WO2022191159A1 - 冷却機構 - Google Patents

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WO2022191159A1
WO2022191159A1 PCT/JP2022/009852 JP2022009852W WO2022191159A1 WO 2022191159 A1 WO2022191159 A1 WO 2022191159A1 JP 2022009852 W JP2022009852 W JP 2022009852W WO 2022191159 A1 WO2022191159 A1 WO 2022191159A1
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cooling
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intake air
cooling water
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和成 山本
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いすゞ自動車株式会社
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a cooling mechanism, and more particularly to a cooling mechanism that cools a compressor with cooling water of an internal combustion engine.
  • Patent Document 1 A cooling mechanism that cools the compressor with the cooling water of the internal combustion engine has been proposed (see Patent Document 1, for example).
  • the invention described in Japanese Patent Laid-Open No. 2002-200002 is when the temperature of the intake air after passing through the compressor is lower than a threshold value and the temperature of the cooling water is higher than the temperature of the intake air, and the temperature of the cooling water is equal to or lower than the temperature of the intake air.
  • the flow rate of cooling water is increased.
  • the invention described in Patent Document 1 aims at increasing the temperature of the intake air with cooling water.
  • the cooling water may increase the temperature of the intake air and expand the volume of the intake air.
  • Such expansion of the volume of the intake air reduces the amount of air introduced into the cylinders, thereby deteriorating combustion and causing deterioration in fuel efficiency. Therefore, in the cooling mechanism described in Patent Document 1, the fuel consumption deteriorates when the temperature of the intake air after passing through the compressor is lower than the threshold value.
  • An object of the present disclosure is to provide a cooling mechanism that suppresses deterioration of fuel consumption in a structure that cools a compressor with cooling water of an internal combustion engine.
  • a cooling mechanism for achieving the above object includes a cooling circuit for an internal combustion engine, and a compressor branched from the cooling circuit to supercharge the intake air of the internal combustion engine. and a compressor cooling passage that merges, wherein the compressor is configured to be driven in conjunction with a turbine driven by exhaust gas, and a flow control valve that adjusts the flow rate of cooling water flowing inside the compressor wherein the flow control valve adjusts the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor when the temperature of the intake air at the outlet of the compressor is lower than the temperature of the cooling water when the temperature of the intake air at the outlet of the compressor is cooled. It is characterized in that the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor is made smaller than the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor when the temperature of the water is equal to or higher than that of the water.
  • the cooling water increases the temperature of the intake air by reducing the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor when the temperature of the intake air at the outlet of the compressor is lower than the temperature of the cooling water. Accordingly, it is possible to suppress the expansion of the volume of the intake air. This is advantageous for ensuring the amount of air introduced into the cylinders, and can avoid deterioration in fuel consumption.
  • FIG. 1 is a configuration diagram illustrating the cooling mechanism of the first embodiment.
  • FIG. 2 is a correlation diagram illustrating the correlation between the differential pressure between the target pressure and the actual pressure of the intake air at the outlet of the compressor in FIG. 1 and the control values of the variable vane and the waste gate valve opening.
  • FIG. 3 is a correlation diagram illustrating the correlation between the opening degree of the variable vane and the opening degree of the flow control valve in FIG.
  • FIG. 4 is a correlation diagram illustrating the correlation between pressure and temperature of intake air at the outlet of the compressor of FIG.
  • FIG. 5 is a configuration diagram illustrating the cooling mechanism of the second embodiment.
  • FIG. 6 is a correlation diagram illustrating the correlation between the opening degree of the waste gate valve and the opening degree of the flow control valve in FIG.
  • FIG. 7 is a correlation diagram illustrating the correlation between the pressure and temperature of the intake air at the outlet of the compressor of FIG.
  • FIG. 8 is a configuration diagram illustrating the cooling mechanism of the third embodiment.
  • FIGS. 1, 5, and 8 An embodiment of a cooling mechanism internal combustion engine according to the present disclosure will be described below.
  • dashed-dotted lines indicate signal lines
  • outline arrows indicate the flow of gas (intake and exhaust)
  • solid arrows indicate the flow of cooling water.
  • the arrangement of cooling water and gas flow paths is changed so that the configuration is easy to understand, and does not necessarily match the actual manufacturing.
  • only one cylinder 2 is illustrated to avoid complication of the drawings.
  • the cooling mechanism 10 of the first embodiment is a mechanism that cools the internal combustion engine 1, which is a diesel engine that uses light oil as fuel.
  • the internal combustion engine 1 is an engine that obtains power by reciprocating linear motion of a piston 3 inside a cylinder 2 and includes a turbocharger 20 .
  • the internal combustion engine 1 is a multi-cylinder engine having not only one cylinder but also other cylinders (not shown).
  • the fuel for the internal combustion engine 1 is not limited to light oil, and may be gasoline or liquefied gas. Further, the number of cylinders and cylinder arrangement of the internal combustion engine 1 are not particularly limited.
  • the turbocharger 20 includes a turbine 21 arranged in the exhaust passage 4, a compressor 22 arranged in the intake passage 5, and a bearing 23 supporting a rotation shaft that interlocks the turbine 21 and the compressor 22. .
  • the turbine 21 is rotated by the exhaust discharged from the exhaust valve 6 into the exhaust passage 4, and the rotational power of the turbine 21 drives the compressor 22 to rotate. It is a configuration that supercharges the intake air.
  • the turbine 21 has variable vanes 24 and a wastegate valve 25 .
  • the turbine 21 is configured to adjust the rotation of the turbine blades 26 by changing the opening area of the exhaust passage of the turbine housing with the variable vanes 24 to adjust the flow velocity of the exhaust flowing through the exhaust passage. Further, the turbine 21 is configured such that the waste gate valve 25 changes the flow rate of the exhaust flowing into the turbine housing to adjust the rotation of the turbine blades 26 .
  • the compressor 22 rotates in conjunction with the rotation of the turbine blades 26 .
  • the compressor 22 is a water-cooled compressor cooled by cooling water of the cooling mechanism 10, which will be described later.
  • Bearings 23 support the rotating shafts of turbine 21 and compressor 22 .
  • the bearing 23 is also a water-cooled bearing cooled by cooling water of the cooling mechanism 10, which will be described later.
  • variable vane 24 is arranged in the exhaust passage inside the turbine housing and driven by the driving device 27a.
  • the variable vane 24 is closed to the fully closed side by the drive device 27a to reduce the opening area of the exhaust passage. Further, when the pressure Px is higher than the target pressure, the variable vane 24 is opened to the fully open side by the driving device 27a to increase the opening area of the exhaust passage.
  • the wastegate valve 25 is arranged in the turbine detour passage 4a that bypasses the turbine 21 and is driven by a drive device 27b.
  • the wastegate valve 25 is fully closed by the driving device 27b when the pressure Px of the intake air at the outlet of the compressor 22 is lower than the desired target pressure, thereby increasing the flow rate of the exhaust gas flowing into the turbine 21 .
  • the wastegate valve 25 is fully opened by the driving device 27b when the pressure Px of the intake air at the outlet of the compressor 22 is higher than the target pressure, thereby reducing the flow rate of the exhaust gas flowing into the turbine 21 .
  • the waste gate valve 25 is exemplified by a built-in type installed inside the turbine 21 and an external type installed outside as in the present embodiment.
  • the desired target pressure is a value calculated by the injection control device 40, which will be described later, based on the rotation speed of the crankshaft 8 of the internal combustion engine 1 and the depression amount of the accelerator pedal (not shown).
  • the fully closed side is based on full open, and the fully open side is based on fully closed. That is, the degree of opening on the side of fully open to fully closed indicates the degree of opening other than fully open, and the degree of opening on the side of fully closed to fully open indicates the degree of opening other than fully closed.
  • Each of the drive devices 27a and 27b is electrically connected to the control device 28, and the drive is controlled by the control device 28 based on the pressure Px acquired by the pressure sensor 29, which is a pressure acquisition device.
  • Examples of the driving devices 27a and 27b include electric actuators, hydraulic actuators, and pneumatic actuators.
  • the control device 28 is hardware comprising a central processing unit (CPU) that performs various types of information processing, an internal storage device capable of reading and writing programs and information processing results used for performing the various types of information processing, and various interfaces. be.
  • the control device 28 is electrically connected to the drive devices 27 a and 27 b, the pressure sensor 29 and the injection control device 40 that controls the fuel injection device 9 .
  • the control device 28 is a functional element that controls the driving of the variable vanes 24 and the waste gate valve 25 based on the exhaust state and target pressure of the internal combustion engine 1 obtained from the injection control device 40 and the pressure Px obtained by the pressure sensor 29.
  • the functional elements are stored as programs in the internal storage device and executed by the central processing unit at appropriate times.
  • the functional element may be configured by a programmable controller (PLC) or an electric circuit that functions independently.
  • PLC programmable controller
  • the exhaust state of the internal combustion engine 1 corresponds to the magnitude of the volumetric flow rate of the exhaust gas discharged from the exhaust valve 6 to the exhaust passage 4. It is divided into a large high flow state and a large high flow state.
  • the division between the small flow rate state and the large flow rate state can be arbitrarily set based on the volumetric flow rate of the exhaust previously obtained by experiments, tests, or simulations.
  • the control value indicating the increase or decrease with respect to the current opening of the variable vane 24 has a positive correlation with the differential pressure ⁇ P
  • the postnatal value indicating the increase or decrease with respect to the current opening of the wastegate valve 25 has a negative correlation with the differential pressure ⁇ P.
  • control device 28 fully opens the variable vane 24 and controls the waste gate valve 25 with a control value based on the differential pressure ⁇ P obtained by subtracting the pressure Px from the target pressure. adjust the opening of the In the present disclosure, each degree of opening is positive when fully open, negative when fully closed, 100% when fully open, and 0% when fully closed.
  • the cooling mechanism 10 is a mechanism for cooling the internal combustion engine 1 with cooling water, and includes a cooling circuit 11, a compressor cooling passage 30, a bearing cooling passage 31, and a flow control valve 32. Configured.
  • the cooling circuit 11 is a circulation circuit including a shared passage 12, a cooling passage 13, a bypass passage 14, and a thermostat 15.
  • a cooling water pump 16 and a water jacket 17 are arranged in the shared passage 12, and a radiator is arranged in the cooling passage 13. 18 are placed.
  • Cooling mechanism 10 is configured such that cooling water flows through at least one of cooling passage 13 and bypass passage 14 by thermostat 15 after passing through shared passage 12 , and circulates to shared passage 12 again.
  • the cooling water pump 16 is a pump that discharges cooling water and circulates the cooling water.
  • the cooling water pump 16 is exemplified by an electric water pump or a mechanical water pump connected to the crankshaft 8 via a power transmission mechanism.
  • the water jacket 17 is a cooling water passage provided around the cylinders 2 , and the passage is formed to surround the plurality of cylinders 2 .
  • the thermostat 15 is arranged at the branch point of the cooling passage 13 and the bypass passage 14 .
  • the thermostat 15 has a lifter (not shown) that expands and contracts as the temperature of the cooling water rises and contracts as the temperature of the cooling water drops.
  • the thermostat 15 may be configured to adjust the flow rate of cooling water flowing through the cooling passage 13 and the bypass passage 14 according to the temperature of the cooling water, and may be configured with a three-way valve capable of controlling the degree of opening.
  • the radiator 18 is arranged on the front side (left side in FIG. 1) of the vehicle on which the internal combustion engine 1 is mounted, and the cooling fan 19 is arranged on the rear side.
  • the radiator 18 is a heat exchanger that uses the vehicle speed wind and the cooling wind from the subsequent cooling fan 19 to cool the cooling water passing through it.
  • the cooling passage 13 is a flow path in which a radiator 18 is provided in the middle thereof and cooling water is cooled by the radiator 18 .
  • the detour passage 14 is a passage that bypasses the cooling passage 13 so that the cooling water is not cooled by the radiator 18 .
  • the compressor cooling passage 30 is a passage that branches from the cooling circuit 11 and merges with the cooling circuit 11 after passing through the inside of the compressor 22 .
  • the compressor cooling passage 30 of the present embodiment branches from the shared passage 12 downstream of the cooling water pump 16 and upstream of the water jacket 17 with respect to the flow of cooling water. merges into the common passage 12 on the downstream side.
  • the compressor cooling passage 30 may be configured to branch from the shared passage 12 on the downstream side of the water jacket 17 with respect to the flow of cooling water and join the shared passage 12 on the downstream side of the branch point with the shared passage 12. .
  • the bearing cooling passage 31 branches from the compressor cooling passage 30 on the upstream side of the compressor 22 with respect to the flow of cooling water in the compressor cooling passage 30 , passes through the inside of the bearing 23 , and then flows downstream of the compressor 22 . This passage merges with the compressor cooling passage 30 on the side.
  • the flow rate control valve 32 is a device that adjusts the flow rate of cooling water flowing inside the compressor 22 .
  • the flow control valve 32 is arranged in the compressor cooling passage 30 upstream of the compressor 22 and downstream of the bearing cooling passage 31 with respect to the flow of cooling water.
  • the flow control valve 32 is a valve that can be freely opened, and has a configuration that allows expansion and contraction of the flow area of the compressor cooling passage 30 .
  • a globe valve, a gate valve, and a butterfly valve are exemplified as the flow control valve 32 .
  • the flow control valve 32 is mechanically connected to a driving device 27a that drives the variable vane 24 via a link member 33, and is driven in conjunction with the driving of the driving device 27a.
  • the opening degree of the flow control valve 32 has a positive correlation with the opening degree of the variable vanes 24 .
  • the flow control valve 32 is fully opened when the variable vanes 24 are fully opened, and fully closed when the variable vanes 24 are fully closed.
  • the lower limit temperature Ta and the upper limit temperature Tb are the temperatures of the cooling water flowing through the cooling circuit 11, the compressor cooling passage 30, and the bearing cooling passage 31, except when the operating state of the internal combustion engine 1 is cold. Indicates the lower and upper displacement limits.
  • the lower limit pressure Pa corresponds to the lower limit temperature Ta
  • the upper limit pressure Pb corresponds to the upper limit temperature Tb.
  • a hatched portion in the figure indicates that the operating state of the internal combustion engine 1 is a small flow rate state.
  • FIG. 4 it is assumed that the variable vane 24 is fully open and the waste gate valve 25 is fully closed.
  • a cold state indicates a state in which the temperature of each part of the internal combustion engine 1 is equal to or lower than the ambient temperature.
  • the control device 28 When the operating state of the internal combustion engine 1 is a small flow rate state, the control device 28 fully closes the waste gate valve 25 and adjusts the opening degree of the variable vane 24 by a control value based on the differential pressure ⁇ P. Assuming that the target pressure is the upper limit pressure Pb, the variable vane 24 is closed from fully open to fully closed until the pressure Px of the intake air at the outlet of the compressor 22 reaches the upper limit pressure Pb. When the pressure reaches Pb, it is fully opened.
  • the flow rate control valve 32 is interlocked with the movement of the variable vane 24, and the opening is closed from fully open to the fully closed side until the intake pressure Px reaches the upper limit pressure Pb, and the intake pressure Px reaches the upper limit pressure Pb. Then it will open up. As a result, when the temperature Tx of the intake air at the outlet of the compressor 22 becomes lower than the upper limit temperature Tb of the cooling water, the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor 22 decreases.
  • the flow control valve 32 is mechanically connected to the driving device 27b that drives the wastegate valve 25 via the link member 34, unlike the cooling mechanism 10 of the first embodiment. It is different in that it is driven in conjunction with the driving of the driving device 27b.
  • the degree of opening of the flow control valve 32 has a positive correlation with the degree of opening of the wastegate valve 25 .
  • the flow control valve 32 is fully opened when the waste gate valve 25 is fully opened, and is fully closed when the waste gate valve 25 is fully closed.
  • the hatched portion in the figure indicates that the operating state of the internal combustion engine 1 is a large flow rate state.
  • the variable vane 24 is fully open and the waste gate valve 25 is fully closed.
  • the control device 28 When the operating state of the internal combustion engine 1 is a large flow rate state, the control device 28 fully opens the variable vanes 24 and adjusts the opening of the wastegate valve 25 using a control value based on the differential pressure ⁇ P. Assuming that the target pressure is the upper limit pressure Pb, the waste gate valve 25 is fully closed until the intake pressure Px at the outlet of the compressor 22 reaches the upper limit pressure Pb. It becomes the degree of opening on the fully open side.
  • the flow control valve 32 is interlocked with the movement of the waste gate valve 25 and is fully closed until the intake pressure Px reaches the upper limit pressure Pb. becomes open. As a result, when the temperature Tx of the intake air at the outlet of the compressor 22 becomes lower than the upper limit temperature Tb of the cooling water, the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor 22 decreases. As illustrated in FIG. 8, the cooling mechanism 10 of the third embodiment differs from the first and second embodiments in that the controller 28 controls the flow control valve 32 .
  • the controller 28 has, as a pressure threshold, either the lower limit pressure Pa corresponding to the lower limit temperature Ta illustrated in FIG. 4 or FIG. 7 or the upper limit pressure Pb corresponding to the upper limit temperature Tb.
  • the control device 28 determines whether the pressure Px acquired by the pressure sensor 29 is lower than the pressure threshold. Next, when the control device 28 determines that the pressure Px is lower than the pressure threshold, the flow control valve 32 reduces the flow rate of the cooling water inside the compressor 22. Control is performed to restore the flow rate of the cooling water inside the compressor 22 from a low state. As a result, when the temperature Tx of the intake air at the outlet of the compressor 22 becomes lower than the upper limit temperature Tb of the cooling water, the flow rate of the cooling water flowing inside the compressor 22 decreases.
  • the cooling mechanism 10 of the present disclosure cools the compressor 22 with cooling water, and cools the inside of the compressor 22 in a state where the temperature Tx of the intake air at the outlet of the compressor 22 is lower than the upper limit temperature Tb of the cooling water. Reduce the flow rate of cooling water. Therefore, according to the cooling mechanism 10, it is possible to suppress the increase in the temperature Tx of the intake air due to the cooling water and the expansion of the volume of the intake air. As a result, it is advantageous to ensure the amount of air introduced into the cylinder 2, and deterioration of fuel consumption can be avoided.
  • the flow control valve 32 of the cooling mechanism 10 of the present disclosure may be mechanically interlocked with the driving devices 27a and 27b of the variable vane 24 and the wastegate valve 25 as in the first embodiment and the second embodiment. It may be controlled by the controller 28 based on the pressure Px of the intake air at the outlet of the compressor 22 as in the third embodiment. Further, the flow control valve 32 may be controlled by the controller 28 so as to be interlocked with the variable vane 24 or the wastegate valve 25 using the correlation between the differential pressure ⁇ P and the control value shown in FIG.
  • the flow control valve 32 is mechanically connected to the drive devices 27a, 27b and directly linked to the drive of the variable vane 24 or the wastegate valve 25, thereby controlling This is advantageous for avoiding the time delay associated with , resulting in a highly responsive mechanism.
  • the temperature Tx of the intake air at the outlet of the compressor 22 is reduced to a small flow rate state in which the variable vane 24 is driven from the fully open side to the fully closed side.
  • the temperature is lower than the upper limit temperature Tb of the cooling water, it may be in a narrower range.
  • the low flow rate state may be a state in which the temperature Tx is lower than the temperature in the vicinity of the lower limit temperature Ta.
  • the high flow rate state may be a state in which the temperature Tx is equal to or higher than a temperature in the vicinity of the lower limit temperature Ta.
  • the cooling mechanism 10 of the present disclosure has a configuration in which the bearing cooling passage 31 branches from the compressor cooling passage 30 . This is advantageous in avoiding a situation in which the flow rate of cooling water flowing through the bearing cooling passage 31 is reduced even when the flow rate of cooling water flowing inside the compressor 22 is reduced.
  • the cooling mechanism of the present disclosure may be configured such that the bearing cooling passage 31 is omitted and the cooling passage inside the compressor 22 and the cooling passage inside the bearing 23 are communicated with each other.
  • the cooling mechanism 10 of the present disclosure may have a configuration in which the waste gate valve 25 and the turbine bypass passage 4a are omitted in the first embodiment, a configuration in which the variable vane 24 is omitted in the second embodiment, or a configuration in which the variable vane 24 is omitted in the second embodiment.
  • the variable vane 24, the waste gate valve 25, and the turbine bypass passage 4a may be omitted.
  • the cooling mechanism 10 of the present disclosure may be configured with an on/off valve in which the flow control valve 32 has only two states of fully open and fully closed.
  • the flow control valve 32 constituted by an on/off valve is fully closed until the variable vane 24 is fully opened, and is fully opened when the variable vane 24 is fully opened.
  • the flow control valve 32 which is an on-off valve, is fully closed until the wastegate valve 25 opens from fully closed to fully open, and the wastegate valve 25 is fully closed. When it starts to open from the fully open side, it becomes fully open.
  • cooling mechanism According to the cooling mechanism according to the present disclosure, deterioration of fuel consumption can be suppressed in a structure that cools the compressor with cooling water of the internal combustion engine, so it is useful in that the fuel efficiency of the vehicle can be improved.

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Abstract

冷却回路１１と、冷却回路１１から分岐して、コンプレッサ２２の内部を経由した後に冷却回路１１に合流するコンプレッサ用冷却通路３０と、を備えた冷却機構１０において、コンプレッサ２２の内部に流れる冷却水の流量を調節する流量調節弁３２を備え、流量調節弁３２は、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態におけるコンプレッサ２２の内部に流れる冷却水の流量を、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度が冷却水の温度以上になる状態におけるコンプレッサ２２の内部に流れる冷却水の流量よりも少なくする構成である。

Description

冷却機構
　本発明は、冷却機構に関し、より詳細には、内燃機関の冷却水でコンプレッサを冷却する冷却機構に関する。
　内燃機関の冷却水でコンプレッサを冷却する冷却機構が提案されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載の発明は、コンプレッサを通過後の吸気の温度が閾値よりも低く、冷却水の温度がその吸気の温度よりも高い場合に、冷却水の温度がその吸気の温度以下のときよりも冷却水の流量を多くしている。つまり、特許文献１に記載の発明は、冷却水により吸気の温度を上昇させることを目的としたものである。
日本国特開２０１７－２１８９９７号公報
　ところで、特許文献１に記載の冷却機構のように過給器を冷却水で冷却する構成では、冷却水により吸気の温度が上昇して、吸気の体積が膨張する場合がある。このような吸気の体積の膨張は、気筒に導入される空気量が減少することで燃焼が悪化し、燃費が悪化する要因となっている。それ故、特許文献１に記載の冷却機構では、コンプレッサを通過後の吸気の温度が閾値よりも低い場合の燃費が悪化していた。
　本開示の目的は、内燃機関の冷却水でコンプレッサを冷却する構造において、燃費の悪化を抑制する冷却機構を提供することである。
　上記の目的を達成する本開示の一態様の冷却機構は、内燃機関の冷却回路と、その冷却回路から分岐して、前記内燃機関の吸気を過給するコンプレッサの内部を経由した後に前記冷却回路に合流するコンプレッサ用冷却通路と、を備えた冷却機構において、前記コンプレッサは排気により駆動するタービンに連動して駆動する構成であり、前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量を調節する流量調節弁を備え、前記流量調節弁は、前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量を、前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度以上になる状態における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量よりも少なくする構成であることを特徴とする。
　本開示の一態様によれば、コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低い状態におけるコンプレッサの内部を流れる冷却水の流量を低減することで、冷却水により吸気の温度が上昇することに伴って吸気の体積が膨張することを抑制することができる。これにより、気筒に導入される空気量の確保には有利になり、燃費の悪化を回避することができる。
図１は、第一実施形態の冷却機構を例示する構成図である。 図２は、図１のコンプレッサの出口の吸気の目標圧力および実際の圧力の差圧と可変翼およびウェストゲートバルブの開度の制御値との相関を例示する相関図である。 図３は、図１の可変翼の開度と流量調節弁の開度との相関を例示する相関図である。 図４は、図１のコンプレッサの出口の吸気の圧力および温度の相関を例示する相関図である。 図５は、第二実施形態の冷却機構を例示する構成図である。 図６は、図５のウェストゲートバルブの開度と流量調節弁の開度との相関を例示する相関図である。 図７は、図５のコンプレッサの出口の吸気の圧力および温度の相関を例示する相関図である。 図８は、第三実施形態の冷却機構を例示する構成図である。
　以下に、本開示における冷却機構内燃機関の実施形態について説明する。図１、図５、図８において、一点鎖線は信号線を示し、白抜き矢印はガス（吸気、排気）の流れを示し、塗り潰し矢印は冷却水の流れを示す。なお、それらの図では、構成が分かり易いように冷却水やガスの流路の配置を変化させており、必ずしも実際に製造するものとは一致させていない。また、それらの図の煩雑さを回避するために図示する気筒２は一つのみとする。
　図１に例示するように、第一実施形態の冷却機構１０は軽油を燃料とするディーゼルエンジンである内燃機関１を冷却する機構である。内燃機関１は気筒２の内部のピストン３の往復直線運動により動力を得る機関であり、ターボチャージャ２０を備える。内燃機関１は一気筒のみではなく図示しない他の気筒を有する多気筒エンジンである。なお、内燃機関１の燃料は軽油に限定されるものではなく、ガソリンや液化ガスでもよい。また、内燃機関１の気筒数および気筒配置は特に限定されるものではない。
　ターボチャージャ２０は、排気通路４に配置されたタービン２１と、吸気通路５に配置されたコンプレッサ２２と、タービン２１およびコンプレッサ２２を連動させる回転軸を支持する軸受２３と、を備えて構成される。ターボチャージャ２０は、排気バルブ６から排気通路４に排出された排気によりタービン２１が回転し、そのタービン２１の回転動力によりコンプレッサ２２を回転駆動し、コンプレッサ２２により吸気バルブ７から気筒２に導入される吸気を過給する構成である。
　タービン２１は可変翼２４とウェストゲートバルブ２５とを有する。タービン２１は可変翼２４によりタービンハウジングの排気流路の開口面積を変化させて、排気流路を流れる排気の流速を調節してタービンブレード２６の回転を調節する構成である。また、タービン２１はウェストゲートバルブ２５がタービンハウジングに流入する排気の流量を変化させて、タービンブレード２６の回転を調節する構成である。
　コンプレッサ２２はタービンブレード２６の回転に連動して回転する。コンプレッサ２２は後述する冷却機構１０の冷却水により冷却される水冷式のコンプレッサである。軸受２３はタービン２１およびコンプレッサ２２の回転軸を支持する。軸受２３もコンプレッサ２２と同様に後述する冷却機構１０の冷却水により冷却される水冷式の軸受である。
　可変翼２４はタービンハウジングの内部の排気流路に配置されて、駆動装置２７ａにより駆動する。可変翼２４は、コンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘが所望する目標圧力よりも低い場合に駆動装置２７ａにより全閉の側に閉じて、排気流路の開口面積を小さくする。また、可変翼２４は、圧力Ｐｘが目標圧力よりも高い場合に駆動装置２７ａにより全開の側に開いて、排気流路の開口面積を大きくする。
　ウェストゲートバルブ２５はタービン２１を迂回するタービン用迂回通路４ａに配置されて、駆動装置２７ｂにより駆動する。ウェストゲートバルブ２５は、コンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘが所望する目標圧力よりも低い場合に駆動装置２７ｂにより全閉の側に閉じて、タービン２１に流入する排気の流量を大きくする。また、ウェストゲートバルブ２５は、コンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘが目標圧力よりも高い場合に駆動装置２７ｂにより全開の側に開いて、タービン２１に流入する排気の流量を小さくする。ウェストゲートバルブ２５としてはタービン２１の内部に設置される内蔵型と本実施形態のように外部に設置される外付け型とが例示される。
　本開示において、所望する目標圧力とは後述する噴射制御装置４０が内燃機関１のクランク軸８の回転速度と図示しないアクセルペダルの踏み込み量に基づいて算出する値である。また、全閉の側は全開を基準とし、全開の側は全閉を基準とする。つまり、全開から全閉の側の開度とは全開以外の開度を示し、全閉から全開側の開度とは全閉以外に開度を示す。
　駆動装置２７ａ、２７ｂのそれぞれは制御装置２８に電気的に接続され、圧力取得装置である圧力センサ２９が取得した圧力Ｐｘに基づいて制御装置２８によりその駆動が制御される。駆動装置２７ａ、２７ｂとしては、電気式アクチュエータ、油圧式アクチュエータ、あるいは、空気圧式アクチュエータが例示され、可変翼２４やウェストゲートバルブ２５を駆動可能な構成であれば特に限定されるものではない。
　制御装置２８は各種情報処理を行う中央演算装置（ＣＰＵ）、その各種情報処理を行うために用いられるプログラムや情報処理結果を読み書き可能な内部記憶装置、及び各種インターフェースなどから構成されるハードウェアである。制御装置２８は、各駆動装置２７ａ、２７ｂと圧力センサ２９と燃料噴射装置９を制御する噴射制御装置４０とに電気的に接続されている。
　制御装置２８は、噴射制御装置４０から得た内燃機関１の排気状態および目標圧力と圧力センサ２９が取得した圧力Ｐｘとに基づいて、可変翼２４およびウェストゲートバルブ２５の駆動を制御する機能要素を有する。機能要素は、プログラムとして内部記憶装置に記憶されていて、適時、中央演算装置により実行されている。なお、機能要素としては、プログラムの他にそれぞれが独立して機能するプログラマブルコントローラ（ＰＬＣ）や電気回路で構成されてもよい。
　本開示において、内燃機関１の排気状態は排気バルブ６から排気通路４に排出される排気の体積流量の大小に応じたものであり、排気の体積流量が小さい小流量状態と排気の体積流量が大きい大流量状態とに区分される。小流量状態と大流量状態との区分は予め実験、試験、あるいはシミュレーションにより求めた排気の体積流量に基づいて任意に設定可能である。
　図２に例示するように、可変翼２４の現在の開度に対する増減を示す制御値は差圧ΔＰに対して正の相関があり、ウェストゲートバルブ２５の現在の開度に対する増減を示す生後値は差圧ΔＰに対して負の相関がある。制御装置２８は、内燃機関１の運転状態が小流量状態の場合に、ウェストゲートバルブ２５を全閉に閉じ、目標圧力から圧力Ｐｘを減算した差圧ΔＰに基づいた制御値により可変翼２４の開度を調節する。また、制御装置２８は、内燃機関１の運転状態が大流量状態の場合に、可変翼２４を全開に開き、目標圧力から圧力Ｐｘを減算した差圧ΔＰに基づいた制御値によりウェストゲートバルブ２５の開度を調節する。本開示において、それぞれの開度は全開の側に開く場合を正とし、全閉の側に閉じる場合を負とし、全開を１００％とし、全閉を０％とする。
　図１に例示するように、冷却機構１０は、内燃機関１を冷却水により冷却する機構であり、冷却回路１１とコンプレッサ用冷却通路３０と軸受用冷却通路３１と流量調節弁３２とを備えて構成される。冷却回路１１は、共有通路１２、冷却通路１３、迂回通路１４、および、サーモスタット１５を備える循環回路であり、共有通路１２に冷却水用ポンプ１６およびウォータジャケット１７が配置され、冷却通路１３にラジエータ１８が配置される。冷却機構１０は、冷却水が共有通路１２を通過後にサーモスタット１５により冷却通路１３および迂回通路１４の少なくとも一方の通路に流れて、再び共有通路１２へ循環するように構成される。
　冷却水用ポンプ１６は冷却水を吐出して冷却水を循環させるポンプである。冷却水用ポンプ１６は電動式ウォータポンプや動力伝達機構によりクランク軸８に連結された機械式ウォータポンプが例示される。ウォータジャケット１７は気筒２の周囲に設けられた冷却水の通路であり、その通路が複数の気筒２を取り巻くように形成されている。
　サーモスタット１５は冷却通路１３および迂回通路１４の分岐点に配置される。サーモスタット１５は、冷却水の温度上昇に伴って膨張し、冷却水の温度低下に伴って収縮する性質を有する熱膨張体により伸縮動作するリフタ（図示しない）を有する。サーモスタット１５は、冷却水の温度に応じて冷却通路１３および迂回通路１４に流れる冷却水の流量を調節可能な構成であればよく、開度を制御可能な三方弁で構成されてもよい。
　ラジエータ１８は内燃機関１が搭載された車両の前方側（図１の左側）に配置されて、その後方の側には冷却ファン１９が配置される。ラジエータ１８は車速風と後続の冷却ファン１９による冷却風とを利用して内部を通過する冷却水を冷却する熱交換器である。冷却通路１３はその中途位置にラジエータ１８が設けられて冷却水がラジエータ１８により冷却される流路である。迂回通路１４は冷却通路１３を迂回して冷却水がラジエータ１８により冷却されない流路である。
　コンプレッサ用冷却通路３０は冷却回路１１から分岐してコンプレッサ２２の内部を経由した後に冷却回路１１に合流する通路である。本実施形態のコンプレッサ用冷却通路３０は、冷却水の流れに関して冷却水用ポンプ１６よりも下流の側で、かつ、ウォータジャケット１７よりも上流の側の共有通路１２から分岐し、ウォータジャケット１７よりも下流の側の共有通路１２に合流する。コンプレッサ用冷却通路３０は、冷却水の流れに関してウォータジャケット１７よりも下流の側の共有通路１２から分岐し、共有通路１２との分岐点よりも下流の側の共有通路１２に合流する構成でもよい。
　軸受用冷却通路３１は、コンプレッサ用冷却通路３０における冷却水の流れに関してコンプレッサ２２よりも上流の側のコンプレッサ用冷却通路３０から分岐して、軸受２３の内部を経由した後にコンプレッサ２２よりも下流の側のコンプレッサ用冷却通路３０に合流する通路である。
　流量調節弁３２はコンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量を調節する装置である。流量調節弁３２は冷却水の流れに関してコンプレッサ２２よりも上流の側で、かつ、軸受用冷却通路３１の下流の側のコンプレッサ用冷却通路３０に配置される。流量調節弁３２は開度自在の弁で構成され、コンプレッサ用冷却通路３０の流通面積を拡縮可能な構成である。流量調節弁３２としては、グローブ弁、ゲート便、バタフライ弁が例示される。流量調節弁３２はリンク部材３３を介して可変翼２４を駆動する駆動装置２７ａに機械的に連結されて、駆動装置２７ａの駆動に連動して駆動する。
　図３に例示するように、流量調節弁３２の開度は可変翼２４の開度に対して正の相関がある。流量調節弁３２の開度は可変翼２４の開度が全開になると全開になり、可変翼２４の開度が全閉になると全閉となる。
　図４に例示するように、コンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘと温度Ｔｘとは正の相関があり、吸気の圧力Ｐｘが高くになるにつれて温度Ｔｘが高くなる。下限温度Ｔａおよび上限温度Ｔｂは、内燃機関１の運転状態が冷間状態である場合を除いて、冷却回路１１、コンプレッサ用冷却通路３０、および、軸受用冷却通路３１を流れる冷却水の温度の変位の下限および上限を示す。下限圧力Ｐａは下限温度Ｔａに対応し、上限圧力Ｐｂは上限温度Ｔｂに対応する。図中の斜線部分は内燃機関１の運転状態が小流量状態であることを示す。なお、図４においては、可変翼２４が全開であり、ウェストゲートバルブ２５が全閉であるものとする。また、冷間状態とは、内燃機関１の各部の温度が雰囲気温度と同等の温度、あるいは雰囲気温度よりも低い温度の状態を示す。
　内燃機関１の運転状態が小流量状態の場合に、制御装置２８はウェストゲートバルブ２５を全閉に閉じ、差圧ΔＰに基づいた制御値により可変翼２４の開度を調節する。仮に目標圧力を上限圧力Ｐｂとすると、可変翼２４はコンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂになるまで全開から全閉の側に閉じた開度になり、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂに達すると全開になる。
　流量調節弁３２は、可変翼２４の動きに連動し、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂになるまで全開から全閉の側に閉じた開度になり、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂに達すると全開になる。これにより、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂよりも低くなる場合にコンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量が減少する。
　図５に例示するように、第二実施形態の冷却機構１０は第一実施形態に対して流量調節弁３２がリンク部材３４を介してウェストゲートバルブ２５を駆動する駆動装置２７ｂに機械的に連結されて、駆動装置２７ｂの駆動に連動して駆動する点が異なる。
　図６に例示するように、流量調節弁３２の開度はウェストゲートバルブ２５の開度に対して正の相関がある。流量調節弁３２の開度はウェストゲートバルブ２５の開度が全開になると全開になり、ウェストゲートバルブ２５の開度が全閉になると全閉となる。
　図７に例示するように、図中の斜線部分は内燃機関１の運転状態が大流量状態であることを示す。なお、図７においては、可変翼２４が全開であり、ウェストゲートバルブ２５が全閉であるものとする。
　内燃機関１の運転状態が大流量状態の場合に、制御装置２８は可変翼２４を全開に開き、差圧ΔＰに基づいた制御値によりウェストゲートバルブ２５の開度を調節する。仮に目標圧力を上限圧力Ｐｂとすると、ウェストゲートバルブ２５はコンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂになるまで全閉になり、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂ以上になると全閉から全開の側の開度になる。
　流量調節弁３２は、ウェストゲートバルブ２５の動きに連動し、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂになるまで全閉になり、吸気の圧力Ｐｘが上限圧力Ｐｂ以上になると全閉から全開の側の開度になる。これにより、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂよりも低くなる場合にコンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量が減少する。
　図８に例示するように、第三実施形態の冷却機構１０は第一実施形態および第二実施形態に対して、制御装置２８が流量調節弁３２を制御する点が異なる。
　制御装置２８は、図４または図７に例示した下限温度Ｔａに対応する下限圧力Ｐａ、または、上限温度Ｔｂに対応する上限圧力Ｐｂのどちらか一方の圧力を圧力閾値として有する。制御装置２８は圧力センサ２９が取得した圧力Ｐｘがその圧力閾値よりも低いか否かを判定する。次いで、制御装置２８は、圧力Ｐｘが圧力閾値よりも低いと判定すると流量調節弁３２によりコンプレッサ２２の内部の冷却水の流量を少なくし、圧力Ｐｘが圧力閾値以上と判定すると流量調節弁３２によりコンプレッサ２２の内部の冷却水の流量を少ない状態から戻す制御を行う。これにより、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂよりも低くなる場合にコンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量が減少する。
　以上のように、本開示の冷却機構１０は、冷却水によりコンプレッサ２２を冷却する構造において、コンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂよりも低い状態におけるコンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量を低減する。それ故、この冷却機構１０によれば、冷却水により吸気の温度Ｔｘが上昇して吸気の体積が膨張することを抑制することができる。これにより、気筒２に導入される空気量の確保には有利になり、燃費の悪化を回避することができる。
　本開示の冷却機構１０の流量調節弁３２は、第一実施形態や第二実施形態のように可変翼２４やウェストゲートバルブ２５の駆動装置２７ａ、２７ｂに機械的に連動させてもよく、第三実施形態のようにコンプレッサ２２の出口の吸気の圧力Ｐｘに基づいて制御装置２８により制御されてもよい。また、この流量調節弁３２は、図２に示した差圧ΔＰと制御値との相関を用いて、可変翼２４またはウェストゲートバルブ２５に連動させるように制御装置２８により制御されてもよい。
　第一実施形態および第二実施形態のように、流量調節弁３２が駆動装置２７ａ、２７ｂに機械的に連結されて、可変翼２４またはウェストゲートバルブ２５の駆動に直にリンクすることで、制御に関する時間遅れを回避するには有利になり、応答性に優れた機構となる。
　なお、流量調節弁３２が駆動装置２７ａに機械的に連結される場合に、可変翼２４が全開から全閉の側の開度に駆動する小流量状態はコンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂよりも低くなる状態であることが望ましいが、それよりも狭い範囲の状態でもよい。例えば、小流量状態は温度Ｔｘが下限温度Ｔａの近傍の温度よりも低くなる状態としてもよい。流量調節弁３２が駆動装置２７ｂに機械的に連結される場合に、ウェストゲートバルブ２５が全閉から全開の側の開度に駆動する大流量状態はコンプレッサ２２の出口の吸気の温度Ｔｘが冷却水の上限温度Ｔｂ以上となる状態であることが望ましいが、それよりも広い範囲の状態を含んでもよい。例えば、大流量状態は温度Ｔｘが下限温度Ｔａの近傍の温度以上になる状態としてもよい。
　本開示の冷却機構１０は軸受用冷却通路３１がコンプレッサ用冷却通路３０から分岐する構成である。これにより、コンプレッサ２２の内部を流れる冷却水の流量を少なくした場合でも、軸受用冷却通路３１に流れる冷却水の流量が少なくなる事態を回避するには有利になる。なお、本開示の冷却機構は、軸受用冷却通路３１を省き、コンプレッサ２２の内部の冷却流路と軸受２３の内部の冷却流路を連通させる構成にしてもよい。
　本開示の冷却機構１０は、第一実施形態においてウェストゲートバルブ２５およびタービン用迂回通路４ａを省いた構成にしてもよく、第二実施形態において可変翼２４を省いた構成にしてもよく、第三実施形態において可変翼２４とウェストゲートバルブ２５およびタービン用迂回通路４ａとを省いた構成にしてもよい。
　本開示の冷却機構１０は流量調節弁３２が全開と全閉との二つの状態のみのオンオフバルブで構成されてもよい。可変翼２４に連動する場合に、オンオフバルブで構成された流量調節弁３２は、可変翼２４が全開となるまで全閉になり、可変翼２４が全開となったときに全開になる。また、ウェストゲートバルブ２５に連動する場合に、オンオフバルブで構成された流量調節弁３２は、ウェストゲートバルブ２５が全閉から全開の側に開くまで全閉になり、ウェストゲートバルブ２５が全閉から全開の側に開き始めると全開になる。
　本出願は、2021年3月8日付で出願された日本国特許出願（特願2021-035993）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
　本開示に係る冷却機構によれば、内燃機関の冷却水でコンプレッサを冷却する構造において燃費の悪化を抑制することができるため、車両の燃費効率を向上させることができるという点で有用である。
１　内燃機関
１０　冷却機構
１１　冷却回路
２０　ターボチャージャ
２１　タービン
２２　コンプレッサ
２３　軸受
２４　可変翼
２５　ウェストゲートバルブ
３０　コンプレッサ用冷却通路
３１　軸受用冷却通路
３２　流量調節弁
３３、３４　リンク部材

Claims (7)

  1. 　内燃機関の冷却回路と、その冷却回路から分岐して、前記内燃機関の吸気を過給するコンプレッサの内部を経由した後に前記冷却回路に合流するコンプレッサ用冷却通路と、を備えた冷却機構において、
    　前記コンプレッサは排気により駆動するタービンに連動して駆動する構成であり、
    　前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量を調節する流量調節弁を備え、
    　前記流量調節弁は、前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量を、前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度以上になる状態における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量よりも少なくする構成であることを特徴とする冷却機構。
  2. 　前記タービンは前記コンプレッサの出口の吸気の圧力を調節する可変翼を有して成り、前記可変翼は前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態における開度が全開から全閉の側の開度になり、前記流量調節弁は前記可変翼に連動して全開から全閉の側の開度になる構成である請求項１に記載の冷却機構。
  3. 　前記流量調節弁と前記可変翼の駆動装置とを機械的に連結するリンク部材を備える請求項２に記載の冷却機構。
  4. 　前記タービンは前記コンプレッサの出口の吸気の圧力を調節するウェストゲートバルブを有して成り、前記ウェストゲートバルブは前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態における開度が全開から全閉の側の開度になり、前記流量調節弁は前記ウェストゲートバルブに連動して全開から全閉の側の開度になる構成である請求項１に記載の冷却機構。
  5. 　前記流量調節弁と前記ウェストゲートバルブの駆動装置とを機械的に連結するリンク部材を備える請求項４に記載の冷却機構。
  6. 　前記コンプレッサの出口の吸気の圧力を取得する圧力取得装置と、前記流量調節弁を制御する制御装置と、を備え、
    　前記制御装置は、前記流量調節弁により、前記圧力取得装置が取得した前記出口の吸気の圧力が前記コンプレッサの出口の吸気の温度が冷却水の温度よりも低くなる状態を判定可能に設定され圧力閾値よりも低い場合における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量を、前記出口の吸気の圧力が前記圧力閾値以上になった場合における前記コンプレッサの内部に流れる冷却水の流量よりも少なくさせる制御を行う構成である請求項１に記載の冷却機構。
  7. 　前記コンプレッサ用冷却通路から分岐して、前記コンプレッサの軸受の内部を経由した後に前記コンプレッサ用冷却通路に合流する軸受用冷却通路を備え、
    　前記流量調節弁は、前記コンプレッサ用冷却通路および軸受用冷却通路の分岐に、あるいは、冷却水の流れに関してその分岐よりも下流の側の前記コンプレッサ用冷却通路に配置される請求項１～６のいずれか１項に記載の冷却機構。
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