WO2014128877A1 - ブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置 - Google Patents

ブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置 Download PDF

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temperature gas
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怜 杉山
吉郎 加藤
啓二 四重田
末吉 杉山
松本　功
成人 山根
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a cooling device for a supercharger of an internal combustion engine equipped with a blow-by gas recirculation device.
  • Patent Document 1 describes a system that ventilates a crankcase by recirculating blowby gas leaked from a combustion chamber of an internal combustion engine (hereinafter referred to as “engine”) into the crankcase into an intake passage.
  • engine an internal combustion engine
  • This system is also called blow-by gas recirculation device or PCV (positive crankcase ventilation).
  • JP 2007-187033 A Japanese Patent Laid-Open No. 8-14056
  • the oil scatters due to the crankshaft rotating at a high speed and the in-cylinder gas ejected between the piston ring and the inner peripheral wall surface of the cylinder bore.
  • oil mist that is, liquid fine particles of lubricating oil
  • the engine includes a supercharger
  • the oil mist is returned to the intake passage together with the blowby gas by the blowby gas recirculation device, the oil mist flows into the compressor of the supercharger.
  • the temperature of the intake air discharged from the impeller of the compressor rises due to the compression action of the compressor and becomes high.
  • an object of the present invention is to suppress the generation or accumulation of deposits in the compressor.
  • the present invention relates to a cooling device for a supercharger of an internal combustion engine equipped with a blow-by gas recirculation device.
  • the cooling device of the present invention includes a low temperature gas introducing means.
  • the blow-by gas recirculation device is configured to introduce blow-by gas upstream of the compressor of the supercharger.
  • the low temperature gas introduction means is configured to introduce a low temperature gas into the diffuser passage of the compressor.
  • the low-temperature gas is a gas having a temperature lower than the temperature of the intake air that is discharged from the impeller of the compressor and flows into the diffuser passage.
  • the low temperature gas introduction means is configured to introduce the low temperature gas into the diffuser passage at an acute angle with respect to the flow direction of the intake air flowing through the diffuser passage.
  • the low temperature gas is introduced into the diffuser passage. Therefore, the intake air discharged from the compressor impeller is cooled by the low temperature gas. As a result, the oil mist in the intake air is suppressed from being exposed to a high temperature. For this reason, generation
  • the low temperature gas is introduced into the diffuser passage at an acute angle with respect to the flow direction of the intake air flowing in the diffuser passage. Therefore, a low-temperature gas layer is formed between the intake air discharged from the impeller and the diffuser wall surface. This reduces the amount of heat that the intake air receives from the diffuser wall surface. Therefore, an increase in the temperature of intake air discharged from the impeller is suppressed. For this reason, generation
  • the low temperature gas introduction means has a low temperature gas introduction passage, and the low temperature gas introduction passage opens from the diffuser wall surface defining the diffuser passage to the diffuser passage, and the low temperature gas introduction passage Is preferably extended at an acute angle with respect to the flow direction of the intake air flowing in the diffuser passage in the vicinity of the diffuser wall surface.
  • the low temperature gas introduction passage extends at an acute angle with respect to the flow direction of the intake air flowing in the diffuser passage in the vicinity of the diffuser wall surface. For this reason, a layer of low-temperature gas is formed between the intake air and the diffuser wall surface with a simple configuration.
  • the low-temperature gas introduction means is configured to introduce the low-temperature gas into the diffuser passage from the vicinity of the intake discharge area of the impeller of the compressor.
  • the low temperature gas introduction means introduces the intake air cooled by the intercooler into the diffuser passage as a low temperature gas.
  • FIG. 1st embodiment of an internal-combustion engine provided with a blowby gas recirculation device It is a figure which shows the compressor of the supercharger of the internal combustion engine of 1st Embodiment. It is a figure which shows the internal combustion engine of 2nd Embodiment. It is a figure which shows the control flow of the flow control valve of 2nd Embodiment. It is a figure which shows the internal combustion engine of 3rd Embodiment. It is a figure which shows the control flow of the flow control valve of 3rd Embodiment.
  • the internal combustion engine described below is a piston reciprocating compression self-ignition internal combustion engine (so-called diesel engine).
  • diesel engine piston reciprocating compression self-ignition internal combustion engine
  • the present invention is also applicable to other types of internal combustion engines.
  • deposit means a deposit generated due to oil mist during intake.
  • the internal combustion engine of the first embodiment is shown in FIG.
  • the compressor of the supercharger of the first embodiment is shown in FIG.
  • the internal combustion engine (hereinafter “engine”) 10 includes an engine body 20, an intake passage 30, and an exhaust passage 40.
  • the engine body 20 includes a crankcase 21, an oil pan 22, a cylinder block 23, and a cylinder head 24.
  • the crankcase 21 rotatably supports the crankshaft 21A.
  • the oil pan 22 is fixed to the crankcase 21 below the crankcase 21.
  • the oil pan 22 together with the crankcase 21 forms a space (hereinafter referred to as “crankcase chamber”) for accommodating the crankshaft 21A and the lubricating oil OL.
  • the cylinder block 23 is fixed to the crankcase 21 above the crankcase 21.
  • the cylinder block 23 is made of aluminum.
  • the cylinder block 23 includes a plurality (four in the first embodiment) of hollow cylindrical cylinder bores 23A.
  • a cast iron cylinder liner 23B is fitted into the inner periphery of the cylinder bore 23A.
  • a piston 23C is accommodated in the cylinder bore 23A (in particular, the cylinder liner 23B in the first embodiment).
  • Piston 23C is substantially cylindrical. Piston 23C is provided with a plurality of piston rings on its side surface.
  • the lowermost ring (that is, the crankcase 21 side) of the plurality of piston rings is a so-called oil ring OR.
  • the oil ring OR slides on the inner peripheral wall surface of the cylinder bore 23A (in the first embodiment, in particular, the inner peripheral wall surface of the cylinder liner 23B), and the lubricating oil on the inner peripheral wall surface (in other words, an oil film) ) Is scraped off to the crankcase 21 side.
  • the piston 23C is connected to the crankshaft 21A by a connecting rod 23D.
  • the upper wall surface (ie, the top wall surface) of the piston 23C forms a combustion chamber CC together with the inner peripheral wall surface of the cylinder liner 23B and the lower wall surface of the cylinder head 24.
  • the cylinder head 24 is fixed to the cylinder block 23 above the cylinder block 23.
  • the cylinder head 24 is formed with an intake port and an exhaust port communicating with the combustion chamber CC.
  • the intake port is opened and closed by an intake valve.
  • the intake valve is driven by a cam (not shown) of an intake cam shaft housed in the cylinder head 24.
  • the exhaust port is opened and closed by an exhaust valve.
  • the exhaust valve is driven by a cam (not shown) of an exhaust cam shaft housed in the cylinder head 24.
  • the cylinder head 24 is covered with a cylinder head cover 24A.
  • a fuel injection valve (not shown) is provided in the cylinder head 24.
  • the intake passage 30 is generally composed of an intake pipe 31, an intercooler 32, a compressor 61 of a supercharger 60, and an intake port.
  • the intake pipe 31 is connected to the intake port.
  • the compressor 61 is interposed in the intake pipe 31.
  • the intercooler 32 is interposed in the intake pipe 31 downstream of the compressor 61.
  • the exhaust passage 40 is generally composed of an exhaust port, an exhaust pipe 41, and a turbine 62 of the supercharger 60.
  • the exhaust pipe 41 is connected to the exhaust port.
  • the turbine 62 is interposed in the exhaust pipe 41.
  • the turbine 62 is connected to the impeller 63 of the compressor 61 by a shaft.
  • the turbine 62 is rotated by the energy of the exhaust gas flowing into it.
  • the rotation of the turbine 62 is transmitted to the impeller 63 through the shaft.
  • the impeller 63 rotates.
  • the intake air is compressed by the rotation of the impeller 63. That is, the supercharger 60 performs supercharging.
  • the supercharger 60 is a centrifugal supercharger. That is, the compressor 61 takes in the intake air from the intake intake port 66 along the direction of the rotation axis RA of the impeller 63, compresses the intake air by the rotation of the impeller 63, and compresses the compressed intake air from the impeller 63 in the radial direction. Discharge outward.
  • the supercharger 60 has an annular diffuser passage 64. The intake air discharged from the impeller 63 flows into the diffuser passage 64.
  • the diffuser passage 64 is generally defined by two diffuser wall surfaces 65A and 65B.
  • one diffuser wall surface 65A faces the intake intake port 66 side with respect to the reference plane.
  • the other diffuser wall surface 65B is a wall surface on the opposite side of the one diffuser wall surface 65A with respect to the reference surface.
  • the blow-by gas recirculation device 50 includes a first passage 51, a second passage 52, and a third passage 53.
  • the first passage 51 is formed in the cylinder block 23.
  • the first passage 51 connects the crankcase chamber to the second passage 52 in the cylinder head 24.
  • the second passage 52 is connected to one end of the third passage 53 through a predetermined path in the cylinder head 24.
  • the third passage 53 is constituted by a gas pipe 53A provided outside the engine body 20.
  • the other end of the third passage 53 is connected to the intake pipe 31 upstream of the compressor 61.
  • Blow-by gas leaked from the combustion chamber CC into the crankcase chamber is recirculated to the intake passage 30 through the first passage 51, the second passage 52, and the third passage 53.
  • a known PCV valve may be disposed in the third passage 53 in order to control the amount of blow-by gas recirculated to the intake passage 30.
  • the supercharger cooling device of the first embodiment includes a cooling air introduction device.
  • the cooling air introduction device has a cooling air introduction passage 70.
  • the cooling air introduction passage 70 connects the intake passage 30 downstream of the intercooler 32 to the diffuser passage 64 of the compressor 61.
  • the cooling air introduction passage 70 is open to one diffuser wall surface 65A. A part of the cooling air flowing out from the intercooler 32 (that is, the intake air cooled by the intercooler) is introduced into the diffuser passage 64 through the cooling air introduction passage 70.
  • the cooling air introduction passage 70 is configured to introduce the cooling air into the diffuser passage 70 at an acute angle with respect to the intake flow direction (that is, the flow direction of the intake air flowing through the diffuser passage 64) IA. That is, the cooling air introduction passage 70 extends at an acute angle with respect to the intake air flow direction IA in the vicinity of the one diffuser wall surface 65A.
  • cooling air is introduced from the cooling air introduction passage 70 into the diffuser passage 64. Therefore, the intake air discharged from the impeller 63 is cooled by the cooling air. As a result, the oil mist in the intake air is suppressed from being exposed to a high temperature. For this reason, generation
  • the cooling air is introduced into the diffuser passage 64 at an acute angle with respect to the intake flow direction IA. Accordingly, a cooling air layer is formed between the intake air discharged from the impeller 63 and the diffuser wall surface 65A. This reduces the amount of heat that the intake air receives from the diffuser wall surface 65A. Therefore, an increase in the discharge temperature (that is, the temperature of the gas discharged from the impeller 63, and the temperature of the intake air discharged from the impeller 63 in the first embodiment) is suppressed. For this reason, generation
  • the diffuser Deposit accumulation on the wall surface 65A is suppressed by the cooling air layer.
  • the cooling air is introduced from the cooling air introduction passage 70 to the diffuser passage 64 substantially along the intake air flow direction IA. Therefore, the occurrence of intake air turbulence due to the introduction of the cooling air into the diffuser passage 64 is suppressed. For this reason, the fall of the supercharging efficiency of the supercharger 60 by introduction of the cooling air to the diffuser passage 64 is suppressed.
  • a gas other than the cooling air may be employed as the introduction gas (that is, the gas introduced into the diffuser passage 64).
  • the introduction gas including the cooling air is a gas that is at least low enough to lower the temperature of the diffuser wall surface 65A. That is, the temperature of the introduced gas including the cooling air is preferably at least lower than the temperature of the diffuser wall surface 65A.
  • the temperature of the introduced gas including the cooling air is preferably lower than the temperature of the intake air discharged from the impeller of the compressor and flowing into the diffuser passage.
  • the angle of the cooling air introduction passage 70 with respect to the intake air flow direction IA is not limited to a specific angle, but preferably an angle at which a layer of cooling air is formed on the diffuser wall surface 65A to a desired degree.
  • the angle is such that the turbulence generated in the intake air flowing through the diffuser passage 64 is suppressed to a desired level, and more preferably, the angle is close to zero.
  • the position at which the cooling air is introduced into the diffuser passage 64 is not limited to a specific position, but is preferably a position in the vicinity of the intake discharge region (that is, the region where intake air is discharged from the impeller 63). It is.
  • the cooling air introduction passage 70 may be opened not only on the one diffuser wall surface 65A but also on the other diffuser wall surface 65B. In the first embodiment, the cooling air introduction passage 70 may open to the other diffuser wall surface 65B instead of opening to the one diffuser wall surface 65A.
  • Second Embodiment A second embodiment will be described.
  • the internal combustion engine of the second embodiment is shown in FIG.
  • the second embodiment is different from the first embodiment in that the cooling air introduction device has a flow control valve.
  • Other configurations of the second embodiment are the same as those of the first embodiment.
  • the flow control valve 71 is disposed in the cooling air introduction passage 70.
  • the amount of cooling air introduced from the cooling air introduction passage 70 into the diffuser passage 64 can be controlled by the flow control valve 71.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is determined according to the discharge temperature. More specifically, the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the discharge temperature is higher. Note that the larger the opening degree of the flow control valve 71, the larger the amount of introduced cooling air (that is, the amount of cooling air introduced from the cooling air introduction passage 70 into the diffuser passage 64).
  • the introduced cooling air amount is an amount corresponding to the discharge temperature, it is possible to more reliably achieve deposit generation suppression and the like.
  • the discharge temperature depends on the intake air amount (that is, the amount of air sucked into the combustion chamber CC) and the supercharging pressure (that is, the pressure of the gas after being compressed by the compressor 61, that is, the intake passage downstream of the compressor 61). The pressure within 30). More specifically, the discharge temperature tends to increase as the intake air amount increases, and the discharge temperature tends to increase as the supercharging pressure increases. Therefore, in the second embodiment, the intake air amount, the supercharging pressure, or a combination thereof may be employed as a parameter representing the discharge temperature.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the intake air amount increases.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the supercharging pressure is increased.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the intake air amount is increased, and the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the supercharging pressure is increased. .
  • FIG. 4 A control flow of the flow control valve of the second embodiment will be described. An example of this control flow is shown in FIG.
  • step 200 the intake air amount Ga and the supercharging pressure Pim are acquired.
  • step 201 the target opening degree TDfr of the flow control valve 71 is calculated based on the intake air amount Ga and the intake pressure Pim acquired at step 200.
  • step 202 the opening degree Dfr of the flow control valve 71 is controlled so that the target opening degree TDfr calculated in step 201 is achieved, and then the flow ends.
  • FIG. 3 The internal combustion engine of the third embodiment is shown in FIG.
  • the third embodiment differs from the second embodiment in that the internal combustion engine has an exhaust gas recirculation device.
  • Other configurations of the third embodiment are the same as those of the second embodiment.
  • the exhaust gas recirculation device (hereinafter referred to as “EGR device”) 90 is a device that introduces exhaust gas into the intake passage 30.
  • the EGR device 90 includes an exhaust gas recirculation passage (hereinafter referred to as “EGR passage”) 91 and an exhaust gas recirculation control valve (hereinafter referred to as “EGR valve”) 92.
  • the EGR passage 91 directly connects the exhaust passage 40 downstream of the turbine 62 and the intake passage 30 upstream of the compressor 61.
  • the EGR valve 92 is disposed in the EGR passage 91.
  • the EGR valve 92 can control the flow rate of the exhaust gas flowing through the EGR passage 91.
  • EGR execution conditions that is, engine operating conditions for executing the introduction of exhaust gas into the intake passage 30 by the EGR device 90
  • EGR that is, introduction of exhaust gas into the intake passage 30 by the EGR device 90
  • the opening degree of the EGR valve 92 at the time of EGR execution is determined in advance according to the engine operating state.
  • the opening degree of the EGR valve 92 is controlled to an opening degree that is determined according to the engine operating state.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is determined according to the discharge temperature (that is, the temperature of the gas discharged from the impeller 63).
  • the discharge temperature changes according to the intake air amount, the supercharging pressure, and the EGR gas amount. More specifically, the discharge temperature tends to increase as the intake air amount increases, the discharge temperature tends to increase as the boost pressure increases, and the discharge temperature tends to increase as the EGR gas amount decreases. Therefore, in the third embodiment, an intake air amount, a supercharging pressure, an EGR gas amount, or a combination thereof may be employed as a parameter representative of the discharge temperature.
  • the opening degree 71 of the flow control valve is increased as the intake air amount increases.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the supercharging pressure is increased.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the EGR gas amount is decreased.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased as the intake air amount is increased, and the higher the supercharging pressure is increased.
  • the opening degree of the flow control valve 71 is increased. The smaller the EGR gas amount is, the larger the opening degree of the flow control valve 71 is.
  • the opening degree of the EGR valve 72 may be adopted as a parameter representing the discharge temperature instead of adopting the EGR gas amount.
  • FIG. 6 Control Flow of Flow Control Valve of Third Embodiment
  • An example of this control flow is shown in FIG.
  • the flow of FIG. 6 starts, first, in step 300, the intake air amount Ga, the supercharging pressure Pim, and the EGR gas amount Aegr are acquired.
  • the target opening degree TDfr of the flow control valve 71 is calculated based on the intake air amount Ga, the intake pressure Pim, and the EGR gas amount Aegr acquired at step 300.
  • step 302 the opening degree Dfr of the flow control valve 71 is controlled so that the target opening degree TDfr calculated in step 301 is achieved, and then the flow ends.

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Abstract

本発明の目的はブローバイガス環流装置を備えた内燃機関において過給機のコンプレッサにおけるデポジットの発生または堆積を抑制することにある。本発明はブローバイガス環流装置（５０）を備えた内燃機関（１０）の過給機（６０）の冷却装置に関する。冷却装置は冷却空気導入通路（７０）を具備する。ブローバイガス環流装置はコンプレッサの上流にブローバイガスを導入する。冷却空気導入通路はコンプレッサのディフューザ通路（６４）に冷却空気を導入する。冷却空気導入通路はディフューザ通路内を流れる吸気の流方向（ＩＡ）に対して鋭角に冷却空気をディフューザ通路に導入する。

Description

ブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置
　本発明はブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置に関する。
　特許文献１には、内燃機関（以下「機関」）の燃焼室からクランクケース内に漏出したブローバイガスを吸気通路に還流させることによってクランクケース内の換気を行うシステムが記載されている。このシステムはブローバイガス還流装置またはＰＣＶ（ポジティブ・クランクケース・ベンチレーション）とも呼ばれている。
特開２００７－１８７０３３号公報 特開平８－１４０５６号公報
　ところで、クランクケース内では、クランクシャフトが高速で回転すること及びピストンリングとシリンダボア内周壁面との間からの筒内ガスが噴出すること等によってオイルが飛散する。その結果、クランクケース内にオイルミスト（すなわち、潤滑油の液体状微粒子）が形成される。ここで、機関が過給機を具備する場合、オイルミストがブローバイガス還流装置によってブローバイガスとともに吸気通路に還流されると、オイルミストが過給機のコンプレッサに流入する。一方、コンプレッサのインペラから吐出される吸気の温度はコンプレッサの圧縮作用によって上昇して高温になっている。したがって、オイルミストがインペラから吐出されるときに当該オイルミストが高温に晒され、その結果、オイルミストに起因するデポジットが発生してコンプレッサのディフューザ壁面に堆積する。こうしたデポジットの堆積によって過給機の過給効率が低下してしまう。
　そこで、本発明の目的はコンプレッサにおけるデポジットの発生または堆積を抑制することにある。
　本発明はブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置に関する。本発明の冷却装置は低温ガス導入手段を具備する。本発明では、前記ブローバイガス環流装置が前記過給機のコンプレッサの上流にブローバイガスを導入するように構成されている。さらに、前記低温ガス導入手段が前記コンプレッサのディフューザ通路に低温ガスを導入するように構成されている。さらに、前記低温ガスが前記コンプレッサのインペラから吐出されて前記ディフューザ通路に流入する吸気の温度よりも温度の低いガスである。さらに、前記低温ガス導入手段が前記ディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に低温ガスを前記ディフューザ通路に導入するように構成されている。
　本発明によれば、ディフューザ通路に低温ガスが導入される。したがって、コンプレッサのインペラから吐出される吸気が低温ガスによって冷却される。これによって、吸気中のオイルミストが高温に晒されることが抑制される。このため、吸気中のオイルミストに起因するデポジットの発生が抑制される。
　これに加えて、本発明によれば、ディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に低温ガスがディフューザ通路に導入される。したがって、インペラから吐出される吸気とディフューザ壁面との間に低温ガスの層が形成される。これによって、吸気がディフューザ壁面から受ける熱量が少なくなる。したがって、インペラから吐出される吸気の温度の上昇が抑制される。このため、吸気中のオイルミストに起因するデポジットの発生が抑制される。
　これに加えて、本発明によれば、吸気とディフューザ壁面との間に低温ガスの層が形成されているので、吸気中のオイルミストに起因してデポジットが発生したとしても、ディフューザ壁面へのデポジットの堆積が低温ガスの層によって抑制される。
　また、上記発明において、前記低温ガス導入手段が低温ガス導入通路を有し、該低温ガス導入通路が前記ディフューザ通路を画成するディフューザ壁面から前記ディフューザ通路に開口しており、前記低温ガス導入通路が前記ディフューザ壁面近傍において前記ディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に延在していると好ましい。
　これによれば、低温ガス導入通路がディフューザ壁面近傍においてディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に延在している。このため、簡易な構成によって吸気とディフューザ壁面との間に低温ガスの層が形成される。
　また、上記発明において、前記低温ガス導入手段が前記コンプレッサのインペラの吸気吐出領域近傍から前記ディフューザ通路に低温ガスを導入するように構成されていると好ましい。
　これによれば、ディフューザ壁面の広い範囲に亘って低温ガスの層が形成される。このため、インペラから吐出される吸気の温度の上昇抑制効果が大きくなる。
　また、上記発明において、前記低温ガス導入手段がインタークーラによって冷却された吸気を低温ガスとして前記ディフューザ通路に導入すると好ましい。
　これによれば、簡易な構成によって低温ガスが得られる。
ブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の第１実施形態を示す図である。 第１実施形態の内燃機関の過給機のコンプレッサを示す図である。 第２実施形態の内燃機関を示す図である。 第２実施形態の流量制御弁の制御フローを示す図である。 第３実施形態の内燃機関を示す図である。 第３実施形態の流量制御弁の制御フローを示す図である。
　以下、図面を参照して本発明の実施形態について説明する。以下で説明する内燃機関はピストン往復動型の圧縮自着火式内燃機関（いわゆるディーゼルエンジン）である。しかしながら、本発明はその他の形式の内燃機関にも適用可能である。なお、以下の説明において「デポジット」とは吸気中のオイルミストに起因して発生するデポジットを意味する。
＜第１実施形態＞
　第１実施形態について説明する。第1実施形態の内燃機関が図１に示されている。第1実施形態の過給機のコンプレッサが図２に示されている。内燃機関（以下「機関」）１０は機関本体２０と、吸気通路３０と、排気通路４０とを具備する。機関本体２０はクランクケース２１と、オイルパン２２と、シリンダブロック２３と、シリンダヘッド２４とを有する。クランクケース２１はクランクシャフト２１Ａを回転可能に支持している。オイルパン２２はクランクケース２１の下方においてクランクケース２１に固定されている。そして、オイルパン２２はクランクケース２１とともにクランクシャフト２１Ａおよび潤滑油ＯＬを収容する空間（以下「クランクケース室」）を形成している。
　シリンダブロック２３はクランクケース２１の上方においてクランクケース２１に固定されている。シリンダブロック２３はアルミニウム製である。また、シリンダブロック２３は中空円筒状のシリンダボア２３Ａを複数個（第1実施形態では、４つ）備えている。シリンダボア２３Ａの内周には鋳鉄製のシリンダライナ２３Ｂが嵌入されている。シリンダボア２３Ａ（第1実施形態では、特に、シリンダライナ２３Ｂ）にはピストン２３Ｃが収容されている。
　ピストン２３Ｃは略円筒形である。また、ピストン２３Ｃはその側面に複数のピストンリングを備えている。複数のピストンリングのうちの最も下方（すなわち、クランクケース２１側）のリングはいわゆるオイルリングＯＲである。オイルリングＯＲはシリンダボア２３Ａの内周壁面（第1実施形態では、特に、シリンダライナ２３Ｂの内周壁面）上を摺動しながら同内周壁面上の潤滑油（別の言い方をすれば、油膜）をクランクケース２１側に掻き落とすようになっている。ピストン２３Ｃはコネクティングロッド２３Ｄによってクランクシャフト２１Ａに連結されている。ピストン２３Ｃの上壁面（すなわち、頂壁面）はシリンダライナ２３Ｂの内周壁面およびシリンダヘッド２４の下壁面とともに燃焼室ＣＣを形成している。
　シリンダヘッド２４はシリンダブロック２３の上方においてシリンダブロック２３に固定されている。シリンダヘッド２４には燃焼室ＣＣに連通する吸気ポートおよび排気ポートが形成されている。吸気ポートは吸気弁によって開閉される。吸気弁はシリンダヘッド２４に収容されたインテークカムシャフトのカム（図示せず）によって駆動される。排気ポートは排気弁によって開閉される。排気弁はシリンダヘッド２４に収容されたエグゾーストカムシャフトのカム（図示せず）によって駆動される。シリンダヘッド２４はシリンダヘッドカバー２４Ａによって覆われている。シリンダヘッド２４内には燃料噴射弁（図示せず）が備えられている。
　吸気通路３０は概して吸気管３１とインタークーラ３２と過給機６０のコンプレッサ６１と吸気ポートとから構成されている。吸気管３１は吸気ポートに接続されている。コンプレッサ６１は吸気管３１に介装されている。インタークーラ３２はコンプレッサ６１よりも下流の吸気管３１に介装されている。
　排気通路４０は概して排気ポートと排気管４１と過給機６０のタービン６２とから構成されている。排気管４１は排気ポートに接続されている。タービン６２は排気管４１に介装されている。タービン６２はシャフトによってコンプレッサ６１のインペラ６３に連結されている。
　タービン６２はそこに流入する排気ガスのエネルギによって回転せしめられる。タービン６２の回転はシャフトを介してインペラ６３に伝達される。これによって、インペラ６３が回転する。このインペラ６３の回転によって吸気が圧縮せしめられる。すなわち、過給機６０が過給を行う。
　過給機６０は遠心式の過給機である。すなわち、コンプレッサ６１はインペラ６３の回転軸線ＲＡの方向に沿って吸気取込口６６から吸気を取り込み、この取り込んだ吸気をインペラ６３の回転によって圧縮し、この圧縮された吸気をインペラ６３から径方向外方へ吐出する。過給機６０は円環状のディフューザ通路６４を有する。インペラ６３から吐出された吸気はディフューザ通路６４に流入する。ディフューザ通路６４は概して２つのディフューザ壁面６５Ａ、６５Ｂによって画成されている。インペラ６３の回転軸線ＲＡに対して垂直な平面であってディフューザ通路６４の中央領域に延在する平面を基準平面としたときに、一方のディフューザ壁面６５Ａは基準面に関して吸気取込口６６側にある壁面であり、他方のディフューザ壁面６５Ｂは基準面に関して一方のディフューザ壁面６５Ａの反対側にある壁面である。
　第１実施形態のブローバイガス還流装置５０は第１通路５１と第２通路５２と第３通路５３とを有する。第１通路５１はシリンダブロック２３内に形成されている。第１通路５１はクランクケース室をシリンダヘッド２４内の第２通路５２に接続する。第２通路５２はシリンダヘッド２４内の所定の経路を通って第３通路５３の一端に接続されている。第３通路５３は機関本体２０の外部に設けられたガス管５３Ａによって構成されている。第３通路５３の他端はコンプレッサ６１よりも上流の吸気管３１に接続されている。
　燃焼室ＣＣからクランクケース室に漏出したブローバイガスは第１通路５１、第２通路５２および第３通路５３を通って吸気通路３０に還流せしめられる。なお、吸気通路３０へのブローバイガスの還流量を制御するために周知のＰＣＶバルブが第３通路５３に配置されていてもよい。
＜第１実施形態の過給機の冷却装置＞
　第１実施形態の過給機の冷却装置について説明する。第１実施形態の冷却装置は冷却空気導入装置からなる。冷却空気導入装置は冷却空気導入通路７０を有する。冷却空気導入通路７０はインタークーラ３２よりも下流の吸気通路３０をコンプレッサ６１のディフューザ通路６４に接続する。冷却空気導入通路７０は一方のディフューザ壁面６５Ａに開口している。インタークーラ３２から流出する冷却空気（すなわち、インタークーラによって冷却された吸気）の一部が冷却空気導入通路７０を介してディフューザ通路６４に導入される。冷却空気導入通路７０は吸気流方向（すなわち、ディフューザ通路６４内を流れる吸気の流方向）ＩＡに対して鋭角に冷却空気をディフューザ通路７０に導入するように構成されている。すなわち、冷却空気導入通路７０は一方のディフューザ壁面６５Ａの近傍において吸気流方向ＩＡに対して鋭角に延在している。
＜第１実施形態の効果＞
　第１実施形態によれば、冷却空気導入通路７０からディフューザ通路６４に冷却空気が導入される。したがって、インペラ６３から吐出される吸気が冷却空気によって冷却される。これによって、吸気中のオイルミストが高温に晒されることが抑制される。このため、吸気中のオイルミストに起因するデポジットの発生が抑制される。
　これに加えて、第１実施形態によれば、吸気流方向ＩＡに対して鋭角に冷却空気がディフューザ通路６４に導入される。したがって、インペラ６３から吐出される吸気とディフューザ壁面６５Ａとの間に冷却空気の層が形成される。これによって、吸気がディフューザ壁面６５Ａから受ける熱量が少なくなる。したがって、吐出温度（すなわち、インペラ６３から吐出されるガスの温度であり、第１実施形態では、インペラ６３から吐出される吸気の温度）の上昇が抑制される。このため、吸気中のオイルミストに起因するデポジットの発生が抑制される。
　これに加えて、第１実施形態によれば、吸気とディフューザ壁面６５Ａとの間に冷却空気の層が形成されているので、吸気中のオイルミストに起因してデポジットが発生したとしても、ディフューザ壁面６５Ａへのデポジットの堆積が冷却空気の層によって抑制される。
　これに加えて、第１実施形態によれば、冷却空気は吸気流方向ＩＡにほぼ沿って冷却空気導入通路７０からディフューザ通路６４に導入される。したがって、ディフューザ通路６４への冷却空気の導入による吸気流乱れの発生が抑制される。このため、ディフューザ通路６４への冷却空気の導入による過給機６０の過給効率の低下が抑制される。
　なお、第１実施形態において、導入ガス（すなわち、ディフューザ通路６４に導入されるガス）として、冷却空気以外のガスが採用されてもよい。ここで、冷却空気を含む導入ガスは、少なくとも、ディフューザ壁面６５Ａの温度を低下させる程度に低温のガスであることが好ましい。すなわち、冷却空気を含む導入ガスの温度は、少なくとも、ディフューザ壁面６５Ａの温度よりも低いことが好ましい。また、冷却空気を含む導入ガスの温度は、少なくとも、コンプレッサのインペラから吐出されてディフューザ通路に流入する吸気の温度よりも温度の低いことが好ましい。
　また、第１実施形態において、吸気流方向ＩＡに対する冷却空気導入通路７０の角度は特定の角度に限定されないが、好ましくは、ディフューザ壁面６５Ａ上に冷却空気の層が所望の程度に形成される角度、または、ディフューザ通路６４内を流れる吸気に生じる乱れが所望の程度に抑制される角度であり、さらに好ましくは、零に近い角度である。
　また、第１実施形態において、冷却空気がディフューザ通路６４に導入される位置は特定の位置に限定されないが、好ましくは、吸気吐出領域（すなわち、インペラ６３から吸気が吐出される領域）近傍の位置である。
　また、第１実施形態において、冷却空気導入通路７０が一方のディフューザ壁面６５Ａに開口するだけではなく他方のディフューザ壁面６５Ｂにも開口していてもよい。また、第1実施形態において、冷却空気導入通路７０が一方のディフューザ壁面６５Ａに開口する代わりに他方のディフューザ壁面６５Ｂに開口していてもよい。
＜第２実施形態＞
　第２実施形態について説明する。第２実施形態の内燃機関が図３に示されている。第２実施形態は冷却空気導入装置が流量制御弁を有している点で第１実施形態とは異なっている。第２実施形態のその他の構成は第１実施形態のものと同じである。
　流量制御弁７１は冷却空気導入通路７０に配置されている。冷却空気導入通路７０からディフューザ通路６４に導入される冷却空気の量を流量制御弁７１によって制御可能である。第２実施形態では、吐出温度に応じて流量制御弁７１の開度が決定される。より具体的には、吐出温度が高いほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。なお、流量制御弁７１の開度が大きいほど導入冷却空気量（すなわち、冷却空気導入通路７０からディフューザ通路６４に導入される冷却空気の量）が多い。
＜第２実施形態の効果＞
　第２実施形態によれば、導入冷却空気量が吐出温度に応じた量であるので、デポジット発生抑制などをより確実に達成可能である。
　なお、吐出温度は吸気量（すなわち、燃焼室ＣＣに吸入される空気の量）と過給圧（すなわち、コンプレッサ６１によって圧縮された後のガスの圧力、すなわち、コンプレッサ６１よりも下流の吸気通路３０内の圧力）とに応じて変化する。より具体的には、吸気量が多いほど吐出温度が高くなる傾向にあり、過給圧が高いほど吐出温度が高くなる傾向にある。そこで、第２実施形態において、吐出温度を代表するパラメータとして、吸気量、または、過給圧、または、これらの組合せが採用されてもよい。ここで、吸気量が採用された場合には、吸気量が多いほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。過給圧が採用された場合には、過給圧が高いほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。吸気量と過給圧との組合せが採用された場合には、吸気量が多いほど流量制御弁７１の開度が大きくされ、過給圧が高いほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。
＜第２実施形態の流量制御弁の制御フロー＞
　第２実施形態の流量制御弁の制御フローについて説明する。この制御フローの一例が図４に示されている。図４のフローが開始すると、始めに、ステップ２００において、吸気量Ｇａと過給圧Ｐｉｍとが取得される。次いで、ステップ２０１において、ステップ２００で取得された吸気量Ｇａと吸気圧Ｐｉｍとに基づいて流量制御弁７１の目標開度ＴＤｆｒが算出される。次いで、ステップ２０２において、ステップ２０１で算出された目標開度ＴＤｆｒが達成されるように流量制御弁７１の開度Ｄｆｒが制御され、その後、フローが終了する。
＜第３実施形態＞
　第３実施形態について説明する。第３実施形態の内燃機関が図５に示されている。第３実施形態は内燃機関が排気再循環装置を有している点で第２実施形態とは異なっている。第３実施形態のその他の構成は第２実施形態のものと同じである。
　排気再循環装置（以下「ＥＧＲ装置」）９０は排気ガスを吸気通路３０に導入する装置である。ＥＧＲ装置９０は排気再循環通路（以下「ＥＧＲ通路」）９１と排気再循環制御弁（以下「ＥＧＲ弁」）９２とを有する。ＥＧＲ通路９１はタービン６２よりも下流の排気通路４０とコンプレッサ６１よりも上流の吸気通路３０とを直接連結している。ＥＧＲ弁９２はＥＧＲ通路９１に配置されている。ＥＧＲ弁９２はＥＧＲ通路９１内を流れる排気ガスの流量を制御可能である。機関運転中にＥＧＲ弁９２が開弁されると排気ガスがＥＧＲ通路９１を介して吸気通路３０に導入される。また、ＥＧＲ弁９２の開度が大きいほどＥＧＲガス量（すなわち、吸気通路３０に導入される排気ガスの量）が多い。
　ＥＧＲ実行条件（すなわち、ＥＧＲ装置９０による吸気通路３０への排気ガスの導入を実行する機関運転条件）が予め定められている。機関運転状態がＥＧＲ実行条件を満たした場合、ＥＧＲ弁９２が開弁され、これによって、ＥＧＲ（すなわち、ＥＧＲ装置９０による吸気通路３０への排気ガスの導入）が実行される。
　また、ＥＧＲ実行時のＥＧＲ弁９２の開度は機関運転状態に応じて予め定められている。ＥＧＲ実行中、ＥＧＲ弁９２の開度は機関運転状態に応じて定まる開度に制御される。
　また、第２実施形態と同様に、吐出温度（すなわち、インペラ６３から吐出されるガスの温度）に応じて流量制御弁７１の開度が決定される。
＜第３実施形態の効果＞
　第３実施形態によれば、導入冷却空気量が吐出温度に応じた量であるので、ＥＧＲ実行時であっても、デポジット発生抑制などをより確実に達成可能である。
　なお、吐出温度は吸気量と過給圧とＥＧＲガス量とに応じて変化する。より具体的には、吸気量が多いほど吐出温度が高くなる傾向にあり、過給圧が高いほど吐出温度が高くなる傾向にあり、ＥＧＲガス量が少ないほど吐出温度が高くなる傾向にある。そこで、第３実施形態において、吐出温度を代表するパラメータとして、吸気量、または、過給圧、または、ＥＧＲガス量、または、これらの組合せが採用されてもよい。ここで、吸気量が採用された場合には、吸気量が多いほど流量制御弁の開度７１が大きくされる。過給圧が採用された場合には、過給圧が高いほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。ＥＧＲガス量が採用された場合には、ＥＧＲガス量が少ないほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。吸気量と過給圧とＥＧＲガス量とのうちの２つまたは３つの組合せが採用された場合には、吸気量が多いほど流量制御弁７１の開度が大きくされ、過給圧が高いほど流量制御弁７１の開度が大きくされ、ＥＧＲガス量が少ないほど流量制御弁７１の開度が大きくされる。
　なお、吐出温度を代表するパラメータとして、ＥＧＲガス量を採用する代わりに、ＥＧＲ弁７２の開度が採用されてもよい。
＜第３実施形態の流量制御弁の制御フロー＞
　第３実施形態の流量制御弁の制御フローについて説明する。この制御フローの一例が図６に示されている。図６のフローが開始すると、始めに、ステップ３００において、吸気量Ｇａと過給圧ＰｉｍとＥＧＲガス量Ａｅｇｒとが取得される。次いで、ステップ３０１において、ステップ３００で取得された吸気量Ｇａと吸気圧ＰｉｍとＥＧＲガス量Ａｅｇｒとに基づいて流量制御弁７１の目標開度ＴＤｆｒが算出される。次いで、ステップ３０２において、ステップ３０１で算出された目標開度ＴＤｆｒが達成されるように流量制御弁７１の開度Ｄｆｒが制御され、その後、フローが終了する。
　なお、本発明の技術思想を逸脱しない範囲において上記４つの実施形態が適宜組み合わされてもよい。

Claims (4)

  1. 　ブローバイガス環流装置を備えた内燃機関の過給機の冷却装置において、低温ガス導入手段を具備し、前記ブローバイガス環流装置が前記過給機のコンプレッサの上流にブローバイガスを導入するように構成されており、前記低温ガス導入手段が前記コンプレッサのディフューザ通路に低温ガスを導入するように構成されており、前記低温ガスが前記コンプレッサのインペラから吐出されて前記ディフューザ通路に流入する吸気の温度よりも温度の低いガスであり、前記低温ガス導入手段が前記ディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に低温ガスを前記ディフューザ通路に導入するように構成されている内燃機関の過給機の冷却装置。
  2. 　前記低温ガス導入手段が低温ガス導入通路を有し、該低温ガス導入通路が前記ディフューザ通路を画成するディフューザ壁面から前記ディフューザ通路に開口しており、前記低温ガス導入通路が前記ディフューザ壁面近傍において前記ディフューザ通路内を流れる吸気の流方向に対して鋭角に延在している請求項１に記載の内燃機関の過給機の冷却装置。
  3. 　前記低温ガス導入手段が前記コンプレッサのインペラの吸気吐出領域近傍から前記ディフューザ通路に低温ガスを導入するように構成されている請求項１または２に記載の内燃機関の過給機の冷却装置。
  4. 　前記低温ガス導入手段がインタークーラによって冷却された吸気を低温ガスとして前記ディフューザ通路に導入する請求項１～３のいずれか１つに記載の内燃機関の過給機の冷却装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106812597A (zh) * 2015-11-27 2017-06-09 长城汽车股份有限公司 蜗轮增压器结构和发动机总成

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5985401A (ja) * 1982-08-03 1984-05-17 ユニオン・カ−バイド・コ−ポレ−シヨン 流体洩れを減少させた回転式流体処理装置
JPH0350328A (ja) * 1989-07-18 1991-03-04 Nissan Motor Co Ltd ターボチャージャ
JPH04365997A (ja) * 1991-06-14 1992-12-17 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機
JPH0814056A (ja) 1994-06-24 1996-01-16 Tochigi Fuji Ind Co Ltd 遠心式過給機
JP2003525377A (ja) * 1999-10-20 2003-08-26 アーベーベー ターボ システムズ アクチエンゲゼルシャフト ターボ機械のロータとステータとの間に形成されたラジアルギャップの流れを間接的に冷却する方法と装置
JP2007187033A (ja) 2006-01-12 2007-07-26 Mitsubishi Motors Corp 内燃機関のブローバイガス還流構造
JP2012241598A (ja) * 2011-05-18 2012-12-10 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1503581B1 (de) * 1965-05-04 1970-12-17 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Mit Abgasturbo-Aufladung betriebene Zweitakt-Brennkraftmaschine
DE3443324C1 (de) * 1984-11-28 1986-08-07 M.A.N.-B & W Diesel GmbH, 8900 Augsburg Brennkraftmaschine mit Aufladung
US5080078A (en) * 1989-12-07 1992-01-14 Ford Motor Company Fuel vapor recovery control system
US5297928A (en) * 1992-06-15 1994-03-29 Mitsubishi Jukogyo Kabushiki Kaisha Centrifugal compressor
DE4312078C2 (de) * 1993-04-13 1995-06-01 Daimler Benz Ag Abgasturbolader für eine aufgeladene Brennkraftmaschine
DE4334466A1 (de) * 1993-10-09 1995-04-13 Abb Management Ag Abgasturbolader
DE59809488D1 (de) * 1998-05-25 2003-10-09 Abb Turbo Systems Ag Baden Radialverdichter
JP2003515690A (ja) * 1999-10-20 2003-05-07 アーベーベー ターボ システムズ アクチエンゲゼルシャフト タービン機械のロータとステータとの間に形成された半径方向間隙における流れを冷却するための方法及び装置
US6609375B2 (en) * 2001-09-14 2003-08-26 Honeywell International Inc. Air cooling system for electric assisted turbocharger
DE10321572A1 (de) * 2003-05-14 2004-12-02 Daimlerchrysler Ag Ladeluftverdichter für eine Brennkraftmaschine, Brennkraftmaschine und Verfahren hierzu
JP2004360461A (ja) * 2003-06-02 2004-12-24 Aisan Ind Co Ltd 過給機付エンジンの蒸発燃料処理装置
DE10325980A1 (de) * 2003-06-07 2004-12-23 Daimlerchrysler Ag Abgasturbolader
JP4367184B2 (ja) * 2003-10-03 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 ターボチャージャ
AT501184B1 (de) * 2004-12-23 2008-05-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Ohg Brennkraftmaschine
US7685819B2 (en) * 2006-03-27 2010-03-30 Aqwest Llc Turbocharged internal combustion engine system
US20080000230A1 (en) * 2006-06-30 2008-01-03 Caterpillar Inc. Exhaust Gas Recirculation System
DE102007017668A1 (de) * 2007-04-14 2008-10-16 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Aufgeladene Brennkraftmaschine und Verfahren zur Überwachung, ob die Kurbelgehäuseentlüftung angeschlossen worden ist
JP2011236811A (ja) * 2010-05-11 2011-11-24 Toyota Motor Corp 過給器を備えた内燃機関
EP2787195A4 (en) * 2011-12-01 2015-12-30 Toyota Motor Co Ltd INTERNAL COMBUSTION ENGINE EQUIPPED WITH A SUPPLY COMPRESSOR
JP5983868B2 (ja) * 2013-04-12 2016-09-06 トヨタ自動車株式会社 ブローバイガス還流装置と過給機とを備えた内燃機関の冷却装置

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5985401A (ja) * 1982-08-03 1984-05-17 ユニオン・カ−バイド・コ−ポレ−シヨン 流体洩れを減少させた回転式流体処理装置
JPH0350328A (ja) * 1989-07-18 1991-03-04 Nissan Motor Co Ltd ターボチャージャ
JPH04365997A (ja) * 1991-06-14 1992-12-17 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機
JPH0814056A (ja) 1994-06-24 1996-01-16 Tochigi Fuji Ind Co Ltd 遠心式過給機
JP2003525377A (ja) * 1999-10-20 2003-08-26 アーベーベー ターボ システムズ アクチエンゲゼルシャフト ターボ機械のロータとステータとの間に形成されたラジアルギャップの流れを間接的に冷却する方法と装置
JP2007187033A (ja) 2006-01-12 2007-07-26 Mitsubishi Motors Corp 内燃機関のブローバイガス還流構造
JP2012241598A (ja) * 2011-05-18 2012-12-10 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2960464A4

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106812597A (zh) * 2015-11-27 2017-06-09 长城汽车股份有限公司 蜗轮增压器结构和发动机总成
CN106812597B (zh) * 2015-11-27 2019-04-30 长城汽车股份有限公司 蜗轮增压器结构和发动机总成

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