JP2010127106A - Exhaust-driven supercharger of internal combustion engine - Google Patents

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啓司 久間
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve a supercharging characteristic as the whole supercharger, while making a physical constitution compact as the whole supercharger. <P>SOLUTION: This supercharger has a first supercharger 10 composed of a first compressor wheel 12, a first turbine wheel 14 and a hollow first shaft 15 for connecting these members, and a second supercharger 20 composed of a second shaft 25 inserted into the first shaft 15 coaxially arranged with the shaft 15, a second compressor wheel 22 arranged on the intake upstream side of the first compressor wheel 12 in an intake passage 30 and connected to the second shaft 25 and a second turbine wheel 24 arranged on the exhaust downstream side of the first turbine wheel 14 in an exhaust passage 40 and connected to the second shaft 25, and also has a first bypass passage 44 for bypassing the first turbine wheel 14 in the exhaust passage 40 and a first variable flow rate valve 51 arranged in the passage 44 and capable of varying a flow rate of exhaust gas flowing in the second turbine wheel 24. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、内燃機関の排気駆動式過給機に関する。   The present invention relates to an exhaust drive supercharger for an internal combustion engine.

従来、この種の排気駆動式過給機としては、例えば特許文献１に記載のものがある。この特許文献１に記載の過給機は、吸気通路に設けられる第１コンプレッサホイール、排気通路に設けられる第１タービンホイール、並びにこれら第１コンプレッサホイール及び第１タービンホイールを連結する中空状の第１軸からなる第１過給機を備えている。また、第１軸に挿通されて同第１軸と同軸状に設けられる第２軸と、吸気通路において第１コンプレッサホイールの吸気上流側に設けられるとともに第２軸に連結される第２コンプレッサホイール、及び排気通路において第１タービンホイールの排気下流側に設けられるとともに第２軸に連結される第２タービンホイールからなる第２過給機を備えている。こうした構成により、過給機全体としての体格を小さなものとすることができる。また、第１タービンホイールは半径流式のタービンホイールとして構成される一方、第２タービンホイールは軸流式のタービンホイールとして構成されており、第２タービンホイールは第１タービンホイールよりも膨張比が小さく設定されている。こうした構成により、燃焼室から排出される排気の流量が小さいときには排気上流側の第１タービンホイールの回転速度はそれほど上昇しない一方、排気下流側の第２タービンホイールの回転速度は速やかに上昇するようになる。また、燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには排気上流側の第１タービンホイールの回転速度が速やかに上昇するようになる。このようにして燃焼室から排出される排気の流量に応じて、すなわち内燃機関の運転状態に応じて過給態様を可変とすることができる。
特開昭６２―１６５５３１号公報 Conventionally, as this type of exhaust drive supercharger, there is one described in Patent Document 1, for example. The supercharger described in Patent Document 1 includes a first compressor wheel provided in an intake passage, a first turbine wheel provided in an exhaust passage, and a hollow first connecting the first compressor wheel and the first turbine wheel. A first supercharger having one shaft is provided. A second shaft that is inserted through the first shaft and provided coaxially with the first shaft; and a second compressor wheel that is provided upstream of the first compressor wheel in the intake passage and connected to the second shaft. And a second supercharger comprising a second turbine wheel provided on the exhaust downstream side of the first turbine wheel in the exhaust passage and coupled to the second shaft. With this configuration, the physique as a whole turbocharger can be made small. The first turbine wheel is configured as a radial flow turbine wheel, while the second turbine wheel is configured as an axial flow turbine wheel, and the second turbine wheel has an expansion ratio higher than that of the first turbine wheel. It is set small. With this configuration, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is small, the rotational speed of the first turbine wheel on the exhaust upstream side does not increase so much, while the rotational speed of the second turbine wheel on the exhaust downstream side increases rapidly. become. Further, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is large, the rotational speed of the first turbine wheel on the exhaust upstream side quickly increases. In this way, the supercharging mode can be made variable according to the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber, that is, according to the operating state of the internal combustion engine.
JP-A-62-165531

ところで、こうした従来の過給機にあっては、燃焼室から排出される排気が、まずは２つのタービンホイールのうち膨張比の大きい方のタービンホイールに流入する構造となっている。そのため、膨張比の大きい方のタービンホイールにおいて排気の圧力エネルギの一部が消費されることとなり、特に燃焼室から排出される排気の流量が小さいときには、排気下流側に設けられる膨張比の小さい方のタービンホイールにおける排気の圧力エネルギが小さなものとなり、同タービンホイールにおいて回収される回転エネルギも小さなものとなる。従って、過給機全体としての過給特性を向上させる上では、尚、課題を残すものとなっている。   By the way, in such a conventional turbocharger, the exhaust gas discharged from the combustion chamber first flows into the turbine wheel having the larger expansion ratio of the two turbine wheels. Therefore, a part of the pressure energy of the exhaust is consumed in the turbine wheel having the larger expansion ratio, and particularly when the flow rate of the exhaust discharged from the combustion chamber is small, the one having the smaller expansion ratio provided on the exhaust downstream side. The exhaust pressure energy in the turbine wheel becomes small, and the rotational energy recovered in the turbine wheel becomes small. Therefore, there is still a problem in improving the supercharging characteristics of the entire supercharger.

本発明は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、過給機全体としての体格を小さなものとしつつ、過給機全体としての過給特性を向上させることのできる内燃機関の排気駆動式過給機を提供することにある。   The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide an internal combustion engine that can improve the supercharging characteristics of the entire turbocharger while reducing the size of the entire turbocharger. The object is to provide an exhaust-driven supercharger.

以下、上記課題を解決するための手段及びその作用効果について記載する。
（１）請求項１に記載の発明は、吸気通路に設けられる第１コンプレッサホイール、排気通路に設けられる第１タービンホイール、並びにこれら第１コンプレッサホイール及び第１タービンホイールを連結する中空状の第１軸からなる第１過給機と、前記第１軸に挿通されて同第１軸と同軸状に設けられる第２軸、前記吸気通路において前記第１コンプレッサホイールに対して直列に設けられるとともに前記第２軸に連結される第２コンプレッサホイール、及び前記排気通路において前記第１タービンホイールと直列に設けられるとともに前記第２軸に連結される第２タービンホイールからなる第２過給機とを備える内燃機関の排気駆動式過給機であって、前記排気通路において前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち排気上流側に設けられる方のタービンホイールを迂回する迂回通路と、前記排気通路に設けられて前記第１タービンホイール及び第２タービンホイールへ流入する排気の流量をそれぞれ可変とする可変流量弁とを備えることをその要旨としている。 Hereinafter, means for solving the above-described problems and the effects thereof will be described.
(1) The invention described in claim 1 is a first compressor wheel provided in the intake passage, a first turbine wheel provided in the exhaust passage, and a hollow first connecting the first compressor wheel and the first turbine wheel. A first turbocharger having one shaft, a second shaft that is inserted through the first shaft and provided coaxially with the first shaft, and is provided in series with the first compressor wheel in the intake passage. A second compressor wheel connected to the second shaft, and a second turbocharger comprising a second turbine wheel provided in series with the first turbine wheel in the exhaust passage and connected to the second shaft. An exhaust-driven supercharger for an internal combustion engine comprising: a first turbine wheel and a second turbine wheel in the exhaust passage. A bypass passage that bypasses the turbine wheel that is provided on the upstream side of the exhaust, and a variable flow valve that is provided in the exhaust passage and that allows variable flow rates of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel and the second turbine wheel. The gist is to prepare.

同構成によれば、第１過給機と第２過給機とが同軸状に配設されていることから、これら過給機が同軸状に配設されない構成に比べて、過給機全体としての体格を小さなものとすることができる。また例えば、排気通路において第１タービンホイールが第２タービンホイールよりも排気上流側に設けられる場合に、可変流量弁を通じて、第２タービンホイールへの排気の流入を許容するようにすれば、排気は第１タービンホイールを迂回して迂回通路を流れるようになり、第１タービンホイールにおいて排気の圧力エネルギが消費されなくなる分だけ、第２タービンホイールにおいて回収することのできる排気の圧力エネルギを大きなものとすることができる。一方、こうした状態から、可変流量弁を通じて、第２タービンホイールへの排気の流入を禁止するとともに第１タービンホイールへの排気の流入を許容するようにすれば、第２タービンホイールに加えて又は第２タービンホイールに代えて、第１タービンホイールが駆動されるようになる。このようにして、第１タービンホイール及び第２タービンホイールへ流入する排気の流量を適宜変更することにより、第１タービンホイール及び第２タービンホイールの駆動態様、ひいては第１過給機及び第２過給機の過給態様をそれぞれ好適に制御することができるようになる。従って、過給機全体としての体格を小さなものとしつつ、過給機全体としての過給特性を向上させることができるようになる。   According to this configuration, since the first supercharger and the second supercharger are coaxially arranged, the entire supercharger is compared with a configuration in which these superchargers are not coaxially arranged. The physique can be made small. Further, for example, when the first turbine wheel is provided upstream of the second turbine wheel in the exhaust passage, if the inflow of the exhaust gas to the second turbine wheel is allowed through the variable flow valve, the exhaust gas is The exhaust gas pressure energy that can be recovered in the second turbine wheel is increased by the amount that the exhaust gas pressure energy is depleted in the first turbine wheel by detouring the first turbine wheel. can do. On the other hand, if the inflow of exhaust gas to the second turbine wheel is prohibited and the inflow of exhaust gas to the first turbine wheel is allowed through the variable flow valve from such a state, in addition to the second turbine wheel or the second turbine wheel. Instead of the two turbine wheels, the first turbine wheel is driven. In this way, by appropriately changing the flow rate of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel and the second turbine wheel, the driving mode of the first turbine wheel and the second turbine wheel, and thus the first supercharger and the second supercharger. Each of the supercharging modes of the feeder can be suitably controlled. Accordingly, it is possible to improve the supercharging characteristics of the entire turbocharger while reducing the size of the entire turbocharger.

（２）請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち一方のタービンホイールは他方のタービンホイールに比べて膨張比が小さく設定され、内燃機関の燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには小さいときに比べて、前記可変流量弁を通じて、前記膨張比の大きい方のタービンホイールへ流入する排気の流量を大きくすることをその要旨としている。   (2) The invention according to claim 2 is the exhaust-drive supercharger of the internal combustion engine according to claim 1, wherein one turbine wheel of the first turbine wheel and the second turbine wheel is the other turbine. The expansion ratio is set to be smaller than that of the wheel, and when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber of the internal combustion engine is large, it flows into the turbine wheel having the larger expansion ratio through the variable flow valve as compared to when the flow rate is small. The gist is to increase the flow rate of the exhaust gas.

同構成によれば、燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには、膨張比の大きい方のタービンホイールが駆動されるようになることで、過給機全体を的確に駆動することができるようになる。ちなみにこの場合、第１コンプレッサホイール及び第２コンプレッサホイールのうち、膨張比が大きい方のタービンホイールに対応するコンプレッサホイールの圧縮比を、他方のコンプレッサホイールの圧縮比よりも大きく設定することが望ましい。   According to this configuration, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is large, the turbine wheel with the larger expansion ratio is driven, so that the entire turbocharger can be driven accurately. become. Incidentally, in this case, it is desirable to set the compression ratio of the compressor wheel corresponding to the turbine wheel having the larger expansion ratio among the first compressor wheel and the second compressor wheel to be larger than the compression ratio of the other compressor wheel.

（３）請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、前記第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールは膨張比の大きい方のタービンホイールよりも排気上流側に設けられてなることをその要旨としている。   (3) The invention according to claim 3 is the exhaust-drive supercharger for the internal combustion engine according to claim 2, wherein the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel and the second turbine wheel is The gist of the invention is that it is provided on the exhaust upstream side of the turbine wheel having the larger expansion ratio.

第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち一方のタービンホイールの膨張比が他方のタービンホイールの膨張比に比べて小さく設定されるものにあって、燃焼室から膨張比の小さい方のタービンホイールまでの排気の流路長が過度に大きい場合には、このことに起因して、膨張比の小さい方のタービンホイールに排気が流入するまでの間に同排気の圧力が過度に低下することがある。そしてこの場合には、膨張比の小さい方のタービンホイールを安定して駆動することができないおそれがある。   Of the first turbine wheel and the second turbine wheel, the expansion ratio of one turbine wheel is set smaller than the expansion ratio of the other turbine wheel, and from the combustion chamber to the turbine wheel having the smaller expansion ratio. When the exhaust passage length of the exhaust gas is excessively large, the pressure of the exhaust gas may decrease excessively until the exhaust gas flows into the turbine wheel having the smaller expansion ratio. . In this case, the turbine wheel having the smaller expansion ratio may not be driven stably.

この点、上記構成によれば、膨張比の小さい方のタービンホイールが、膨張比の大きい方のタービンホイールよりも排気上流側に設けられることから、膨張比の大きい方のタービンホイールよりも排気下流側に設けられる場合に比べて、燃焼室から膨張比の小さい方のタービンホイールまでの排気の流路長を短くすることができ、膨張比の小さい方のタービンホイールに排気が流入するまでの間に排気の圧力が過度に低下することを抑制することができるようになる。これにより、膨張比の小さい方のタービンホイールを安定して駆動することができるようになる。   In this regard, according to the above configuration, the turbine wheel having the smaller expansion ratio is provided on the exhaust upstream side than the turbine wheel having the larger expansion ratio. Compared with the case where it is provided on the side, the flow path length of the exhaust gas from the combustion chamber to the turbine wheel with the smaller expansion ratio can be shortened, and the exhaust gas flows into the turbine wheel with the smaller expansion ratio. In addition, the exhaust pressure can be prevented from excessively decreasing. As a result, the turbine wheel with the smaller expansion ratio can be driven stably.

（４）請求項２又は請求項３に記載の発明は、請求項４に記載の発明によるように、前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち、膨張比の小さい方のタービンホイールは軸流式のタービンホイールであり、膨張比の大きい方のタービンホイールは半径流式のタービンホイールであるといった態様をもって具体化することができる。一般に、軸流式のタービンホイールは、半径流式のタービンホイールに比べて、径方向における体格が同程度であれば、単段当たりの膨張比が小さく、軸方向における体格が小さいものとなる。従って、第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち一方のタービンホイールは他方のタービンホイールに比べて膨張比が小さく設定されるといった請求項２に記載の発明の構成を実現する上で、過給機全体としての軸方向における体格を小さなものとすることができる。   (4) According to the invention described in claim 2 or claim 3, as in the invention described in claim 4, of the first turbine wheel and the second turbine wheel, the turbine wheel having the smaller expansion ratio is The embodiment can be embodied in such a manner that the turbine wheel is an axial flow type turbine wheel and the turbine wheel having the larger expansion ratio is a radial flow type turbine wheel. In general, an axial-flow turbine wheel has a smaller expansion ratio per single stage and a smaller physique in the axial direction if the physique in the radial direction is similar to that of a radial-flow turbine wheel. Therefore, in order to realize the configuration of the invention according to claim 2, one of the first turbine wheel and the second turbine wheel is set to have a smaller expansion ratio than the other turbine wheel. The physique in the axial direction as a whole machine can be made small.

（５）請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールの出口部と膨張比の大きい方のタービンホイールの入口部とは前記第１軸及び前記第２軸の軸方向において隣接して設けられてなることをその要旨としている。   (5) The invention according to claim 5 is the exhaust-drive supercharger for the internal combustion engine according to claim 4, wherein the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel and the second turbine wheel. The main point is that the outlet portion of the turbine wheel and the inlet portion of the turbine wheel having the larger expansion ratio are provided adjacent to each other in the axial direction of the first shaft and the second shaft.

同構成によれば、軸流式のタービンホイールの出口部と、その排気下流側に設けられる遠心式のタービンホイールの入口部とは、第１軸及び第２軸の軸方向において隣接して設けられることから、これら入口部と出口部との間の流路を短くすることができる。従って、過給機全体としての体格をより一層小さなものとすることができる。   According to this configuration, the outlet portion of the axial-flow turbine wheel and the inlet portion of the centrifugal turbine wheel provided on the exhaust downstream side thereof are provided adjacent to each other in the axial direction of the first shaft and the second shaft. Therefore, the flow path between the inlet portion and the outlet portion can be shortened. Therefore, the physique as a whole supercharger can be made still smaller.

（６）請求項６に記載の発明は、請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、前記吸気通路において前記第１コンプレッサホイール及び前記第２コンプレッサホイールのうち吸気下流側に設けられる方のコンプレッサホイールを迂回する吸気側迂回通路と、前記吸気側迂回通路へ流入する吸気の流量を可変とする吸気側可変流量弁とを備え、前記可変流量弁の開度制御に応じて前記吸気側可変流量弁を開度制御することをその要旨としている。   (6) The invention according to claim 6 is the exhaust-drive supercharger for the internal combustion engine according to any one of claims 1 to 5, wherein the first compressor wheel and the first turbocharger are provided in the intake passage. An intake-side bypass passage that bypasses the compressor wheel provided on the intake downstream side of the two compressor wheels, and an intake-side variable flow valve that varies a flow rate of the intake air flowing into the intake-side bypass passage, the variable The gist is to control the opening of the intake-side variable flow valve in accordance with the opening control of the flow valve.

同構成によれば、例えば、排気通路において第１タービンホイールが第２タービンホイールよりも排気上流側に設けられるとともに、第１コンプレッサホイールが第２コンプレッサホイールよりも吸気下流側に設けられる場合に、可変流量弁を通じて、第２タービンホイールへの排気の流入を許容するようにすれば、排気は第１タービンホイールを迂回して迂回通路を流れるようになり、第１タービンホイールにおいて排気の圧力エネルギが消費されなくなる分だけ、第２タービンホイールにおいて回収することのできる排気の圧力エネルギを大きなものとすることができる。そしてこのとき、吸気側可変流量弁を通じて、第２コンプレッサホイールへの吸気の流入を許容するようにすれば、第２コンプレッサホイールにて圧縮された吸気は第１コンプレッサホイールを迂回して吸気側迂回通路を流れるようになり、第１コンプレッサホイールにおける圧力低下が生じなくなる分だけ、大きく圧縮された状態で燃焼室に供給されるようになる。一方、こうした状態から、可変流量弁を通じて、第２タービンホイールへの排気の流入を禁止するとともに第１タービンホイールへの排気の流入を許容するようにすれば、第２タービンホイールに加えて又は第２タービンホイールに代えて、第１タービンホイールが駆動されるようになる。そしてこのとき、吸気側可変流量弁を通じて、第２コンプレッサホイールへの吸気の流入を禁止するようにすれば、第１コンプレッサホイールにて圧縮された吸気が燃焼室に供給されるようになる。このようにして、可変流量弁を通じて、第１タービンホイール及び第２タービンホイールへ流入する排気の流量を適宜変更するとともに、吸気側可変流量弁を通じて、第１コンプレッサホイール及び第２コンプレッサホイールへ流入する吸気の流量を適宜変更することにより、第１過給機及び第２過給機の過給態様をそれぞれ好適に制御することができるようになる。従って、過給機全体としての過給特性を的確に向上させることができるようになる。   According to this configuration, for example, when the first turbine wheel is provided on the exhaust upstream side of the second turbine wheel in the exhaust passage, and the first compressor wheel is provided on the intake downstream side of the second compressor wheel, By allowing the exhaust gas to flow into the second turbine wheel through the variable flow valve, the exhaust gas bypasses the first turbine wheel and flows through the bypass passage, and the pressure energy of the exhaust gas in the first turbine wheel is reduced. The exhaust pressure energy that can be recovered in the second turbine wheel can be increased by the amount that is not consumed. At this time, if the inflow of intake air to the second compressor wheel is allowed through the intake side variable flow valve, the intake air compressed by the second compressor wheel bypasses the first compressor wheel and bypasses the intake side. Thus, the gas flows through the passage and is supplied to the combustion chamber in a state of being largely compressed as much as the pressure drop in the first compressor wheel does not occur. On the other hand, if the inflow of exhaust gas to the second turbine wheel is prohibited and the inflow of exhaust gas to the first turbine wheel is allowed through the variable flow valve from such a state, in addition to the second turbine wheel or the second turbine wheel. Instead of the two turbine wheels, the first turbine wheel is driven. At this time, if the inflow of the intake air to the second compressor wheel is prohibited through the intake-side variable flow valve, the intake air compressed by the first compressor wheel is supplied to the combustion chamber. In this manner, the flow rate of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel and the second turbine wheel is appropriately changed through the variable flow valve, and flows into the first compressor wheel and the second compressor wheel through the intake side variable flow valve. By appropriately changing the flow rate of the intake air, the supercharging modes of the first supercharger and the second supercharger can be suitably controlled. Therefore, the supercharging characteristic as the whole supercharger can be improved accurately.

以下、図１〜図３を参照して、本発明に係る内燃機関の排気駆動式過給機を、車載内燃機関（以下、内燃機関）に適用されて、２つの排気駆動式過給機（以下、「第１過給機１０」、「第２過給機２０」）からなるものとして具体化した一実施形態について説明する。   In the following, referring to FIG. 1 to FIG. 3, an exhaust drive supercharger for an internal combustion engine according to the present invention is applied to an in-vehicle internal combustion engine (hereinafter referred to as an internal combustion engine), and two exhaust drive superchargers ( In the following, an embodiment which is embodied as comprising “first supercharger 10” and “second supercharger 20”) will be described.

図１に、第１過給機１０及び第２過給機２０を中心とした内燃機関の概略構成を示す。
内燃機関の吸気通路３０には、吸気上流側から順に、第１吸気管３１、第２吸気管３２、及び第３吸気管３３が設けられている。ここで、第１吸気管３１と第２吸気管３２との間には、第２コンプレッサホイール２２を囲繞するコンプレッサハウジング２１が設けられている。また、第２吸気管３２と第３吸気管３３との間には、第１コンプレッサホイール１２を囲繞するコンプレッサハウジング１１が設けられている。即ち、吸気通路３０において第２コンプレッサホイール２２は第１コンプレッサホイール１２の吸気上流側に設けられている。また、吸気通路３０には、第２吸気管３２の途中と第３吸気管３３の途中とを接続して第１コンプレッサホイール１２を迂回する吸気側迂回通路３４が設けられている。また、吸気側迂回通路３４には、吸気側迂回通路３４へ流入する吸気の流量を可変とする、換言すれば第１コンプレッサホイール１２へ流入する吸気の流量を可変とする吸気側可変流量弁５２が設けられている。吸気側可変流量弁５２は、電子制御装置７０により開閉駆動される電磁弁である。そして、同弁５２の開閉状態により、第２コンプレッサホイール２２を通過した吸気の吸気側迂回通路３４への流入を禁止する状態、及び第２コンプレッサホイール２２を通過した吸気の吸気側迂回通路３４及び第１コンプレッサホイール１２の双方への流入を許容する状態の２つの状態のいずれか一方の状態を実現する。 FIG. 1 shows a schematic configuration of an internal combustion engine centered on a first supercharger 10 and a second supercharger 20.
In the intake passage 30 of the internal combustion engine, a first intake pipe 31, a second intake pipe 32, and a third intake pipe 33 are provided in order from the intake upstream side. Here, a compressor housing 21 surrounding the second compressor wheel 22 is provided between the first intake pipe 31 and the second intake pipe 32. A compressor housing 11 that surrounds the first compressor wheel 12 is provided between the second intake pipe 32 and the third intake pipe 33. That is, in the intake passage 30, the second compressor wheel 22 is provided on the intake upstream side of the first compressor wheel 12. The intake passage 30 is provided with an intake-side bypass passage 34 that connects the middle of the second intake pipe 32 and the middle of the third intake pipe 33 to bypass the first compressor wheel 12. The intake-side bypass passage 34 has an intake-side variable flow valve 52 that can change the flow rate of the intake air flowing into the intake-side bypass passage 34, in other words, the intake-air flow rate variable into the first compressor wheel 12. Is provided. The intake-side variable flow valve 52 is an electromagnetic valve that is driven to open and close by the electronic control unit 70. The valve 52 is opened and closed to prohibit the intake air that has passed through the second compressor wheel 22 from flowing into the intake-side bypass passage 34, and the intake-air bypass passage 34 that passes through the second compressor wheel 22 and One of the two states of allowing the inflow to both of the first compressor wheels 12 is realized.

一方、内燃機関の排気通路４０には、排気上流側から順に、第１排気管４１及び第２排気管４２が設けられている。ここで、第１排気管４１と第２排気管４２との間には、排気上流側から順に、第１タービンホイール１４を囲繞するタービンハウジング１３、及び第２タービンホイール２４を囲繞するタービンハウジング２３がそれぞれ設けられている。即ち、排気通路４０において第２タービンホイール２４は第１タービンホイール１４の排気下流側に設けられている。また、排気通路４０には、第１排気管４１の途中とタービンハウジング２３において第２タービンホイール２４の第１入口部２３Ａとを接続して第１タービンホイール１４を迂回する第１迂回通路４４が設けられている。また、第１迂回通路４４には、第１タービンホイール１４へ流入する排気の流量を可変とする、換言すれば第１迂回通路４４へ流入する排気の流量を可変とする第１可変流量弁５１が設けられている。第１可変流量弁５１は、電子制御装置７０により開閉駆動される電磁弁である。そして、同弁５１が開弁されると、燃焼室から排出された排気の第２タービンホイール２４への流入が許容され、同弁５１が閉弁されると、燃焼室から排出された排気の第２タービンホイール２４への流入が禁止される。   On the other hand, the exhaust passage 40 of the internal combustion engine is provided with a first exhaust pipe 41 and a second exhaust pipe 42 in order from the exhaust upstream side. Here, between the first exhaust pipe 41 and the second exhaust pipe 42, the turbine housing 13 surrounding the first turbine wheel 14 and the turbine housing 23 surrounding the second turbine wheel 24 in order from the exhaust upstream side. Are provided. That is, in the exhaust passage 40, the second turbine wheel 24 is provided on the exhaust downstream side of the first turbine wheel 14. The exhaust passage 40 includes a first bypass passage 44 that connects the middle of the first exhaust pipe 41 and the first inlet 23A of the second turbine wheel 24 in the turbine housing 23 to bypass the first turbine wheel 14. Is provided. Further, in the first bypass passage 44, the first variable flow valve 51 that makes the flow rate of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel 14 variable, in other words, makes the flow rate of the exhaust gas flowing into the first bypass passage 44 variable. Is provided. The first variable flow valve 51 is an electromagnetic valve that is driven to open and close by the electronic control unit 70. When the valve 51 is opened, the exhaust gas discharged from the combustion chamber is allowed to flow into the second turbine wheel 24. When the valve 51 is closed, the exhaust gas discharged from the combustion chamber is discharged. Inflow to the second turbine wheel 24 is prohibited.

更に、排気通路４０には、第１迂回通路４４の途中と第２排気管４２の途中とを接続して第２タービンホイール２４を迂回する第２迂回通路４５が設けられている。また、第２迂回通路には、第２迂回通路４５へ流入する排気の流量を可変とする第２可変流量弁５３が設けられている。第２可変流量弁５３は、電子制御装置７０により開閉駆動される電磁弁である。   Further, the exhaust passage 40 is provided with a second bypass passage 45 that connects the middle of the first bypass passage 44 and the middle of the second exhaust pipe 42 to bypass the second turbine wheel 24. The second bypass passage is provided with a second variable flow valve 53 that makes the flow rate of the exhaust gas flowing into the second bypass passage 45 variable. The second variable flow valve 53 is an electromagnetic valve that is driven to open and close by the electronic control unit 70.

次に、第１過給機１０及び第２過給機２０の具体的な構成について詳細に説明する。
第１過給機１０は、中空状の第１軸１５、同第１軸１５の一端に連結される第１コンプレッサホイール１２、及び同第１軸１５の他端に連結される第１タービンホイール１４を備えている。第１軸１５は、軸方向において第１コンプレッサホイール１２側の部位が第１タービンホイール１４側の部位に比べて縮径されている。 Next, specific configurations of the first supercharger 10 and the second supercharger 20 will be described in detail.
The first supercharger 10 includes a hollow first shaft 15, a first compressor wheel 12 connected to one end of the first shaft 15, and a first turbine wheel connected to the other end of the first shaft 15. 14 is provided. As for the 1st axis | shaft 15, the diameter of the site | part by the side of the 1st compressor wheel 12 is axially reduced compared with the site | part by the side of the 1st turbine wheel 14 in the axial direction.

第２過給機２０は、第１軸１５に挿通されて同第１軸１５と同軸状に設けられる第２軸２５、第２軸２５の一端に連結される第２コンプレッサホイール２２、及び第２軸２５の他端に連結される第２タービンホイール２４を備えている。   The second supercharger 20 is inserted into the first shaft 15 to be provided coaxially with the first shaft 15, the second compressor wheel 22 connected to one end of the second shaft 25, and the second A second turbine wheel 24 connected to the other end of the two shafts 25 is provided.

ここで、第１タービンホイール１４は、軸流式のタービンホイールとして構成され、第２タービンホイール２４は、半径流式のタービンホイールとして構成されている。また、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４は径方向における体格が同程度とされており、第１タービンホイール１４を囲繞するタービンハウジング１３の出口部１３Ａと第２タービンホイール２４を囲繞するタービンハウジング２３の第２入口部２３Ｂとは第１軸１５及び第２軸２５の軸方向において隣接して設けられている。また一般に、軸流式のタービンホイールは、半径流式のタービンホイールに比べて、径方向における体格が同程度であれば、単段当たりの膨張比が小さく、軸方向における体格が小さいものとなることから、第１タービンホイール１４は第２タービンホイールに比べて膨張比が小さいものとなっている。   Here, the first turbine wheel 14 is configured as an axial flow turbine wheel, and the second turbine wheel 24 is configured as a radial flow turbine wheel. Further, the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 have the same size in the radial direction, and surround the outlet portion 13 </ b> A of the turbine housing 13 that surrounds the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24. The second inlet 23 </ b> B of the turbine housing 23 is provided adjacent to the first shaft 15 and the second shaft 25 in the axial direction. In general, an axial flow turbine wheel has a smaller expansion ratio per single stage and a smaller physique in the axial direction if the physique in the radial direction is similar to that of the radial flow turbine wheel. For this reason, the first turbine wheel 14 has a smaller expansion ratio than the second turbine wheel.

一方、第１コンプレッサホイール１２及び第２コンプレッサホイール２２は共に、遠心式のコンプレッサホイールとしてそれぞれ構成されている。また、第１コンプレッサホイール１２及び第２コンプレッサホイール２２は、第１軸１５及び第２軸２５の軸方向においてこれらの大径部１２Ａ，２２Ａが隣接するようにそれぞれ設けられている。また、第１コンプレッサホイール１２は、第２コンプレッサホイール２２に比べて、径方向及び軸方向における体格がそれぞれ小さく、圧縮比が小さいものとなっている。尚、第１コンプレッサホイール１２の大径部１２Ａと第２コンプレッサホイール２２の大径部２２Ａとの間には、第１カラー６１が設けられている。   On the other hand, the first compressor wheel 12 and the second compressor wheel 22 are both configured as centrifugal compressor wheels. The first compressor wheel 12 and the second compressor wheel 22 are provided so that these large diameter portions 12A and 22A are adjacent to each other in the axial direction of the first shaft 15 and the second shaft 25, respectively. Further, the first compressor wheel 12 has a smaller physique in the radial direction and the axial direction and a smaller compression ratio than the second compressor wheel 22. A first collar 61 is provided between the large diameter portion 12 </ b> A of the first compressor wheel 12 and the large diameter portion 22 </ b> A of the second compressor wheel 22.

第１コンプレッサホイール１２の内周面であって第１軸１５の端部よりも外側（図中左側）の部位と第２軸２５の外周面との間には、第１コンプレッサホイール１２に対してその軸方向及び径方向にそれぞれ作用する力を受けとめるための第２ベアリング６４が設けられている。また、第１タービンホイール１４の内周面であって第１軸１５の端部よりも外側（図中右側）の部位と第２軸２５の外周面との間には、第１タービンホイール１４に対してその軸方向及び径方向にそれぞれ作用する力を受けとめるための第３ベアリング６５が設けられている。   Between the inner peripheral surface of the first compressor wheel 12 and outside the end of the first shaft 15 (left side in the figure) and the outer peripheral surface of the second shaft 25, the first compressor wheel 12 A second bearing 64 is provided for receiving forces acting respectively in the axial direction and the radial direction. Further, the first turbine wheel 14 is located between the inner peripheral surface of the first turbine wheel 14 and outside the end of the first shaft 15 (right side in the drawing) and the outer peripheral surface of the second shaft 25. A third bearing 65 is provided for receiving forces acting respectively in the axial direction and the radial direction.

第１軸１５の縮径された部位には、第１コンプレッサホイール１２から近い順に、第２カラー６２及び第１ベアリング６３がそれぞれ設けられている。第１ベアリング６３は、第２カラー６２及び第１軸１５に対してそれらの軸方向にそれぞれ作用する力を受けとめるものである。   A second collar 62 and a first bearing 63 are provided on the reduced diameter portion of the first shaft 15 in order from the first compressor wheel 12. The first bearing 63 receives forces acting on the second collar 62 and the first shaft 15 in their axial directions.

第１軸１５の縮径されていない部位の外周には、第４ベアリング６６及び第５ベアリング６７が軸方向において所定の距離を隔てて設けられている。これら第４ベアリング６６及び第５ベアリング６７は、第１軸１５に対してその径方向に作用する力を受けとめるものである。   A fourth bearing 66 and a fifth bearing 67 are provided at a predetermined distance in the axial direction on the outer periphery of the portion of the first shaft 15 where the diameter is not reduced. The fourth bearing 66 and the fifth bearing 67 receive the force acting on the first shaft 15 in the radial direction.

車両には、内燃機関及び車両駆動系をはじめとする各種装置を統括的に制御する電子制御装置７０が設けられている。電子制御装置７０には、機関回転速度を検出する機関回転速度センサの出力信号、アクセルペダル開度を検出するアクセル開度センサの出力信号、吸入空気量を検出する吸入空気量センサの出力信号をはじめとして、各種センサの出力信号が入力される。電子制御装置７０は、各種センサの出力信号に基づいて機関運転状態及び車両走行状態を把握し、これらに応じて内燃機関及び車両駆動系等の制御を行う。ここでは例えば、吸入空気量センサの出力信号に基づいて燃焼室から排出される排気の流量を把握するようにしている。そして、電子制御装置７０を通じて第１可変流量弁５１、吸気側可変流量弁５２、及び第２可変流量弁５３の開度制御が行われることにより、第１過給機１０及び第２過給機２０による過給態様が変更される。具体的には、燃焼室から排出される排気の流量が所定量未満であるときには、第１可変流量弁５１が閉弁されるとともに吸気側可変流量弁５２が閉弁される。また、燃焼室から排出される排気の流量が所定量以上であるときには、第１可変流量弁５１が開弁されるとともに吸気側可変流量弁５２が開弁される。更に、これら可変流量弁５１，５２の開度制御に併せて、過給機全体としての過給圧を安定したものとするために第２可変流量弁５３の開閉制御が行われる。尚、本実施形態では、上記所定量を実験等に基づき予め設定されている固定値としているが、これを機関運転状態に応じて可変設定するようにしてもよい。   The vehicle is provided with an electronic control unit 70 that comprehensively controls various devices including an internal combustion engine and a vehicle drive system. The electronic control unit 70 includes an output signal of an engine speed sensor that detects an engine speed, an output signal of an accelerator position sensor that detects an accelerator pedal position, and an output signal of an intake air amount sensor that detects an intake air amount. First, output signals from various sensors are input. The electronic control unit 70 grasps the engine operating state and the vehicle running state based on the output signals of various sensors, and controls the internal combustion engine, the vehicle drive system, and the like according to these. Here, for example, the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is grasped based on the output signal of the intake air amount sensor. Then, the opening control of the first variable flow valve 51, the intake side variable flow valve 52, and the second variable flow valve 53 is performed through the electronic control unit 70, whereby the first supercharger 10 and the second supercharger. The supercharging mode by 20 is changed. Specifically, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is less than a predetermined amount, the first variable flow valve 51 is closed and the intake-side variable flow valve 52 is closed. When the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is equal to or greater than a predetermined amount, the first variable flow valve 51 is opened and the intake side variable flow valve 52 is opened. In addition to opening control of the variable flow valves 51 and 52, the opening / closing control of the second variable flow valve 53 is performed in order to stabilize the supercharging pressure of the entire supercharger. In the present embodiment, the predetermined amount is a fixed value set in advance based on experiments or the like, but this may be variably set according to the engine operating state.

次に、本実施形態の排気駆動式過給機の作用について図２及び図３を参照して説明する。
燃焼室から排出される排気の流量が所定量未満であるときには、図２に示すように、排気通路４０側では、第１可変流量弁５１が閉弁されて、第２タービンホイール２４への排気の流入が禁止されることにより、排気は第１タービンホイール１４へ流入することとなる（図中に示す破線矢印）。そしてこのとき、吸気通路３０側では、吸気側可変流量弁５２が閉弁されて、吸気側迂回通路３４への吸気の流入が禁止されることにより、吸気は第１コンプレッサホイール１２へ流入して（図中に示す実線矢印）、第１コンプレッサホイール１２にて圧縮された吸気が燃焼室に供給されるようになる。 Next, the operation of the exhaust driving supercharger of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
When the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is less than a predetermined amount, as shown in FIG. 2, the first variable flow valve 51 is closed on the exhaust passage 40 side, and the exhaust gas to the second turbine wheel 24 is exhausted. By prohibiting the inflow of the exhaust gas, the exhaust gas flows into the first turbine wheel 14 (broken arrows in the figure). At this time, on the intake passage 30 side, the intake-side variable flow valve 52 is closed, and the inflow of intake air to the intake-side bypass passage 34 is prohibited, so that the intake air flows into the first compressor wheel 12. (Indicated by solid arrows in the figure), the intake air compressed by the first compressor wheel 12 is supplied to the combustion chamber.

一方、燃焼室から排出される排気の流量が所定量以上であるときには、図３に示すように、排気通路４０側では、第１可変流量弁５１が開弁されて、第２タービンホイール２４への排気の流入が許容される。これにより、排気は第１タービンホイール１４を迂回して第１迂回通路４４を流れるようになり（図中に示す破線矢印）、第１タービンホイール１４において排気の圧力エネルギが消費されなくなる分だけ、第２タービンホイール２４において回収することのできる排気の圧力エネルギが大きなものとなる。そしてこのとき、吸気通路３０側では、吸気側可変流量弁５２が開弁されて、吸気側迂回通路３４への吸気の流入が許容される（図中に示す実線矢印）。これにより、第２コンプレッサホイール２２にて圧縮された吸気は、第１コンプレッサホイール１２を迂回して吸気側迂回通路３４を流れるようになり、第１コンプレッサホイール１２における圧力低下が生じなくなる分だけ、大きく圧縮された状態で燃焼室に供給されるようになる。   On the other hand, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is equal to or greater than a predetermined amount, the first variable flow valve 51 is opened on the exhaust passage 40 side to the second turbine wheel 24 as shown in FIG. Inflow of exhaust gas is allowed. Thus, the exhaust gas bypasses the first turbine wheel 14 and flows through the first bypass passage 44 (broken arrow shown in the figure), and the exhaust gas pressure energy is not consumed in the first turbine wheel 14. The pressure energy of the exhaust gas that can be recovered by the second turbine wheel 24 becomes large. At this time, on the intake passage 30 side, the intake-side variable flow valve 52 is opened to allow intake air to flow into the intake-side bypass passage 34 (solid arrow shown in the figure). As a result, the intake air compressed by the second compressor wheel 22 bypasses the first compressor wheel 12 and flows through the intake-side bypass passage 34, so that the pressure drop in the first compressor wheel 12 does not occur. The fuel is supplied to the combustion chamber in a greatly compressed state.

以上説明した本実施形態にかかる内燃機関の排気駆動式過給機によれば、以下に示す作用効果が得られるようになる。
（１）排気駆動式過給機は、吸気通路３０に設けられる第１コンプレッサホイール１２、排気通路４０に設けられる第１タービンホイール１４、並びにこれら第１コンプレッサホイール１２及び第１タービンホイール１４を連結する中空状の第１軸１５からなる第１過給機１０を備えることとした。また、第１軸１５に挿通されて同第１軸１５と同軸状に設けられる第２軸２５、吸気通路３０において第１コンプレッサホイール１２の吸気上流側に設けられるとともに第２軸２５に連結される第２コンプレッサホイール２２、及び排気通路４０において第１タービンホイール１４の排気下流側に設けられるとともに第２軸２５に連結される第２タービンホイール２４からなる第２過給機２０を備えることとした。そして、排気通路４０において第１タービンホイール１４を迂回する第１迂回通路４４と、排気通路４０に設けられて第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４へ流入する排気の流量をそれぞれ可変とする第１可変流量弁５１とを備えることとした。これにより、２つの過給機１０，２０が同軸状に配設されない構成に比べて、過給機全体としての体格を小さなものとすることができる。また、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４へ流入する排気の流量を適宜変更することにより、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４の駆動態様、ひいては第１過給機１０及び第２過給機２０の過給態様をそれぞれ好適に制御することができるようになる。従って、過給機全体としての体格を小さなものとしつつ、過給機全体としての過給特性を向上させることができるようになる。 According to the exhaust-drive supercharger of the internal combustion engine according to the present embodiment described above, the following operational effects can be obtained.
(1) The exhaust-drive supercharger connects the first compressor wheel 12 provided in the intake passage 30, the first turbine wheel 14 provided in the exhaust passage 40, and the first compressor wheel 12 and the first turbine wheel 14. The first supercharger 10 including the hollow first shaft 15 is provided. The second shaft 25 is inserted through the first shaft 15 and provided coaxially with the first shaft 15. The second shaft 25 is provided on the intake upstream side of the first compressor wheel 12 in the intake passage 30 and is connected to the second shaft 25. The second compressor wheel 22 and the second supercharger 20 including the second turbine wheel 24 that is provided on the exhaust downstream side of the first turbine wheel 14 in the exhaust passage 40 and connected to the second shaft 25. did. The first bypass passage 44 that bypasses the first turbine wheel 14 in the exhaust passage 40 and the flow rate of exhaust gas that is provided in the exhaust passage 40 and flows into the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 are variable. The first variable flow valve 51 is provided. Thereby, the physique as a whole supercharger can be made small compared with the structure where the two superchargers 10 and 20 are not coaxially arranged. Further, by appropriately changing the flow rate of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24, the driving mode of the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24, and thus the first supercharger 10 and the first turbocharger 10. The supercharging mode of the two superchargers 20 can be suitably controlled. Accordingly, it is possible to improve the supercharging characteristics of the entire turbocharger while reducing the size of the entire turbocharger.

（２）第１タービンホイール１４は第２タービンホイール２４に比べて膨張比が小さく設定され、内燃機関の燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには小さいときに比べて、第１可変流量弁５１を通じて、第２タービンホイール２４へ流入する排気の流量を大きくすることとした。これにより、燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには、膨張比の大きい方のタービンホイールである第２タービンホイール２４が駆動されるようになることで、過給機全体を的確に駆動することができるようになる。   (2) The first turbine wheel 14 has a lower expansion ratio than the second turbine wheel 24, and the first variable flow valve is smaller when the flow rate of exhaust discharged from the combustion chamber of the internal combustion engine is larger than when the flow rate is small. Through 51, the flow rate of the exhaust gas flowing into the second turbine wheel 24 is increased. As a result, when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber is large, the second turbine wheel 24, which is the turbine wheel having the larger expansion ratio, is driven, thereby accurately driving the entire supercharger. Will be able to.

（３）燃焼室から膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４までの排気の流路長が過度に大きい場合には、このことに起因して、第１タービンホイール１４に排気が流入するまでの間に同排気の圧力が過度に低下することがある。そしてこの場合には、第１タービンホイール１４を安定して駆動することができないおそれがある。   (3) When the flow path length of the exhaust gas from the combustion chamber to the first turbine wheel 14 which is the turbine wheel having the smaller expansion ratio is excessively large, this causes the exhaust to the first turbine wheel 14. In the meantime, the pressure of the exhaust gas may decrease excessively. In this case, the first turbine wheel 14 may not be driven stably.

この点、上記実施形態では、第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４は膨張比の大きい方のタービンホイールである第２タービンホイール２４よりも排気上流側に設けられることとした。これにより、膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４が第２タービンホイール２４よりも排気下流側に設けられる場合に比べて、燃焼室から第１タービンホイール１４までの排気の流路長を短くすることができ、第１タービンホイール１４に排気が流入するまでの間に排気の圧力が過度に低下することを抑制することができるようになる。従って、第１タービンホイール１４を安定して駆動することができるようになる。尚、膨張比の大きい方のタービンである第２タービンホイール２４は排気の流量が比較的大きいときに駆動されるものであり、上記排気の圧力の低下が第２タービンホイール２４の安定した駆動に対して与える影響が軽微であることから、上述した問題については無視することができる。   In this regard, in the above embodiment, the first turbine wheel 14 that is the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel and the second turbine wheel is the second turbine wheel 24 that is the turbine wheel having the larger expansion ratio. Rather than the exhaust upstream side. As a result, the flow of exhaust gas from the combustion chamber to the first turbine wheel 14 is compared with the case where the first turbine wheel 14, which is the turbine wheel having the smaller expansion ratio, is provided downstream of the second turbine wheel 24. The path length can be shortened, and the exhaust pressure can be prevented from excessively decreasing before the exhaust flows into the first turbine wheel 14. Accordingly, the first turbine wheel 14 can be driven stably. The second turbine wheel 24, which is the turbine with the larger expansion ratio, is driven when the flow rate of the exhaust gas is relatively large, and the decrease in the exhaust pressure causes the second turbine wheel 24 to be driven stably. Since the influence on the problem is slight, the above-described problem can be ignored.

（４）第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち、膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４は軸流式のタービンホイールであり、膨張比の大きい方のタービンホイールである第２タービンホイール２４は半径流式のタービンホイールであることとした。これにより、第１タービンホイール１４は第２タービンホイール２４に比べて膨張比が小さく設定されるといった上記（２）の構成を実現する上で、過給機全体としての軸方向における体格を小さなものとすることができる。   (4) Of the first turbine wheel and the second turbine wheel, the first turbine wheel 14 which is the turbine wheel having the smaller expansion ratio is an axial flow type turbine wheel and is the turbine wheel having the larger expansion ratio. The second turbine wheel 24 is a radial flow type turbine wheel. Thus, the first turbine wheel 14 has a smaller physique in the axial direction as a whole turbocharger in order to realize the configuration of the above (2) in which the expansion ratio is set smaller than that of the second turbine wheel 24. It can be.

（５）第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４のうち膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４を囲繞するタービンハウジング１３の出口部１３Ａと、膨張比の大きい方のタービンホイールである第２タービンホイール２４を囲繞するタービンハウジング２３の入口部２３Ｂとは第１軸１５及び第２軸２５の軸方向において隣接して設けられることとした。これにより、これら出口部１３Ａと入口部２３Ｂとの間の流路を短くすることができる。従って、過給機全体としての体格を小さなものとすることができる。   (5) Outlet portion 13A of the turbine housing 13 surrounding the first turbine wheel 14 which is the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24, and the turbine having the larger expansion ratio The inlet 23B of the turbine housing 23 that surrounds the second turbine wheel 24 that is a wheel is provided adjacent to the axial direction of the first shaft 15 and the second shaft 25. Thereby, the flow path between these exit part 13A and the inlet part 23B can be shortened. Therefore, the physique as a whole supercharger can be made small.

（６）吸気通路３０において第２コンプレッサホイール２２の吸気下流側に設けられる第１コンプレッサホイール１２を迂回する吸気側迂回通路３４と、同通路３４へ流入する吸気の流量を可変とする吸気側可変流量弁５２とを備え、第１可変流量弁５１の開度制御に応じて吸気側可変流量弁５２を開度制御することとした。こうした構成により、第１可変流量弁５１を通じて、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４へ流入する排気の流量を適宜変更するとともに、吸気側可変流量弁５２を通じて、第１コンプレッサホイール１２及び第２コンプレッサホイール２２へ流入する吸気の流量を適宜変更することにより、第１過給機１０及び第２過給機２０の過給態様をそれぞれ好適に制御することができるようになる。従って、過給機全体としての過給特性を的確に向上させることができるようになる。   (6) The intake side bypass passage 34 that bypasses the first compressor wheel 12 provided on the intake downstream side of the second compressor wheel 22 in the intake passage 30 and the intake side variable that makes the flow rate of the intake air flowing into the passage 34 variable. The flow rate valve 52 is provided, and the intake side variable flow valve 52 is controlled to open according to the opening control of the first variable flow valve 51. With such a configuration, the flow rate of the exhaust gas flowing into the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 through the first variable flow valve 51 is appropriately changed, and the first compressor wheel 12 and the second flow rate through the intake side variable flow valve 52. 2 By appropriately changing the flow rate of the intake air flowing into the compressor wheel 22, the supercharging mode of the first supercharger 10 and the second supercharger 20 can be suitably controlled. Therefore, the supercharging characteristic as the whole supercharger can be improved accurately.

尚、本発明に係る内燃機関の排気駆動式過給機は、上記実施形態にて例示した構成に限定されるものではなく、これを適宜変更した例えば次のような形態として実施することもできる。   The exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to the present invention is not limited to the configuration exemplified in the above-described embodiment, and can be implemented as, for example, the following form appropriately modified. .

・上記実施形態では、第１可変流量弁５１、吸気側可変流量弁５２、及び第２可変流量弁５３をいずれも電磁弁としているが、これらの一部、あるいは全てを負圧式の弁としてもよいし、油圧式の弁としてもよい。   In the above embodiment, the first variable flow valve 51, the intake side variable flow valve 52, and the second variable flow valve 53 are all electromagnetic valves, but some or all of these may be negative pressure valves. Alternatively, a hydraulic valve may be used.

・上記実施形態では、第１可変流量弁５１により、燃焼室から排出された排気の第２タービンホイール２４への流入を許容する状態と、燃焼室から排出された排気の第２タービンホイール２４への流入を禁止する状態との２つの状態のみを実現するようにしているが、第１可変流量弁５１の開度を連続的或いは段階的に変更するようにしてもよい。この場合、燃焼室から排出された排気の第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４への流入量を連続的或いは段階的に調節することができ、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４の駆動態様を連続的或いは段階的に変更することができるようになる。   In the above embodiment, the first variable flow valve 51 allows the exhaust discharged from the combustion chamber to flow into the second turbine wheel 24 and the exhaust discharged from the combustion chamber to the second turbine wheel 24. However, the opening degree of the first variable flow valve 51 may be changed continuously or stepwise. In this case, the inflow amount of the exhaust gas discharged from the combustion chamber into the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 can be adjusted continuously or stepwise, and the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 can be adjusted. The driving mode can be changed continuously or stepwise.

・上記実施形態では、吸気側可変流量弁５２により、第２コンプレッサホイール２２を通過した吸気の吸気側迂回通路３４への流入を禁止する状態、及び第２コンプレッサホイール２２を通過した吸気の吸気側迂回通路３４及び第１コンプレッサホイール１２の双方への吸気の流入を許容する状態の２つの状態のいずれか一方の状態を実現するようにしている。しかしながら、本発明に係る吸気側可変流量弁５２はこれに限られるものではなく、第２コンプレッサホイール２２を通過した吸気の吸気側迂回通路３４への流入量を連続的或いは段階的に調節するものとしてもよい。この場合、第１過給機１０及び第２過給機２０の過給態様を連続的或いは段階的に変更することができるようになる。また、第２コンプレッサホイール２２にて圧縮された吸気が第１コンプレッサホイール１２を通過する際に、その圧力の低下が問題にならないのであれば、こうした吸気側迂回通路３４及び吸気側可変流量弁５２を割愛することもできる。   In the above embodiment, the intake-side variable flow valve 52 prohibits the inflow of the intake air that has passed through the second compressor wheel 22 into the intake-side bypass passage 34 and the intake side of the intake air that has passed through the second compressor wheel 22 One of the two states of allowing the inflow of intake air to both the bypass passage 34 and the first compressor wheel 12 is realized. However, the intake-side variable flow valve 52 according to the present invention is not limited to this, and adjusts the amount of intake air that has passed through the second compressor wheel 22 into the intake-side bypass passage 34 continuously or stepwise. It is good. In this case, the supercharging mode of the first supercharger 10 and the second supercharger 20 can be changed continuously or stepwise. Further, when the intake air compressed by the second compressor wheel 22 passes through the first compressor wheel 12 and the pressure drop does not become a problem, the intake-side bypass passage 34 and the intake-side variable flow valve 52 are used. Can be omitted.

・上記実施形態では、第１タービンホイール１４を軸流式のタービンホイールとしているが、これを半径流式のタービンホイールとしてもよい。
・上記実施形態では、第２タービンホイール２４を半径流式のタービンホイールとしているが、これを軸流式のタービンホイールとしてもよい。尚この場合、第１タービンホイールに比べて膨張比を大きくするために、軸流式のタービンホイールを多段化するようにしてもよい。 In the above embodiment, the first turbine wheel 14 is an axial flow turbine wheel, but it may be a radial flow turbine wheel.
In the above embodiment, the second turbine wheel 24 is a radial flow turbine wheel, but it may be an axial flow turbine wheel. In this case, in order to increase the expansion ratio as compared with the first turbine wheel, the axial flow turbine wheel may be multi-staged.

・上記実施形態によるように、膨張比の小さい方のタービンホイールである第１タービンホイール１４を、膨張比の大きい方のタービンホイールである第２タービンホイール２４よりも排気上流側に設けることが、第１タービンホイール１４に排気が流入するまでの間に排気の圧力が過度に低下することを抑制して、第１タービンホイール１４を安定して駆動させる上では望ましい。しかしながら、こうした問題が無視できる場合であれば、第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールを、膨張比の大きい方のタービンホイールよりも排気下流側に設けることもできる。   As described in the above embodiment, the first turbine wheel 14 that is the turbine wheel having the smaller expansion ratio is provided on the exhaust upstream side than the second turbine wheel 24 that is the turbine wheel having the larger expansion ratio. It is desirable for stably driving the first turbine wheel 14 by suppressing an excessive decrease in the pressure of the exhaust gas until the exhaust gas flows into the first turbine wheel 14. However, if such a problem can be ignored, the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel and the second turbine wheel may be provided downstream of the turbine wheel having the larger expansion ratio. it can.

・上記実施形態では、第１タービンホイール１４の膨張比を第２タービンホイール２４の膨張比に比べて小さく設定しているが、本発明にかかる第１タービンホイールの第２タービンホイールの膨張比の関係はこれに限られるものではなく、第１タービンホイールの膨張比を第２タービンホイールの膨張比に比べて大きく設定してもよい。また、これら第１タービンホイールの膨張比と第２タービンホイールの膨張比を同一としてもよい。   -In the said embodiment, although the expansion ratio of the 1st turbine wheel 14 is set small compared with the expansion ratio of the 2nd turbine wheel 24, the expansion ratio of the 2nd turbine wheel of the 1st turbine wheel concerning this invention is set. The relationship is not limited to this, and the expansion ratio of the first turbine wheel may be set larger than the expansion ratio of the second turbine wheel. The expansion ratio of the first turbine wheel and the expansion ratio of the second turbine wheel may be the same.

・上記実施形態では、排気通路において排気上流側から順に、第１タービンホイール１４及び第２タービンホイール２４を設けるようにしているが、これに変えて、排気通路において排気上流側から順に、第２タービンホイール及び第２タービンホイールを設けるようにしてもよい。またこれに併せて、吸気通路において吸気上流側から順に、第１コンプレッサホイール及び第２コンプレッサホイールを設けるようにしてもよい。   In the above embodiment, the first turbine wheel 14 and the second turbine wheel 24 are provided in order from the exhaust upstream side in the exhaust passage, but instead, the second turbine wheel in order from the exhaust upstream side in the exhaust passage. A turbine wheel and a second turbine wheel may be provided. In addition, a first compressor wheel and a second compressor wheel may be provided in this order from the intake upstream side in the intake passage.

・上記実施形態では、２つの過給機１０，２０を備えるものについて例示しているが、本発明にかかる内燃機関の排気駆動式過給機を構成する過給機の個数はこれに限られるものではない。他に例えば、第１過給機、第２過給機に加えて、第３過給機を備えるものとすることもできる。この場合には、第２軸についても第１軸と同様に中空状として、第２軸の内部に第３軸を挿通することで、第１軸、第２軸、第３軸を同軸状とし、同第３軸により第３タービンホイール及び第３コンプレッサホイールをそれぞれ連結するようにすればよい。更にこの場合には、第１タービン及び第２タービンを迂回するための迂回通路を設け、同迂回通路へ流入する排気の流量を可変とする可変流量弁を設けるようにすればよい。   In the above-described embodiment, the two turbochargers 10 and 20 are exemplified, but the number of superchargers constituting the exhaust-drive supercharger of the internal combustion engine according to the present invention is limited to this. It is not a thing. In addition, for example, a third supercharger can be provided in addition to the first supercharger and the second supercharger. In this case, the second shaft is also hollow like the first shaft, and the third shaft is inserted into the second shaft so that the first shaft, the second shaft, and the third shaft are coaxial. The third turbine wheel and the third compressor wheel may be connected by the third shaft. Further, in this case, a bypass passage for bypassing the first turbine and the second turbine may be provided, and a variable flow valve for changing the flow rate of the exhaust gas flowing into the bypass passage may be provided.

本発明の一実施形態に係る内燃機関の排気駆動式過給機について、第１過給機及び第２過給機を中心とした内燃機関の概略構成を示す概略図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Schematic which shows schematic structure of the internal combustion engine centering on the 1st supercharger and the 2nd supercharger about the exhaust-drive supercharger of the internal combustion engine which concerns on one Embodiment of this invention. 同実施形態における吸気及び排気の流れの一例を説明するための説明図。Explanatory drawing for demonstrating an example of the flow of the intake air and exhaust_gas | exhaustion in the embodiment. 同実施形態における吸気及び排気の流れの他の例を説明するための説明図。Explanatory drawing for demonstrating the other example of the flow of the intake air and exhaust_gas | exhaustion in the embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

１０…第１過給機、１１…コンプレッサハウジング、１２…コンプレッサホイール、１３…タービンハウジング、１３Ａ…出口部、１４…タービンホイール、１５…第１軸、２０…第２過給機、２１…コンプレッサハウジング、２２…コンプレッサホイール、２３…タービンハウジング、２３Ａ…第１入口部、２３Ｂ…第２入口部、２４…タービンホイール、２５…第２軸、３１…第１吸気管、３２…第２吸気管、３３…第３吸気管、３４…吸気側迂回通路、４１…第１排気管、４２…第２排気管、４４…第１迂回通路、４５…第２迂回通路、５１…第１可変流量弁、５２…吸気側可変流量弁、５３…第２可変流量弁、６１…第１カラー、６２…第２カラー、６３…第１ベアリング、６４…第２ベアリング、６５…第３ベアリング、６６…第４ベアリング、６７…第５ベアリング、７０…電子制御装置。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... 1st supercharger, 11 ... Compressor housing, 12 ... Compressor wheel, 13 ... Turbine housing, 13A ... Outlet part, 14 ... Turbine wheel, 15 ... 1st axis | shaft, 20 ... 2nd supercharger, 21 ... Compressor Housing, 22 ... Compressor wheel, 23 ... Turbine housing, 23A ... First inlet, 23B ... Second inlet, 24 ... Turbine wheel, 25 ... Second shaft, 31 ... First intake pipe, 32 ... Second intake pipe , 33 ... third intake pipe, 34 ... intake side bypass passage, 41 ... first exhaust pipe, 42 ... second exhaust pipe, 44 ... first bypass passage, 45 ... second bypass passage, 51 ... first variable flow valve 52 ... Intake side variable flow valve, 53 ... Second variable flow valve, 61 ... First collar, 62 ... Second collar, 63 ... First bearing, 64 ... Second bearing, 65 ... Third bearing, 66 ... First Bearing, 67 ... fifth bearing, 70 ... electronic control unit.

Claims (6)

吸気通路に設けられる第１コンプレッサホイール、排気通路に設けられる第１タービンホイール、並びにこれら第１コンプレッサホイール及び第１タービンホイールを連結する中空状の第１軸からなる第１過給機と、前記第１軸に挿通されて同第１軸と同軸状に設けられる第２軸、前記吸気通路において前記第１コンプレッサホイールに対して直列に設けられるとともに前記第２軸に連結される第２コンプレッサホイール、及び前記排気通路において前記第１タービンホイールと直列に設けられるとともに前記第２軸に連結される第２タービンホイールからなる第２過給機とを備える内燃機関の排気駆動式過給機であって、
前記排気通路において前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち排気上流側に設けられる方のタービンホイールを迂回する迂回通路と、
前記排気通路に設けられて前記第１タービンホイール及び第２タービンホイールへ流入する排気の流量をそれぞれ可変とする可変流量弁とを備える
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 A first compressor wheel provided in an intake passage, a first turbine wheel provided in an exhaust passage, and a first supercharger comprising a hollow first shaft connecting the first compressor wheel and the first turbine wheel; A second shaft inserted through the first shaft and provided coaxially with the first shaft, a second compressor wheel provided in series with the first compressor wheel in the intake passage and connected to the second shaft And a second supercharger comprising a second turbine wheel provided in series with the first turbine wheel in the exhaust passage and connected to the second shaft. And
A bypass passage that bypasses the turbine wheel that is provided upstream of the first turbine wheel and the second turbine wheel in the exhaust passage;
An exhaust-driven supercharger for an internal combustion engine, comprising: a variable flow valve provided in the exhaust passage and configured to vary a flow rate of exhaust flowing into the first turbine wheel and the second turbine wheel. 請求項１に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、
前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち一方のタービンホイールは他方のタービンホイールに比べて膨張比が小さく設定され、
内燃機関の燃焼室から排出される排気の流量が大きいときには小さいときに比べて、前記可変流量弁を通じて、前記膨張比の大きい方のタービンホイールへ流入する排気の流量を大きくする
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 The exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to claim 1,
One turbine wheel of the first turbine wheel and the second turbine wheel is set to have a smaller expansion ratio than the other turbine wheel,
The flow rate of the exhaust gas flowing into the turbine wheel having the larger expansion ratio is increased through the variable flow rate valve when the flow rate of the exhaust gas discharged from the combustion chamber of the internal combustion engine is large compared to when the flow rate is small. An exhaust-driven supercharger for internal combustion engines. 請求項２に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、
前記第１タービンホイール及び第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールは膨張比の大きい方のタービンホイールよりも排気上流側に設けられてなる
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 The exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to claim 2,
An exhaust drive type for an internal combustion engine, wherein the turbine wheel having the smaller expansion ratio of the first turbine wheel and the second turbine wheel is provided upstream of the turbine wheel having the larger expansion ratio. Turbocharger. 請求項２又は請求項３に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、
前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち、膨張比の小さい方のタービンホイールは軸流式のタービンホイールであり、膨張比の大きい方のタービンホイールは半径流式のタービンホイールである
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 The exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to claim 2 or claim 3,
Of the first turbine wheel and the second turbine wheel, the turbine wheel with the smaller expansion ratio is an axial flow turbine wheel, and the turbine wheel with the larger expansion ratio is a radial flow turbine wheel. An exhaust driving supercharger for an internal combustion engine. 請求項４に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、
前記第１タービンホイール及び前記第２タービンホイールのうち膨張比の小さい方のタービンホイールの出口部と膨張比の大きい方のタービンホイールの入口部とは前記第１軸及び前記第２軸の軸方向において隣接して設けられてなる
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 The exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to claim 4,
Of the first turbine wheel and the second turbine wheel, the outlet portion of the turbine wheel having the smaller expansion ratio and the inlet portion of the turbine wheel having the larger expansion ratio are axial directions of the first shaft and the second shaft. An exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine characterized by being provided adjacent to each other. 請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の内燃機関の排気駆動式過給機において、
前記吸気通路において前記第１コンプレッサホイール及び前記第２コンプレッサホイールのうち吸気下流側に設けられる方のコンプレッサホイールを迂回する吸気側迂回通路と、
前記吸気側迂回通路へ流入する吸気の流量を可変とする吸気側可変流量弁とを備え、
前記可変流量弁の開度制御に応じて前記吸気側可変流量弁を開度制御する
ことを特徴とする内燃機関の排気駆動式過給機。 In the exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 5,
An intake-side bypass passage that bypasses one of the first compressor wheel and the second compressor wheel provided on the intake downstream side in the intake passage;
An intake-side variable flow valve that varies the flow rate of intake air flowing into the intake-side bypass passage;
An exhaust-drive supercharger for an internal combustion engine, wherein the opening of the intake-side variable flow valve is controlled according to the opening control of the variable flow valve.
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