  • the impeller of the second turbocharger has a structure that is relatively strong and allows some condensed water, it is possible to mix the condensed water within the allowable range. 2 Lower the target temperature of the suction air of the turbocharger. Thereby, the efficiency of the second turbocharger can be improved as compared with the case where the mixing of water mist is reliably eliminated.
  • the target temperature setting means is included in the suction air of the second turbocharger, using, for example, a water vapor partial pressure in the suction air of the second turbocharger as an unknown quantity.
  • Set an equation representing the amount of condensed water obtain the water vapor partial pressure when the equation and the allowable amount of condensed water are equal, and set the temperature at which the water vapor partial pressure is a saturated water vapor pressure as the target temperature You may do it.
  • a low pressure side first turbocharger a cooling means for cooling the discharge air of the first turbocharger, and a high pressure side second excess for compressing the discharge air after cooling.
  • a multistage supercharging system including a feeder and a controller of the above-described multistage supercharging system, and supplying compressed air over at least two stages to an internal combustion engine.
  • a low pressure side first turbocharger a cooling means for cooling the discharge air of the first turbocharger, and a high pressure side second excess for compressing the discharge air after cooling.
  • a control method for a multistage supercharging system comprising: a feeder, for supplying air compressed over at least two stages to an internal combustion engine, comprising: intake air temperature and intake air humidity of the first turbocharger; The information acquisition process of acquiring the intake pressure and the discharge pressure of the first turbocharger as input information, the intake air temperature and the intake air humidity of the first turbocharger, and the intake pressure and the discharge pressure of the first turbocharger The steam partial pressure calculation process of calculating the steam partial pressure of the discharge air of the first turbocharger using the parameter as a parameter, and the temperature at which the steam partial pressure calculated in the steam partial pressure calculation process becomes a saturated steam pressure Target temperature setting process to set as temperature As the suction air temperature of the second turbocharger is equal to or higher than the target temperature, a control method of the multi
  • the target temperature setting process is the water vapor partial pressure calculation process. Condensed in the intake air of the second turbocharger, using the steam partial pressure calculated in the above, and the intake air temperature, intake pressure, discharge pressure, and rotational speed or air flow rate of the first turbocharger.
  • the suction air temperature of the second turbocharger may be set as the target temperature so that the amount of water is a predetermined allowable condensed water amount determined from the characteristics of the second turbocharger.
  • the target temperature setting process uses the water vapor partial pressure in the suction air of the second turbocharger as an unknown quantity, and the amount of condensed water contained in the suction air of the second turbocharger Setting the equation representing the equation, and obtaining the water vapor partial pressure when the equation and the allowable condensed water amount are equal, and setting the temperature at which the water vapor It is also good.
  • the present invention since the generation of water mist at the time of cooling compressed air is suppressed, it is possible to solve the problem of water mist in the turbocharger at the rear stage, and it is possible to avoid damage to the impeller and the like.
  • FIG. 1 is a view schematically showing a configuration example of a two-stage supercharging system as a multistage supercharging system according to a first embodiment of the present invention. It is a functional block diagram of a control device concerning a 1st embodiment of the present invention. It is the figure which showed an example of the table which shows the relationship between saturated water vapor pressure and temperature. It is a functional block diagram of a control device concerning a 2nd embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a view schematically showing a configuration example of a two-stage supercharging system as an example of a multistage supercharging system according to the present embodiment.
  • the multistage supercharging system 1 includes a first turbocharger 2 on the low pressure side, an intercooler (cooling means) 3 for cooling the discharge air of the first turbocharger 2, and a post-cooling system.
  • a high pressure side second turbocharger 4 for compressing the discharge air and a control device 5 are provided as main components.
  • the compressed air discharged from the second turbocharger 4 is supplied to the internal combustion engine 7 after being cooled by the intercooler 6.
  • a high pressure side second turbine 10 and a low pressure side first turbine 11 are provided in an exhaust gas pipe 8 through which the exhaust gas of the internal combustion engine 7 is discharged, and these are rotated by the exhaust gas.
  • the second turbine 10 is connected to the second turbocharger 4 and the first turbine 11 is connected to the first turbocharger 2 in one axis, respectively, so that the rotational force of the second turbine 10 and the first turbine 11 is the second excess. It is transmitted to the feeder 4 and the first supercharger 2 respectively, and the second supercharger 4 and the first supercharger 2 are driven.
  • the suction air temperature T 1 [° C.] of the first turbocharger 2 suction air humidity H 1 [%], intake pressure P 1 [kPa], discharge pressure P 2 [kPa]
  • the suction air temperature T 2 [° C.] of the second turbocharger 4 is detected by a sensor (not shown) and output to the control device 5.
  • the control device 5 controls the intercooler 3 so that, for example, the suction air temperature T2 of the second turbocharger 4 becomes an appropriate temperature from both the soundness and efficiency of the second turbocharger 4. Do.
  • FIG. 2 is a functional block diagram of the control device 5.
  • the control device 5 includes an information acquisition unit 21, a water vapor partial pressure calculation unit 22, a target temperature setting unit 23, and a valve opening control unit (cooling control unit) 24.
  • the information acquisition unit 21 detects the suction air temperature T 1 [° C.], suction air humidity H 1 [%], suction pressure P 1 [kPa], discharge pressure P of the first turbocharger 2 detected by the above-described sensors. 2 [kPa] and suction air temperature T 2 [° C.] of the second turbocharger 4 are acquired respectively.
  • the water vapor partial pressure calculation unit 22 sets parameters of suction air temperature T 1 [° C.], suction air humidity H 1 [%], intake pressure P 1 [kPa] and discharge pressure P 2 [kPa] of the first turbocharger 2 as parameters.
  • the steam partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2 is calculated using Hereinafter, one method of calculating the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2 by the water vapor partial pressure calculation unit 22 will be described.
  • the water vapor partial pressure P W1 [kPa] of the suction air of the first turbocharger 2 is expressed by the following function by using the suction air temperature T 1 [° C.] and the suction air humidity H 1 [%] as parameters 1) It is expressed by the equation.
  • the water vapor partial pressure P W1 [kPa] of the suction air in the first supercharger 2 the suction air temperature T 1 [° C.] saturated steam pressure at P W1_SAT [kPa] on the suction air humidity H 1 [ It can be obtained by multiplying by%].
  • the saturated water vapor pressure P W1 _ SAT [kPa] at the suction air temperature T 1 [° C.] is, for example, a table showing the relationship between the saturated water vapor pressure P W _ SAT [kPa] and the temperature T [° C.] as shown in FIG. And can be obtained from an approximate expression that calculates them.
  • the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2 can be obtained using the equations (1) and (3). Therefore, the water vapor partial pressure calculation unit 22 holds, for example, the equations (1) and (3), and substitutes predetermined parameters acquired by the information acquisition unit 21 into these arithmetic expressions. The water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2 can be easily obtained.
  • the target temperature setting unit 23 sets the temperature T 3 [° C.] such that the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air calculated by the water vapor partial pressure calculation unit 22 becomes the saturated water vapor pressure P W2 _ SAT [kPa],
  • the temperature T 3 [° C.] at which the humidity is 100% in the water vapor partial pressure P W2 [kPa] is determined, and this temperature T 3 [° C.] is set as the target temperature T tg [° C.]. This can be obtained, for example, using the table shown in FIG.
  • the valve opening control unit 24 controls, for example, the intercooler 3 so that the suction air temperature T 2 [° C.] of the second turbocharger 4 becomes the target temperature T tg [° C.] set by the target temperature setting unit 23.
  • Control the valve opening degree of the flow control valve 15 provided in As a control method for making the suction air temperature T 2 [° C.] coincide with the target temperature T tg [° C.], known control such as feedback, feed forward, etc. may be used as appropriate.
  • the adjustment of the cooling intensity by the flow rate adjusting valve 15 is an example, and for example, the cooling intensity may be adjusted using another method.
  • the multistage supercharging system 1 having such a configuration, compressed air compressed in two stages by the first supercharger 2 and the second supercharger 4 is supplied to the internal combustion engine 7.
  • the air that has finished working in the internal combustion engine 7 is discharged to the exhaust gas pipe 8 and drives the second turbine 10 and the first turbine 11 provided in the exhaust gas pipe 8.
  • the second supercharger 4 and the first supercharger 2 respectively rotate using the rotational power of the second turbine 10 and the first turbine 11 as power.
  • the suction air temperature T 1 , suction air humidity H 1 , suction pressure P 1 , discharge pressure P 2 of the first turbocharger 2 and suction air temperature T 2 [° C.] of the second turbocharger 4 are sensors. (Not shown) is detected and output to the control device 5.
  • These sensor detection values are acquired by the information acquisition unit 21 of the control device 5 and output to the water vapor partial pressure calculation unit 22.
  • the water vapor partial pressure calculation unit 22 substitutes the information input from the information acquisition unit 21 into the equations (1) and (3) to obtain the water vapor partial pressure P W2 of the discharge air of the first turbocharger 2 . kPa] is calculated.
  • the water vapor partial pressure P W2 [kPa] is output to the target temperature setting unit 23.
  • a temperature T 3 [° C.] at which the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air calculated by the water vapor partial pressure calculation unit 22 is the saturated water vapor pressure P W2 _SAT [kPa] is shown in FIG. It is acquired using a table, and this temperature T 3 [° C.] is set as the target temperature T tg [° C.].
  • the set target temperature T tg [° C.] is output to the valve opening degree control unit 24, and the valve opening degree of the flow rate control valve 15 is controlled based on the target temperature T tg [° C.]. This makes it possible to theoretically make the water mist contained in the suction air of the second turbocharger 4 zero.
  • the controller 5 thereof, and the control method thereof the steam partial pressure P W2 [kPa] in the discharge air of the first turbocharger 2 is calculated.
  • the temperature T 3 [° C.] at which this water vapor partial pressure P W2 [kPa] becomes the saturated water vapor partial pressure P W2 _ SAT [kPa] is determined, and this temperature T 3 [° C.] is taken as the suction air of the second turbocharger 4
  • the target temperature T tg [° C.] is set.
  • This target temperature T tg [° C.] means the lowest temperature at which water mist does not occur in the suction air of the second turbocharger 4, so it is optimal from both the viewpoint of water mist generation and the efficiency of the turbocharger.
  • the target temperature T tg [° C.] can be set as the temperature.
  • the valve opening control unit 24 does not necessarily have to match the suction air temperature T2 of the second turbocharger 4 to the target temperature T tg [° C.], and the suction air temperature T 2 [° C. of the second turbocharger 4] ] May be controlled to be equal to or higher than the target temperature T tg [° C.].
  • a new target temperature is set by adding a predetermined amount of margin set in advance to the target temperature T tg [° C.] in the valve opening control unit 24, and the suction air temperature T of the second turbocharger 4 is set.
  • the valve opening may be controlled so that 2 [° C.] becomes the new target temperature. Such control reduces the efficiency of the turbocharger somewhat, but is superior in that generation of water mist can be more reliably avoided.
  • the target temperature T tg [° C.] is set based on the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2.
  • the amount of condensed water contained in the suction air of the second turbocharger 4 is equal to or less than the predetermined allowable amount of condensed water preset based on the characteristics of the second turbocharger 4 and the like. Control the intercooler 3.
  • FIG. 4 is a functional block diagram of a control device 5 'according to the present embodiment.
  • the control device 5 ′ includes an information acquisition unit 21 ′, a water vapor partial pressure calculation unit 22, a target value setting unit 23 ′, and a valve opening control unit 24.
  • the information acquisition unit 21 ′ includes the suction air temperature T 1 [° C.] of the first turbocharger 2, the suction air humidity H 1 [%], the intake pressure P 1 [kPa], the discharge pressure P 2 [kPa], and the first 2)
  • the rotational speed N 1 [rpm] of the first turbocharger 2 is acquired. That is, in the present embodiment, a rotation speed sensor or an air flow sensor that detects the rotation speed N 1 [rpm] of the first turbocharger 2 is required.
  • the water vapor partial pressure calculation unit 22 calculates the water vapor partial pressure P W2 [kPa] of the discharge air of the first turbocharger 2 by the same method as that of the above-described first embodiment.
  • the target temperature setting unit 23 ′ sets the suction air temperature T 4 [° C.] at which the amount of condensed water contained in the suction air of the second turbocharger 4 becomes a predetermined allowable condensed water amount G wtg to the target temperature T tg [° C.] Set as.
  • T tg the concept of the target temperature T tg [° C.] according to the present embodiment will be described.
  • P W — COND P W2 [kPa] -P W4_SAT [kPa] (5)
  • P W4 — SAT [kPa] is the saturated water vapor pressure at the temperature T 4 and is an unknown number.
  • G a is a mass flow rate [kg / s], and is expressed by the following equation (6).
  • the mass flow rate Ga may be a measured value.
  • ⁇ is the density [kg / m 3 ] and Q is the volumetric flow rate [m 3 / s], which is represented by the following equation (7). Further, R is a gas constant [JK ⁇ 1 mol ⁇ 1 ].
  • volumetric flow rate Q is a value uniquely determined by the turbocharger characteristic map using the compression ratio and the rotation speed in the first turbocharger 2 as parameters.
  • Equation (8) is obtained by solving the saturated water vapor pressure PW4_SAT [kPa] using the equations (4) and (5).
  • P W4_SAT [kPa] P W2 [kPa]-(G wtg x P 2 / G a ) (8)
  • the target temperature setting unit 23 ′ may add an accompanying arithmetic equation (eg, the equations (6), (7), etc.) to obtain various parameters used in the equations (8) and (8).
  • an accompanying arithmetic equation eg, the equations (6), (7), etc.
  • the saturated water vapor pressure PW4_SAT [kPa] the saturated water vapor pressure
  • the target temperature T tg [° C.] can be set by obtaining the temperature T 4 [° C.] corresponding to the obtained saturated water vapor pressure P W 4 _ SAT [kPa] from the table shown in FIG.
  • the valve circuit control unit 24 controls the opening degree of the flow control valve 15 so that the inlet temperature T2 of the second turbocharger 4 is equal to or higher than the target temperature T tg [° C.] set by the target temperature setting unit 23 ′. Control.
  • the valve of the flow control valve 15 of the intercooler 3 such that the amount of condensed water contained in the suction air of the second turbocharger 4 becomes equal to or less than the allowable condensed water amount set in advance.
  • the opening degree is adjusted.
  • the impeller of the second turbocharger 4 is relatively strong and has a structure that allows some condensed water, it allows mixing of the condensed water within the allowable range, and The temperature of the suction air of the second turbocharger 4 is decreased for a minute.
  • the efficiency of the second turbocharger 4 can be further improved as compared to the first embodiment in which the mixing of water mist is eliminated.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications may be made without departing from the scope of the invention, for example, by partially or wholly combining the above-described embodiments. It is.
  • the multistage supercharging system of the present invention is not limited to the two-stage supercharging system shown in FIG.
  • a three-stage supercharging system may be used, in which case, at least one of control of air temperature between the first and second stages and control of air temperature between the second and third stages. It is possible to apply the control described above.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

　圧縮空気の冷却時における水ミストの発生を抑制することを目的とする。多段式過給システム（１）は、低圧側の第１過給機（２）と、第１過給機（２）の吐出空気を冷却するインタークーラ（３）と、冷却後の吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機（４）と、制御装置（５）とを備えている。制御装置（５）は、第１過給機（２）の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力を入力情報として取得する情報取得部と、第１過給機（２）の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに第１過給機（２）の吸気圧力及び吐出圧力をパラメータとして用いて、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧を算出する水蒸気分圧算出部と、水蒸気分圧算出部によって算出された水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を目標温度として設定する目標温度設定部と、第２過給機（４）の吸込空気温度が目標温度以上となるように、インタークーラ３を制御するバルブ開度制御部とを具備する。

Description

多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法
　本発明は、多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法に関するものである。
　従来、内燃機関においては、高出力低燃費化を図る目的で、二段過給システムが提案されている。例えば、特許文献１には、低圧段ターボチャージャと高圧段ターボチャージャとの間に冷却器を設け、低圧段ターボチャージャで圧縮された空気流を冷却器において冷却して高圧段ターボチャージャに供給する二段過給システムが開示されている。
特開２０１２－８７７３７号公報
　上述した二段式の過給システムでは、上記冷却器によって吸気が冷却される際、圧縮空気中の水分が凝縮して水ミストが発生し、この水ミストが後段の過給機のインペラに衝突して、インペラを破損させる可能性があった。インペラが破損すると、過給機の効率が低下するとともに、仮に、破片が内燃機関のシリンダに混入した場合には、摺動部不良や焼きつき等の原因になる。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、圧縮空気の冷却時における水ミストの発生を抑制することのできる多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法を提供することを目的とする。
　本発明の第１の態様は、低圧側の第１過給機と、前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機とを備え、少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システムの制御装置であって、前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力を入力情報として取得する情報取得手段と、前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力をパラメータとして用いて、前記第１過給機の吐出空気の水蒸気分圧を算出する水蒸気分圧算出手段と、前記水蒸気分圧算出手段によって算出された水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を目標温度として設定する目標温度設定手段と、前記第２過給機の吸込空気温度が前記目標温度以上となるように、前記冷却手段を制御する冷却制御手段とを具備する多段式過給システムの制御装置を提供する。
　例えば、第２過給機の吸込空気に水ミストが発生しないようにするためには、単純に第２過給機の吸込空気温度を上昇させればよい。しかし、吸込空気の温度上昇は過給機の効率低下を招くため、効率の観点からは温度上昇は避けた方が好ましい。このように、第２過給機の吸込空気においては、水ミストの発生の観点と、過給機の効率の観点とから最適な温度に制御することが重要となる。
　本発明の第１の態様によれば、第１過給機の吐出空気における水蒸気分圧を算出し、この水蒸気分圧が飽和水蒸気分圧となる温度を求め、この温度を第２過給機の吸込空気の目標温度として設定する。この目標温度は、第２過給機の吸込空気において、水ミストが発生しない最低温度を意味するので、水ミストの発生を回避することができるとともに、過給機の効率低下を可能な限り抑制することが可能となる。このように、本発明の第１の態様によれば、第２過給機の吸込温度を水ミストの発生の観点と過給機の効率の観点とから適正な範囲に制御することができる。
　上記多段式過給システムの制御装置において、前記情報取得手段は、入力情報として前記第１過給機の回転数または空気流量を更に取得し、前記目標温度設定手段は、前記水蒸気分圧算出手段によって算出された前記水蒸気分圧、並びに前記第１過給機の吸込空気温度、吸気圧力、吐出圧力、及び回転数または空気流量を用いて、前記第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量が前記第２過給機の特性から決定される所定の許容凝縮水量となる前記第２過給機の吸込空気温度を、前記目標温度として設定することとしてもよい。
　上記構成によれば、第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量を、予め設定されている許容凝縮水量に一致させる温度が目標温度として設定される。例えば、第２過給機のインペラに比較的強度があり、多少の凝縮水を許容するような構造である場合には、その許容範囲内での凝縮水の混入を許容し、その分、第２過給機の吸込空気の目標温度を下げる。これにより、水ミストの混入を確実に排除する場合と比べて、第２過給機の効率を向上させることができる。
　上記多段式過給システムの制御装置において、前記目標温度設定手段は、例えば、前記第２過給機の吸込空気における水蒸気分圧を未知数として用いて、第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量を表わす式を設定し、該式と前記許容凝縮水量とを等式としたときの前記水蒸気分圧を取得し、該水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を前記目標温度として設定することとしてもよい。
　本発明の第２の態様は、低圧側の第１過給機と、前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機と、上記の多段式過給システムの制御装置とを備え、少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システムを提供する。
　本発明の第３の態様は、低圧側の第１過給機と、前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機とを備え、少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システムの制御方法であって、前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力を入力情報として取得する情報取得過程と、前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力をパラメータとして用いて、前記第１過給機の吐出空気の水蒸気分圧を算出する水蒸気分圧算出過程と、前記水蒸気分圧算出過程によって算出された水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を目標温度として設定する目標温度設定過程と、前記第２過給機の吸込空気温度が前記目標温度以上となるように、前記冷却手段を制御する冷却制御過程とを具備する多段式過給システムの制御方法を提供する。
　上記多段式過給システムの制御方法において、前記情報取得過程では、入力情報として前記第１過給機の回転数または空気流量を更に取得し、前記目標温度設定過程は、前記水蒸気分圧算出過程において算出された前記水蒸気分圧、並びに前記第１過給機の吸込空気温度、吸気圧力、吐出圧力、及び回転数または空気流量を用いて、前記第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量が前記第２過給機の特性から決定される所定の許容凝縮水量となる前記第２過給機の吸込空気温度を、前記目標温度として設定することとしてもよい。
　上記多段式過給システムの制御方法において、前記目標温度設定過程は、前記第２過給機の吸込空気における水蒸気分圧を未知数として用いて、第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量を表わす式を設定し、該式と前記許容凝縮水量とを等式としたときの前記水蒸気分圧を取得し、該水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を前記目標温度として設定することとしてもよい。
　本発明によれば、圧縮空気の冷却時における水ミストの発生を抑制するので、後段の過給機における水ミストの問題を解消でき、インペラ等の破損を回避することができるという効果を奏する。
本発明の第１実施形態に係る多段式過給システムとして、二段式の過給システムの一構成例を概略的に示した図である。 本発明の第１実施形態に係る制御装置の機能ブロック図である。 飽和水蒸気圧と温度との関係を示すテーブルの一例を示した図である。 本発明の第２実施形態に係る制御装置の機能ブロック図である。
〔第１実施形態〕
　以下に、本発明の第１実施形態に係る多段式過給システム及びその制御装置並びにその方法について、図面を参照して説明する。
　図１は、本実施形態に係る多段式過給システムの一例として、二段式の過給システムの一構成例を概略的に示した図である。図１に示すように、多段式過給システム１は、低圧側の第１過給機２と、第１過給機２の吐出空気を冷却するインタークーラ（冷却手段）３と、冷却後の吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機４と、制御装置５とを主な構成として備えている。
　第２過給機４から吐出された圧縮空気は、インタークーラ６によって冷却された後に、内燃機関７に供給される。内燃機関７の排気ガスが排出される排ガス配管８には、高圧側の第２タービン１０、低圧側の第１タービン１１が設けられ、これらが排ガスによって回転する。
　第２タービン１０が第２過給機４と、第１タービン１１が第１過給機２とそれぞれ一軸で接続されることにより、第２タービン１０、第１タービン１１の回転力が第２過給機４、第１過給機２にそれぞれ伝達され、第２過給機４、第１過給機２が駆動する。
　このような多段式過給システム１において、第１過給機２の吸込空気温度Ｔ１［℃］、吸込空気湿度Ｈ１［％］、吸気圧力Ｐ１［ｋＰａ］、吐出圧力Ｐ２［ｋＰａ］、及び第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］がそれぞれセンサ（図示略）により検出され、制御装置５に出力される。
　制御装置５は、例えば、第２過給機４の健全性及び効率の両観点から、第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２が適切な温度となるように、インタークーラ３の制御を行う。
　図２は、制御装置５の機能ブロック図である。図２に示すように、制御装置５は、情報取得部２１と、水蒸気分圧算出部２２と、目標温度設定部２３と、バルブ開度制御部（冷却制御手段）２４とを備えている。
　情報取得部２１は、上述した各センサによって検出された第１過給機２の吸込空気温度Ｔ１［℃］、吸込空気湿度Ｈ１［％］、吸気圧力Ｐ１［ｋＰａ］、吐出圧力Ｐ２［ｋＰａ］、及び第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］をそれぞれ取得する。
　水蒸気分圧算出部２２は、第１過給機２の吸込空気温度Ｔ１［℃］、吸込空気湿度Ｈ１［％］、吸気圧力Ｐ１［ｋＰａ］及び吐出圧力Ｐ２［ｋＰａ］をパラメータとして用いて、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］を算出する。
　以下、水蒸気分圧算出部２２による第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］の一算出手法について説明する。
　まず、第１過給機２の吸込空気の水蒸気分圧ＰＷ１［ｋＰａ］は、吸込空気温度Ｔ１［℃］と吸込空気湿度Ｈ１［％］とをパラメータとする関数により、以下の（１）式で表わされる。
　　ＰＷ１＝Ｆｘ１　（Ｔ１，Ｈ１）　　　（１）
　具体的には、第１過給機２の吸込空気の水蒸気分圧ＰＷ１［ｋＰａ］は、吸込空気温度Ｔ１［℃］での飽和水蒸気圧ＰＷ１＿ＳＡＴ［ｋＰａ］に吸込空気湿度Ｈ１［％］を乗じることにより得ることができる。吸込空気温度Ｔ１［℃］での飽和水蒸気圧ＰＷ１＿ＳＡＴ［ｋＰａ］は、例えば、図３に示すような飽和水蒸気圧ＰＷ＿ＳＡＴ［ｋＰａ］と温度Ｔ［℃］との関係が示されたテーブルやこれらを計算する近似式から得ることができる。
　次に、第１過給機２による圧縮前後において、それぞれの空気圧に対する水蒸気分圧の比は保存されるので、以下の（２）式が成り立つ。
　　ＰＷ１／Ｐ１＝ＰＷ２／Ｐ２　　　（２）
　上記（２）式を、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］について解くと、以下の（３）式となる。
　　ＰＷ２＝（Ｐ２／Ｐ１）ＰＷ１　　　（３）
　このように、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］は、上記（１）式及び（３）式を用いて得ることができる。
　従って、水蒸気分圧算出部２２は、例えば、上記（１）式及び（３）式を保有しており、これらの演算式に、情報取得部２１によって取得された所定のパラメータを代入することで、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］を容易に得ることができる。
　目標温度設定部２３は、水蒸気分圧算出部２２によって算出された吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］が、飽和水蒸気圧ＰＷ２＿ＳＡＴ［ｋＰａ］となるような温度Ｔ３［℃］、すなわち、水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］において湿度が１００［％］となる温度Ｔ３［℃］を求め、この温度Ｔ３［℃］を目標温度Ｔｔｇ［℃］として設定する。これは、例えば、図３に示したテーブルを用いて得ることができる。
　バルブ開度制御部２４は、第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］が目標温度設定部２３によって設定された目標温度Ｔｔｇ［℃］となるように、例えば、インタークーラ３に設けられた流量調節弁１５の弁開度を制御する。吸込空気温度Ｔ２［℃］を目標温度Ｔｔｇ［℃］に一致させるための制御手法については、フォードバック、フィードフォワード等の公知の制御を適宜用いればよい。流量調節弁１５による冷却強度の調整は一例であり、例えば、他の手法を用いて冷却強度を調整することとしてもよい。
　このような構成を備える多段式過給システム１によれば、第１過給機２、第２過給機４によって２段階に圧縮された圧縮空気が内燃機関７に供給される。内燃機関７において働きを終えた空気は、排ガス配管８に排出され、排ガス配管８に設けられた第２タービン１０及び第１タービン１１を駆動する。これにより、第２タービン１０、第１タービン１１の回転力を動力として、第２過給機４、第１過給機２がそれぞれ回転することとなる。
　また、第１過給機２の吸込空気温度Ｔ１、吸込空気湿度Ｈ１、吸気圧力Ｐ１、及び吐出圧力Ｐ２、第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］がそれぞれセンサ（図示略）により検出され、制御装置５に出力される。
　これらのセンサ検出値は、制御装置５の情報取得部２１によって取得され、水蒸気分圧算出部２２に出力される。水蒸気分圧算出部２２では、情報取得部２１から入力されたこれら情報を上記（１）、（３）式に代入することにより、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］が算出される。この水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］は、目標温度設定部２３に出力される。
　目標温度設定部２３では、水蒸気分圧算出部２２によって算出された吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］を飽和水蒸気圧ＰＷ２＿ＳＡＴ［ｋＰａ］とする温度Ｔ３［℃］が図３に示すテーブルを用いて取得され、この温度Ｔ３［℃］が目標温度Ｔｔｇ［℃］として設定される。
　設定された目標温度Ｔｔｇ［℃］は、バルブ開度制御部２４に出力され、この目標温度Ｔｔｇ［℃］に基づいて流量調節弁１５の弁開度が制御される。これにより、第２過給機４の吸込空気に含まれる水ミストを理論的にはゼロとすることが可能となる。
　以上説明したように、本実施形態に係る多段式過給システム１及びその制御装置５並びにその制御方法によれば、第１過給機２の吐出空気における水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］を算出し、この水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］が飽和水蒸気分圧ＰＷ２＿ＳＡＴ［ｋＰａ］となる温度Ｔ３［℃］を求め、この温度Ｔ３［℃］を第２過給機４の吸込空気の目標温度Ｔｔｇ［℃］として設定する。この目標温度Ｔｔｇ［℃］は、第２過給機４の吸込空気において、水ミストが発生しない最低温度を意味するので、水ミストの発生と過給機の効率との両観点から最適な温度に目標温度Ｔｔｇ［℃］を設定することができる。
　バルブ開度制御部２４は、必ずしも目標温度Ｔｔｇ［℃］に第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２を一致させる必要はなく、第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］が目標温度Ｔｔｇ［℃］以上となるように制御することとしてもよい。例えば、バルブ開度制御部２４において、目標温度Ｔｔｇ［℃］に予め設定された所定量のマージンを加えることにより、新たな目標温度を設定し、第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］がこの新たな目標温度となるように、バルブ開度を制御することとしてもよい。このような制御は、過給機の効率を多少低下させるが、水ミストの発生をより確実に回避することができるという点で優れている。
〔第２実施形態〕
　次に、本発明の第２実施形態に係る多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法について説明する。
　上述した第１実施形態では、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］に基づいて目標温度Ｔｔｇ［℃］を設定していた。これに対し、本実施形態では、第２過給機４の吸込空気に含まれる凝縮水量が、第２過給機４の特性等に基づいて予め設定された所定の許容凝縮水量以下となるように、インタークーラ３を制御する。
　以下、第１実施形態と共通する点については説明を省略し、異なる点について主に説明する。
　図４は、本実施形態に係る制御装置５´の機能ブロック図である。図４に示すように、本実施形態に係る制御装置５´は、情報取得部２１´、水蒸気分圧算出部２２、目標値設定部２３´、及びバルブ開度制御部２４を備えている。
　情報取得部２１´は、第１過給機２の吸込空気温度Ｔ１［℃］、吸込空気湿度Ｈ１［％］、吸気圧力Ｐ１［ｋＰａ］、吐出圧力Ｐ２［ｋＰａ］、及び第２過給機４の吸込空気温度Ｔ２［℃］に加えて、第１過給機２の回転数Ｎ１［ｒｐｍ］を取得する。すなわち、本実施形態においては、第１過給機２の回転数Ｎ１［ｒｐｍ］を検出する回転数センサまたは空気流量センサが必要とされる。
　水蒸気分圧算出部２２は、上述の第１実施形態と同様の手法により、第１過給機２の吐出空気の水蒸気分圧ＰＷ２［ｋＰａ］を算出する。
　目標温度設定部２３´は、第２過給機４の吸込空気に含まれる凝縮水量が、所定の許容凝縮水量Ｇｗｔｇとなる吸込空気温度Ｔ４［℃］を、目標温度Ｔｔｇ［℃］として設定する。
　以下、本実施形態に係る目標温度Ｔｔｇ［℃］の考え方について説明する。
　まず、第１過給機２の吐出空気の状態を考えると、圧力はＰ２、水蒸気分圧はＰＷ２［ｋＰａ］である。この状態で、温度をＴ４［℃］まで下げたときに、この空気に含まれる凝縮水量Ｇｗは、以下の（４）式で表わされる。
　　Ｇｗ＝（ＰＷ＿ＣＯＮＤ．／Ｐ２）×Ｇａ　　　（４）
　ここで、ＰＷ＿ＣＯＮＤは、以下の（５）式で表わされる。
　　ＰＷ＿ＣＯＮＤ＝　ＰＷ２［ｋＰａ］－ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］　　　（５）
　（５）式において、ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］は温度Ｔ４のときの飽和水蒸気圧であり、未知数である。
　また、（４）式においてＧａは質量流量［ｋｇ／ｓ］であり、以下の（６）式で表わされる。
　　Ｇａ＝ρＱ＝Ｐ１Ｑ／ＲＴ１　　　（６）
　ここで、質量流量Gaは、計測値を用いることとしても良い。
　（６）式において、ρは密度［ｋｇ／ｍ３］、Ｑは体積流量［ｍ３／ｓ］であり、以下の（７）式で表わされる。また、Ｒは気体定数［ＪＫ－１ｍｏｌ－１］である。
　　Ｑ＝Ｆｘ　（（Ｐ２／Ｐ１），Ｎ）　　　（７）
　ここで、体積流量Ｑは、第１過給機２における圧縮比と回転数をパラメータとして、過給機特性マップにより一意的に決定される値である。
　上記（４）式から（７）式において、飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］以外は既知数となる。従って、上記（４）式が成立するような飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］を求め、この飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］に対応する温度Ｔ４［℃］を図３に示した飽和水蒸気圧と温度とのテーブルから取得することで、第２過給機４の吸込空気における凝縮水量を許容凝縮水量Ｇｗｔｇとすることができる。目標温度設定部２３´は、この温度Ｔ４［℃］を目標温度Ｔｔｇ［℃］に設定する。
　以上から、例えば、（４）式と（５）式とを用いて、飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］について解くと、以下の（８）式が得られる。
　　ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］　＝ＰＷ２［ｋＰａ］－（Ｇｗｔｇ×Ｐ２／Ｇａ）　　　（８）
　従って、例えば、目標温度設定部２３´は、上記（８）式及び（８）式に用いられている各種パラメータを得るための付随の演算式（例えば、上記（６）、（７）式等）を予め保有しており、これらの演算式に情報取得部２１´によって取得された各種検出値を代入することで、飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］を得ることができる。
　そして、得た飽和水蒸気圧ＰＷ４＿ＳＡＴ［ｋＰａ］に対応する温度Ｔ４［℃］を図３に示したテーブルから得ることで目標温度Ｔｔｇ［℃］を設定することができる。
　バルブ回路制御部２４は、第２過給機４の入口温度Ｔ２が目標温度設定部２３´によって設定された目標温度Ｔｔｇ［℃］以上となるように、流量調節弁１５の弁開度を制御する。
　このように、本実施形態によれば、第２過給機４の吸込空気に含まれる凝縮水量が予め設定されている許容凝縮水量以下となるように、インタークーラ３の流量調節弁１５の弁開度が調整される。このように、第２過給機４のインペラが比較的強度があり、多少の凝縮水を許容するような構造である場合には、その許容範囲内での凝縮水の混入を許容し、その分、第２過給機４の吸込空気温度を下げる。これにより、水ミストの混入を排除する第１実施形態に比べて、第２過給機４の効率を更に向上させることができる。
　本発明は、上述の実施形態のみに限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲において、例えば、上述した各実施形態を部分的または全体的に組み合わせる等して、種々変形実施が可能である。
　例えば、本発明の多段式過給システムは、図１に示した２段式の過給システムに限定されない。例えば、３段の過給システムであってもよく、この場合、１段目と２段目の間における空気温度の制御、２段目と３段目の間における空気温度の制御の少なくともいずれかに上述の制御を適用することが可能である。
１　多段式過給システム
２　第１過給機
３　インタークーラ
４　第２過給機
５　制御装置
７　内燃機関
２１、２１´　情報取得部
２２　水蒸気分圧算出部
２３、２３´　目標温度設定部
２４　バルブ開度制御部

Claims (7)

  1. 　　低圧側の第１過給機と、前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機とを備え、少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システムの制御装置であって、
    　前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力を入力情報として取得する情報取得手段と、
    　前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力をパラメータとして用いて、前記第１過給機の吐出空気の水蒸気分圧を算出する水蒸気分圧算出手段と、
    　前記水蒸気分圧算出手段によって算出された水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を目標温度として設定する目標温度設定手段と、
    　前記第２過給機の吸込空気温度が前記目標温度以上となるように、前記冷却手段を制御する冷却制御手段と
    を具備する多段式過給システムの制御装置。
  2. 　前記情報取得手段は、入力情報として前記第１過給機の回転数または空気流量を更に取得し、
    　前記目標温度設定手段は、前記水蒸気分圧算出手段によって算出された前記水蒸気分圧、並びに前記第１過給機の吸込空気温度、吸気圧力、吐出圧力、及び回転数または空気流量を用いて、前記第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量が前記第２過給機の特性から決定される所定の許容凝縮水量となる前記第２過給機の吸込空気温度を、前記目標温度として設定する請求項１に記載の多段式過給システムの制御装置。
  3. 　前記目標温度設定手段は、
    　前記第２過給機の吸込空気における水蒸気分圧を未知数として用いて、第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量を表わす式を設定し、
    　該式と前記許容凝縮水量とを等式としたときの前記水蒸気分圧を取得し、
    　該水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を前記目標温度として設定する請求項１または請求項２に記載の多段式過給システムの制御装置。
  4. 　低圧側の第１過給機と、
    　前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、
    　冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機と、
    　請求項１または請求項２に記載の多段式過給システムの制御装置と
    を備え、
    　少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システム。
  5. 　低圧側の第１過給機と、前記第１過給機の吐出空気を冷却する冷却手段と、冷却後の前記吐出空気を圧縮する高圧側の第２過給機とを備え、少なくとも２段に渡って圧縮された空気を内燃機関に供給する多段式過給システムの制御方法であって、
    　前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力を入力情報として取得する情報取得過程と、
    　前記第１過給機の吸込空気温度及び吸込空気湿度並びに前記第１過給機の吸気圧力及び吐出圧力をパラメータとして用いて、前記第１過給機の吐出空気の水蒸気分圧を算出する水蒸気分圧算出過程と、
    　前記水蒸気分圧算出過程によって算出された水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を目標温度として設定する目標温度設定過程と、
    　前記第２過給機の吸込空気温度が前記目標温度以上となるように、前記冷却手段を制御する冷却制御過程と
    を具備する多段式過給システムの制御方法。
  6. 　前記情報取得過程では、入力情報として前記第１過給機の回転数または空気流量を更に取得し、
    　前記目標温度設定過程は、前記水蒸気分圧算出過程において算出された前記水蒸気分圧、並びに前記第１過給機の吸込空気温度、吸気圧力、吐出圧力、及び回転数または空気流量を用いて、前記第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量が前記第２過給機の特性から決定される所定の許容凝縮水量となる前記第２過給機の吸込空気温度を、前記目標温度として設定する請求項５に記載の多段式過給システムの制御方法。
  7. 　前記目標温度設定過程は、
    　前記第２過給機の吸込空気における水蒸気分圧を未知数として用いて、第２過給機の吸込空気に含まれる凝縮水量を表わす式を設定し、
    　該式と前記許容凝縮水量とを等式としたときの前記水蒸気分圧を取得し、
    　該水蒸気分圧が飽和水蒸気圧となる温度を前記目標温度として設定する請求項５または請求項６に記載の多段式過給システムの制御方法。
     
     
PCT/JP2013/083700 2013-01-29 2013-12-17 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法 WO2014119154A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201380071529.6A CN104956044B (zh) 2013-01-29 2013-12-17 多级式增压系统及其控制装置以及其控制方法
SG11201505786WA SG11201505786WA (en) 2013-01-29 2013-12-17 Multi-stage supercharging system, and device and method for controlling same
US14/762,408 US10557405B2 (en) 2013-01-29 2013-12-17 Multi-stage supercharging system and device and method for controlling the same
EP13873977.6A EP2937540B1 (en) 2013-01-29 2013-12-17 Multi-stage supercharging system, and device and method for controlling same

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013014282A JP5943848B2 (ja) 2013-01-29 2013-01-29 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法
JP2013-014282 2013-01-29

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014119154A1 true WO2014119154A1 (ja) 2014-08-07

Family

ID=51261880

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/083700 WO2014119154A1 (ja) 2013-01-29 2013-12-17 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法

Country Status (6)

Country Link
US (1) US10557405B2 (ja)
EP (1) EP2937540B1 (ja)
JP (1) JP5943848B2 (ja)
CN (1) CN104956044B (ja)
SG (1) SG11201505786WA (ja)
WO (1) WO2014119154A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10557405B2 (en) 2013-01-29 2020-02-11 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Multi-stage supercharging system and device and method for controlling the same

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107939509B (zh) * 2017-11-20 2020-11-03 潍柴动力股份有限公司 一种发动机的两级增压级间冷却控制系统及控制方法
JP6963975B2 (ja) * 2017-11-27 2021-11-10 株式会社ジャパンエンジンコーポレーション 舶用ディーゼルエンジン
CN112983627B (zh) * 2019-12-16 2022-05-31 广州汽车集团股份有限公司 一种增压汽油机的中冷防冷凝控制方法及系统
US11459939B2 (en) * 2021-01-28 2022-10-04 Southwest Research Institute Internal combustion engine with cooling assist system for manifold intake temperature reduction

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0295729A (ja) * 1988-09-29 1990-04-06 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 内燃機関の空気冷却器付過給装置
JP2009515088A (ja) * 2005-11-10 2009-04-09 ベール ゲーエムベーハー ウント コー カーゲー 回路システム、混合器
WO2011073512A1 (en) * 2009-12-17 2011-06-23 Wärtsilä Finland Oy Method of operating a piston engine
JP2012087737A (ja) 2010-10-21 2012-05-10 Isuzu Motors Ltd 二段過給システムの吸気冷却装置

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3393630B2 (ja) * 1994-11-14 2003-04-07 財団法人石油産業活性化センター エンジンの排気ガス還流装置の制御方法及び制御装置
US7886724B2 (en) * 2006-02-23 2011-02-15 Mack Trucks, Inc. Charge air cooler arrangement with cooler bypass and method
EP2171234B1 (en) 2007-06-26 2019-10-30 Volvo Lastvagnar AB Charge air system and charge air system operation method
JP5943848B2 (ja) 2013-01-29 2016-07-05 三菱重工業株式会社 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法
JP6141746B2 (ja) * 2013-10-16 2017-06-07 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置
JP6072752B2 (ja) * 2014-11-12 2017-02-01 本田技研工業株式会社 内燃機関の冷却制御装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0295729A (ja) * 1988-09-29 1990-04-06 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 内燃機関の空気冷却器付過給装置
JP2009515088A (ja) * 2005-11-10 2009-04-09 ベール ゲーエムベーハー ウント コー カーゲー 回路システム、混合器
WO2011073512A1 (en) * 2009-12-17 2011-06-23 Wärtsilä Finland Oy Method of operating a piston engine
JP2012087737A (ja) 2010-10-21 2012-05-10 Isuzu Motors Ltd 二段過給システムの吸気冷却装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10557405B2 (en) 2013-01-29 2020-02-11 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Multi-stage supercharging system and device and method for controlling the same

Also Published As

Publication number Publication date
SG11201505786WA (en) 2015-09-29
CN104956044A (zh) 2015-09-30
JP5943848B2 (ja) 2016-07-05
US20150361869A1 (en) 2015-12-17
EP2937540A4 (en) 2016-03-30
EP2937540B1 (en) 2018-06-27
CN104956044B (zh) 2018-05-01
JP2014145302A (ja) 2014-08-14
EP2937540A1 (en) 2015-10-28
US10557405B2 (en) 2020-02-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2014119154A1 (ja) 多段式過給システム及びその制御装置並びにその制御方法
CN105849392B (zh) 燃气涡轮的控制装置、燃气涡轮、以及燃气涡轮的控制方法
JP5886168B2 (ja) 煙道ガスの再循環を用いたガスタービン発電所を運転するための方法
CN102124194B (zh) 发动机
EP2148044A3 (en) A gas turbine engine compressor variable stator vane arrangement
US20100175385A1 (en) Method for Increasing Turndown Capability in an Electric Power Generation System
CN106939825B (zh) 基于压缩机特性线图的从动涡轮增压器控制系统及其控制方法
CN107690407A (zh) 无初级换热器和排气（机舱放气）辅助
US20140363278A1 (en) Variable geometry turbocharger control system
JP2016089667A (ja) 制御装置
CN105909389A (zh) 双轴式燃气轮机以及其控制装置与控制方法
RU2011134850A (ru) Способ и устройство определения давления на входе турбины турбокомпрессора наддува теплового двигателя
JP2014145302A5 (ja)
JP4853471B2 (ja) 過給機付き内燃機関の制御装置
JP6655640B2 (ja) 航空機用レシプロエンジンの過給システム、航空機用レシプロエンジン及び航空機
US9822697B2 (en) Turbine expansion ratio estimation for model-based boost control
CN102287290B (zh) 用于最大化内燃机中的瞬时可变几何涡轮响应的方法
US9534541B2 (en) System and method for improving efficiency of a gas turbine engine
RU2010154325A (ru) Способ управления расходом топлива в газотурбинный двигатель
JP5586245B2 (ja) 舶用内燃機関の吸気冷却システム
US11236676B2 (en) Humid air turbine
JP6035413B1 (ja) ガスエンジン
KR101725661B1 (ko) 공기 과급기 제어 장치 및 방법
KR101948968B1 (ko) 내연 엔진들의 작동을 제어하는 방법, 및 내연 엔진의 작동을 제어하는 제어 시스템
JP5562987B2 (ja) 過給式内燃機関の作動方法

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13873977

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14762408

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2013873977

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE