JP2018119510A

JP2018119510A - Turbocharging system

Info

Publication number: JP2018119510A
Application number: JP2017012791A
Authority: JP
Inventors: 敬治岸下; Takaharu Kishishita; 松岡　寛; Hiroshi Matsuoka; 寛松岡
Original assignee: ACR Co Ltd
Current assignee: ACR Co Ltd
Priority date: 2017-01-27
Filing date: 2017-01-27
Publication date: 2018-08-02
Anticipated expiration: 2037-01-27
Also published as: JP6823763B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a turbocharging system capable of causing a static blade switching mechanism to switch static blades with different throttle areas according to an engine operational state, to attain flat suction pressure characteristic to an engine rotational speed over a range from low speed to high speed, thereby preventing efficiency deterioration in a low-flow rate area.SOLUTION: A turbocharging system includes a static blade switching mechanism 10 where a plurality of static blades 11-13 with different throttle areas is disposed so as to be movable in an axis direction of a turbocharger 2, in order to change a throttle area of the turbocharger 2. Three static blades 11-13 of the static blade switching mechanism 10 are subjected to switching control to the static blade 11 in response to a high-speed operational region of an engine 1, the static blade 12 in response to an intermediate-speed operational region, or the static blade 13 in response to a low-speed operational region.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

この発明は，エンジンに設けた発電電動機を備えたターボ過給システムに関する。 The present invention relates to a turbocharging system including a generator motor provided in an engine.

従来，ガソリンエンジンでは，小排気量エンジンを高過給するダウンサイジングが有力な省燃費技術として普及してきている。ディーゼルエンジンでは，ＰＭ対策としてターボ過給機は不可欠となっており，最近では新規に開発される自動車用ディーゼルエンジンのほとんどの機種にターボ過給機が装着されている。当然，ターボ過給システムにも，新技術が採用されており，エンジン回転速度に応じてタービンノズルの絞り量を変えるＶＧＳ（Variable Geometry Turbocharger System)や２個のターボチャージャ即ちターボ過給機を切り換えて使用するシーケンシャルターボ過給システムが実用化されている。 Conventionally, in gasoline engines, downsizing for high supercharging of small displacement engines has become a popular fuel-saving technology. In diesel engines, turbochargers are indispensable as a measure against PM. Recently, turbochargers are installed in most newly developed models of automotive diesel engines. Naturally, new technology is also adopted in the turbocharger system, and VGS (Variable Geometry Turbocharger System) that changes the throttle amount of the turbine nozzle according to the engine rotation speed and two turbochargers or turbochargers are switched. The sequential turbocharger system used is now in practical use.

従来，ターボ過給機即ちターボチャージャとして，一段目と二段目とのタービンを同一中心軸上に設け，構造をコンパクトにして熱放散を低減し，排気ガスエネルギーを効率的に電気エネルギーとして回収するエネルギー回収装置を備えたものが知られている。該ターボチャージャは，排気ガスエネルギーで駆動されるタービン，該タービンに設けたシャフトに取り付けたコンプレッサを有し，シャフトの外周に同一中心軸上にシャフトとは独立して回転できる中空軸の外側シャフトが設けられている。外側シャフトには，排気ガスエネルギーで駆動される発電用タービンと発電機の発電用回転子とを設け，タービンと発電用タービンとは，排気ガス流に直列に配置されている（例えば，特許文献１参照）。 Conventionally, as a turbocharger, that is, a turbocharger, the first and second stage turbines are provided on the same central axis, the structure is compact, heat dissipation is reduced, and exhaust gas energy is efficiently recovered as electrical energy. What is provided with the energy recovery apparatus which performs is known. The turbocharger has a turbine driven by exhaust gas energy, a compressor attached to a shaft provided in the turbine, and a hollow shaft outer shaft that can rotate independently of the shaft on the same central axis on the outer periphery of the shaft Is provided. The outer shaft is provided with a power generation turbine driven by exhaust gas energy and a power generation rotor of the generator, and the turbine and the power generation turbine are arranged in series with the exhaust gas flow (for example, Patent Documents). 1).

また，従来の排気ガスターボチャージャのタービンは，タービン羽根車を収容すつ収容空間と，排気ガスがそこを通過して流入する少なくとも１つの流入流路とを有するタービンハウジングを備えており，排気ガスが流入流路からそれに連通した吹込み流路を通って収容空間の中へ導流されるように構成されている。ガイド部材は，排気ガス流れをガイドするため，タービンハウジングに対して相対的に固定され，そのガイド部分が吹込み流路の中へ突出している。ガイド部材は，ガイド部分にタービンの軸方向における部分領域である第１長手方向部分を備えている（例えば，特許文献２参照）。 A conventional exhaust gas turbocharger turbine includes a turbine housing having a housing space for housing a turbine impeller and at least one inflow passage through which exhaust gas flows. The gas is introduced from the inflow channel into the accommodating space through the blow-in channel communicating with the gas. The guide member is fixed relative to the turbine housing in order to guide the exhaust gas flow, and the guide portion protrudes into the blowing passage. The guide member includes a first longitudinal direction portion that is a partial region in the axial direction of the turbine in the guide portion (see, for example, Patent Document 2).

また，従来の排気ガス駆動ターボ過給機は，内燃機関のシリンダ内と排気管で連通する排気タービン室のタービンブレードへ流入する排気ガス流速度を高めることにより，タービンブレードを素早く高回転させ，同軸上他方端部に固定したコンプレッサ−インペラを高速回転させ，シリンダ内に多量の空気を過給することにより，内燃機関の各回転域においてトルクや出力の増大を図ると共に，最適空燃比率確保による省エネルギー，排気ガスのクリーン化，環境に配慮したものである。上記排気ガス駆動ターボ過給機は，タービンブレードの環状流入口に望む位置に各誘導翼及び別の各誘導翼を備えた環状ノズル筒を設けたものであり，環状ノズル筒は低中速回転用ノズル部と高速回転用ノズル部とで構成され，タービン軸方向に移動可能とし，環状ノズル筒のいずれかを環状流入口に望む位置に位置決めして固定する構成である（例えば，特許文献３参照）。 In addition, the conventional exhaust gas driven turbocharger rapidly rotates the turbine blade at a high speed by increasing the flow speed of the exhaust gas flowing into the turbine blade of the exhaust turbine chamber communicating with the inside of the cylinder of the internal combustion engine through the exhaust pipe. A compressor-impeller fixed at the other end on the same axis rotates at high speed, and a large amount of air is supercharged into the cylinder, thereby increasing torque and output in each rotation region of the internal combustion engine and ensuring an optimal air-fuel ratio. Energy saving, clean exhaust gas, and environmental considerations. The exhaust gas-driven turbocharger is provided with an annular nozzle cylinder provided with each induction blade and each other induction blade at a desired position at the annular inlet of the turbine blade. The nozzle section for high-speed rotation and the nozzle section for high-speed rotation are movable in the turbine axial direction, and any one of the annular nozzle cylinders is positioned and fixed at a desired position on the annular inlet (for example, Patent Document 3). reference).

特開平０６−２８８２４２号公報Japanese Patent Laid-Open No. 06-288242 特表２０１５−５０３０５５号公報Special table 2015-503055 gazette 特開２００４−２１１６０８号公報Japanese Patent Laid-Open No. 2004-212608

ＩＨＩ技報，Ｖｏｌ．Ｎｏ．３（２０１１），Ｐ．４８〜５３IHI Technical Report, Vol. No. 3 (2011), p. 48-53

ところで，タービンの静翼を可変構造にするＶＧＳが実用化されているが，上記ＶＧＳでは，車両の低速領域では静翼の外周からのガス漏れによる効率悪化が大きく問題があった。即ち，多数の静翼を回転させてガスの流路面積を調整可能として吸気圧力がエンジン回転に対して一定になることをねらったシステムで実用化されている。しかしながら，ＶＧＳは，エンジン回転が低く，高い吸気圧力が必要なエンジンの低速回転時に流路を絞ったとき，高い圧力差が発生するが，これにより静翼のクリアランスからのガス漏れにより，タービン効率が大幅に悪化し，エンジンの燃費の悪化と吸気圧力上昇効果が不十分になるという欠点を有している。例えば，小型トラック用のターボを例にとって説明する。静翼の両サイドには０．１２５ｍｍの隙間が設けられている。静翼の漏れ幅は１４．３ｍｍなので，漏れ面積は０．１２５×２×１４．３＝３．６ｍｍ²静翼間の絞り面積は，
２．３×５＝１１．５ｍｍ²である。漏れ面積は絞り面積の３０％を越えている。漏れたガス流は，仕事をしないだけでなく，絞りを流れるガスの流れを乱す。これによる効率悪化は，２０ポイントを超える値となることは十分考えられる。クリアランスを単純に小さくすると，静翼の固着が発生すると言われており, 実施できない。スプリング部材を用いてクリアランスの低減と固着防止を図る試みがなされているが, 十分ではないことは明らかである( 例えば，非特許文献１）。 By the way, VGS which makes a stationary blade of a turbine variable structure has been put into practical use. However, in the above VGS, there has been a problem in that efficiency deterioration due to gas leakage from the outer periphery of the stationary blade is large in a low speed region of the vehicle. That is, it has been put to practical use in a system that aims to make the intake air pressure constant with respect to engine rotation by making it possible to adjust the gas flow path area by rotating a large number of stationary blades. However, VGS produces a high pressure difference when the flow path is throttled during low-speed rotation of an engine that requires low engine speed and requires high intake pressure. This causes gas leakage from the clearance of the stationary blades, resulting in turbine efficiency. However, the fuel consumption of the engine deteriorates and the intake pressure rise effect becomes insufficient. For example, a turbo for a small truck will be described as an example. A gap of 0.125 mm is provided on both sides of the stationary blade. Leakage width of vanes so 14.3 mm, the leakage area of the diaphragm area between 0.125 × ² × 14.3 = 3.6mm 2 stationary blade,
2.3 × 5 = 11.5 mm ² . The leak area exceeds 30% of the aperture area. The leaked gas flow not only does work, but also disturbs the gas flow through the throttle. It is conceivable that the efficiency deterioration due to this will exceed 20 points. It is said that if the clearance is simply reduced, the stationary blade will stick, which cannot be implemented. Attempts have been made to reduce clearance and prevent sticking using a spring member, but it is clearly not sufficient (for example, Non-Patent Document 1).

ＶＧＳではエンジンの低速運転域での吸気圧力上昇効果が不十分なためか，エンジンの低速域で，２台のターボ過給機を直列に使用するシーケンシャルターボ過給システムが実用化されている。しかしながら，該シーケンシャルターボ過給システムには，２個のターボ過給機を使用する作動状態から１個のターボ過給機を使用する作動状態に切り換わる作動領域において，排気バイパスと類似の現象が発生し，効率が悪化するという問題があり、エンジンの使用頻度の高い中速域ではタービン効率と燃費の悪化が避けられない。高圧タービンのガス流量とバイパスバルブのガス流量が同じ場合では，高圧タービンと低圧タービンの効率を７０％と仮定すると，高圧タービンにはガスが５０％しか流れないため，実質的な効率は３５％となる。高圧タービンと低圧タービンの平均効率は，（７０％÷２＋７０％）÷２＝５２．５％となる。 In VGS, a sequential turbocharger system that uses two turbochargers in series in the low speed region of the engine is put into practical use because the effect of increasing the intake pressure in the low speed region of the engine is insufficient. However, the sequential turbocharging system has a phenomenon similar to exhaust bypass in an operating region where the operating state using two turbochargers is switched to the operating state using one turbocharger. There is a problem that the efficiency is deteriorated, and the turbine efficiency and the fuel consumption are inevitably deteriorated in the middle speed range where the engine is frequently used. When the gas flow rate of the high-pressure turbine and the gas flow rate of the bypass valve are the same, assuming that the efficiency of the high-pressure turbine and the low-pressure turbine is 70%, only 50% of the gas flows through the high-pressure turbine. It becomes. The average efficiency of the high and low pressure turbines is (70% ÷ 2 + 70%) ÷ 2 = 52.5%.

従来，電動発電機を組み込んだターボ過給システムが開発されているが，該ターボ過給システムは，高速高負荷領域で発電電動機を発電運転してタービンの出力の一部を電力として取り出し，エンジンに装着した発電電動機を電動機運転してエンジンの駆動力として回収し，過大な吸気圧力を必要な値に低減し，中低速高負荷ではターボ過給機の発電電動機をエンジンに装着した発電電動機を発電機運転して得られる電力により電動機運転して吸気圧力を上昇させるというものである。このようなターボ過給システムは，排熱回収効果が得られるのは高速高負荷運転時のみであり，使用頻度の高い中低速運転領域では電動機運転が不可欠であり，電動機駆動電力が必要で燃費は悪化し，排熱回収効果は得られないという問題がある。また，低速のブーストを電動機で強制的に増加させる電動機組み込みターボが一部の機種で採用されているが，機能が限定的であるにもかかわらず高価であり，普及していないのが現状である。また，ディーゼルエンジンの燃費改善の手段として，排気エネルギーをクランク軸に直結したタービンにより回収するターボコンパウンドエンジンが外国のトラックメーカーにより商品化されているが，燃費改善効果が高速の高負荷に限られるためか普及はしていない。 Conventionally, a turbocharger system incorporating a motor generator has been developed. This turbocharger system generates a part of the output of the turbine as electric power by operating the generator motor in a high-speed and high-load region, and The generator motor attached to the engine is operated as a motor and collected as the driving force of the engine, the excessive intake pressure is reduced to the required value, and the generator motor with the turbocharger generator motor attached to the engine at medium to low speed and high load. The intake air pressure is increased by operating an electric motor with electric power obtained by operating the generator. In such a turbocharging system, the exhaust heat recovery effect can be obtained only during high-speed and high-load operation, and motor operation is indispensable in the medium and low-speed operation areas where the frequency of use is high. There is a problem that the exhaust heat recovery effect cannot be obtained. In addition, an electric motor built-in turbo that forcibly increases low-speed boost with an electric motor is adopted in some models, but it is expensive and not widely used despite limited functions. is there. In addition, as a means of improving the fuel efficiency of diesel engines, a turbo compound engine that collects exhaust energy by a turbine directly connected to the crankshaft has been commercialized by a foreign truck manufacturer, but the fuel efficiency improvement effect is limited to high speed and high load. It is not popular.

また，発電電動機組込みターボ過給機は，高速高負荷運転時に，コンプレッサの消費出力以上のタービン出力を発生させ，余剰の出力を発電機で電力に変え，エンジンのクランク軸に取り付けた発電電動機を電動機運転してエンジン出力を増大させるが，エンジンの回転速度の低い領域ではタービンの入口圧力が低下するので，余剰の出力が無くなり，そのため発電できなくなり，排気エネルギー回収効果も得られないのが現状である。ＶＧＳ機構を採用すれば，低速運転域でタービン入口圧力を高くすることが可能になるが，可動翼周りのガスのリークによりタービン効率が低下する。その結果，圧力が上昇しても得られるタービン仕事が減少し，燃費改善効果は得られない。逆に，排気圧力上昇の悪影響を受け，タービン仕事の増加を上回る場合もあり，この時は燃費が悪化するという問題がある。 A turbocharger with a built-in generator motor generates a turbine output that exceeds the compressor output during high-speed and high-load operation, converts the surplus output into electric power with a generator, and installs a generator motor attached to the crankshaft of the engine. Although the motor output is increased by operating the electric motor, the turbine inlet pressure decreases in the region where the engine speed is low, so there is no surplus output, so that no power can be generated and no exhaust energy recovery effect is obtained. It is. If the VGS mechanism is adopted, it is possible to increase the turbine inlet pressure in the low speed operation range, but the turbine efficiency decreases due to gas leakage around the movable blade. As a result, even if the pressure increases, the turbine work that can be obtained decreases, and the fuel efficiency improvement effect cannot be obtained. On the contrary, there is a case where the increase in turbine work is exceeded due to the adverse effect of the exhaust pressure rise, and at this time, there is a problem that the fuel consumption deteriorates.

この発明の目的は，上記の問題を解決することであり，ターボ過給システムにおけるターボ過給機に絞り面積の異なる複数の静翼を軸方向に移動可能に設け，該静翼をエンジンの運転状態に応答して切り換え，また，ターボ過給機の上記静翼の高圧側にシール機構を備え，低流量域での効率低下を防止し，低速から高速までエンジン回転速度に対してフラットな吸気圧力特性を実現するとともに広いエンジン回転速度範囲でエネルギー回収効果を得て，発電電動機組み込みターボ過給システムの問題点である低速高負荷領域での過大な電動運転による燃費悪化と高速高負荷領域の過大な発電電力による発電電動機の容量増大を防止すると共に車両走行時の軽負荷運転でも高い省エネルギー性を実現することができるターボ過給システムを提供することである。 An object of the present invention is to solve the above-described problem, and a plurality of stationary blades having different throttle areas are provided in a turbocharger in a turbocharging system so as to be movable in an axial direction, and the stationary blades are operated in an engine. Switching in response to conditions, and a turbocharger with a sealing mechanism on the high-pressure side of the stationary blade prevents the efficiency from decreasing in the low flow rate range, and the intake air is flat against the engine speed from low to high speed. Achieves pressure characteristics and energy recovery effect in a wide engine rotation speed range. The problem with the turbocharger system with built-in generator motors is the problem of fuel consumption deterioration due to excessive electric driving in the low-speed and high-load region and the high-speed and high-load region. Providing a turbocharger system that prevents the increase in capacity of generator motors due to excessive generated power and realizes high energy savings even during light-load operation during vehicle travel Is Rukoto.

この発明は，第１発電電動機を組み込んだターボ過給機，前記第１発電電動機で発電した電力の周波数を変更するインバータ，及び前記インバータの出力を駆動力に変えるエンジンに装着した第２発電電動機から成るターボ過給システムにおいて，
前記ターボ過給機の絞り面積を変更するため，異なった前記絞り面積をそれぞれ有する複数の静翼から成る静翼組立体が前記ターボ過給機の軸方向に摺動可能に配設された静翼切換え機構を備え，前記静翼切換え機構に設けられた前記静翼組立体は，少なくとも大きい絞り面積に設定された第１静翼及び小さい絞り面積に設定された第３静翼から構成され，前記静翼切換え機構は，前記エンジンの高速運転域に応答して前記第１静翼，及び低速運転域に応答して前記第３静翼に切り換え制御し，前記静翼切換え機構は，前記第１静翼及び前記第３静翼のタービン入口側にシール機構をそれぞれ設けて前記ターボ過給機の静翼入口からの排気ガスのリークを防止し，前記静翼の切り換え時の前記ターボ過給機による吸気圧力の変動を前記ターボ過給機が備えた前記第１発電電動機の電力の調整により平滑化するように制御されることを特徴とするターボ過給システムに関する。 The present invention relates to a turbocharger incorporating a first generator motor, an inverter for changing the frequency of the electric power generated by the first generator motor, and a second generator motor mounted on an engine for changing the output of the inverter to a driving force. In a turbocharging system consisting of
In order to change the throttle area of the turbocharger, a stationary blade assembly composed of a plurality of stationary blades each having a different throttle area is disposed so as to be slidable in the axial direction of the turbocharger. A stationary blade assembly provided with the stationary blade switching mechanism includes at least a first stationary blade set to a large throttle area and a third stationary blade set to a small throttle area; The stationary blade switching mechanism controls switching to the first stationary blade and the third stationary blade in response to a high speed operation region of the engine, and the stationary blade switching mechanism is configured to control the first stationary blade. Sealing mechanisms are provided on the turbine inlet sides of the first stator blade and the third stator blade to prevent exhaust gas leakage from the stator blade inlet of the turbocharger, and the turbocharger when the stator blades are switched. The turbo Charger relates turbocharger system, characterized in that it is controlled so as to smooth the power adjustment of the first generator-motor with.

また，前記静翼組立体は，前記第１静翼及び前記第３静翼に加えて，前記第１静翼と前記第３静翼との中間の絞り面積に設定された第２静翼及び／又は絞り面積最大の翼無し構造や翼枚数低減構造等の絞り面積の大きい大静翼に構成された第４静翼から構成されることもできるものである。 In addition to the first stator blade and the third stator blade, the stator blade assembly includes a second stator blade set to an intermediate throttle area between the first stator blade and the third stator blade, and It can also be constituted by a fourth stator blade configured as a large stator blade having a large aperture area, such as a bladeless structure with a maximum aperture area or a blade number reduction structure.

また，前記静翼切換え機構における前記第２静翼の前記絞り面積は，前記第１静翼の前記絞り面積の５０％〜８０％に設定されており，前記第３静翼の前記絞り面積は，前記第１静翼の前記絞り面積の２０％〜４０％に設定されているものである。前記第１静翼が翼無し構造の場合にはタービンスクロールの流入開始箇所の流路断面積を静翼枚数で除した値とするものである。 Further, the throttle area of the second stator blade in the stator blade switching mechanism is set to 50% to 80% of the throttle area of the first stator blade, and the throttle area of the third stator blade is , 20% to 40% of the aperture area of the first stationary blade. When the first stationary blade has a bladeless structure, a value obtained by dividing the flow path cross-sectional area of the turbine scroll inflow start position by the number of stationary blades is used.

また，前記静翼切換え機構は，前記エンジンの回転速度及び燃料流量に応答してコントローラの指令によってエアシリンダを作動して，前記エアシリンダの作動によって前記静翼組立体のいずれか１つの前記静翼に切り換えられるものである。 The stationary blade switching mechanism operates an air cylinder according to a command from a controller in response to the rotational speed and fuel flow rate of the engine, and the stationary blade assembly of any one of the stationary blade assemblies is activated by the operation of the air cylinder. It can be switched to a wing.

また，前記静翼切換え機構は，前記エンジンの軽負荷運転時に，絞り面積の大きい前記第１静翼に切り換えるものである。 The stationary blade switching mechanism switches to the first stationary blade having a large throttle area when the engine is operated at a light load.

また，このターボ過給システムは，前記ターボ過給機に組み込んだ前記第１発電電動機を制御することにより，前記静翼組立体のいずれかの前記静翼に切り換えることによる前記吸気圧力の急変を防止すると同時に，車両の発進時には最も絞った仕様の前記静翼に切り換え，前記第１発電電動機を電動機運転して発進時の前記吸気圧力を確保するものである。 In addition, the turbocharger system controls the first generator motor incorporated in the turbocharger to control a sudden change in the intake pressure by switching to any one of the stationary blades of the stationary blade assembly. At the same time, when the vehicle is started, the stationary blade is switched to the most narrowed specification, and the first generator motor is operated as a motor to ensure the intake pressure at the start.

また，このターボ過給システムは，前記インバータ，前記第１発電電動機，及び前記第２発電電動機の制御システムにエラーが発生した時に，過大な前記吸気圧力の上昇を防止するため前記タービン入口に取り付けたバイパス弁を自動的に開放してバイパス通路に前記排気ガスを逃がすものである。 The turbocharging system is attached to the turbine inlet in order to prevent an excessive increase in the intake pressure when an error occurs in the control system of the inverter, the first generator motor, and the second generator motor. The bypass valve is automatically opened to allow the exhaust gas to escape into the bypass passage.

また，このターボ過給システムは，前記静翼切換え機構には，前記シール機構として前記静翼のフランジ部にそれぞれ配設され且つ前記静翼を収容する環状ケースへと延びる複数のシールリングから成るシールリング機構が配設されており，前記シールリング機構により前記静翼切換え機構からの高圧部のガス漏れが防止されるものである。或いは，このターボ過給システムは，前記静翼切換え機構には，前記シール機構として前記静翼のフランジ部と前記静翼を収容する環状ケースとの間に配設された複数の突き当てプレートから成るシール突き当てプレート機構が配設されており，前記シール突き当てプレート機構により前記静翼切換え機構からの高圧部のガス漏れが防止されるものである。 In addition, the turbocharging system includes a plurality of seal rings that are disposed in the flange portion of the stationary blade as the sealing mechanism and extend to an annular case that accommodates the stationary blade as the sealing mechanism. A seal ring mechanism is disposed, and the seal ring mechanism prevents gas leakage in the high pressure portion from the stationary blade switching mechanism. Alternatively, in the turbocharger system, the stationary blade switching mechanism includes a plurality of abutting plates disposed between the flange portion of the stationary blade and an annular case that houses the stationary blade as the sealing mechanism. The seal abutting plate mechanism is provided, and the seal abutting plate mechanism prevents gas leakage in the high pressure portion from the stationary blade switching mechanism.

この発明によるターボ過給システムは，上記のように構成されているので，エンジンの低速，中速，高速の各回転領域に最適な静翼をリーク無しで切り換えることにより各エンジン回転領域でエネルギー回収効果を得ると共に，最適なブースト圧力即ち吸気圧力特性を実現できる。このターボ過給システムは，エンジンの高速回転域で静翼の絞り面積を適正に選択することができるので，静翼切り換え無しの仕様に比べ，発電電動機の最大出力を小さく設定できるので，システムの小型低コスト化が可能になる。更に，このターボ過給システムは，軽負荷領域では，絞り部の面積の絞り面積の大きい静翼を使用し，タービン入口圧力を下げ，ターボエンジンでは避けられない軽負荷域での燃費悪化を防止し，広い運転範囲で燃費の良い過給システムを提供することができる。 Since the turbocharging system according to the present invention is configured as described above, energy is recovered in each engine rotation region by switching the optimum stationary blade to each rotation region of the engine at low speed, medium speed, and high speed without leakage. In addition to obtaining the effect, it is possible to realize an optimum boost pressure, that is, an intake pressure characteristic. This turbocharger system can appropriately select the diaphragm area of the stationary blade in the high-speed rotation region of the engine, so the maximum output of the generator motor can be set smaller than the specification without the stationary blade switching. Small size and low cost are possible. Furthermore, this turbocharger system uses a stationary blade with a large throttle area in the light load area, lowers the turbine inlet pressure, and prevents fuel consumption deterioration in the light load area, which is unavoidable with turbo engines. In addition, it is possible to provide a supercharging system with good fuel efficiency over a wide driving range.

この発明によるターボ過給システムの一実施例を示す概略説明図である。It is a schematic explanatory drawing which shows one Example of the turbocharging system by this invention. 図１のターボ過給システムにおいてターボ過給機に設けた絞り面積の異なる３種の静翼を切り換える静翼切換え機構を備えたターボ過給機の一実施例を示し，（Ａ）は絞り面積の大きい静翼，（Ｂ）は絞り面積の中間の静翼，及び（Ｃ）は絞り面積の小さい静翼を示し，（Ａ１）は（Ａ）の線Ａ−Ａにおける断面図，（Ｂ１）は（Ｂ）の線Ｂ−Ｂにおける断面図，及び（Ｃ１）は（Ｃ）の線Ｃ−Ｃにおける断面図を示し，（Ａ２）は（Ａ）の符号Ａ２の領域を示す拡大図，（Ｂ２）は（Ｂ）の符号Ｂ２の領域を示す拡大図，及び（Ｃ２）は（Ｃ）の符号Ｃ２の領域を示す拡大図であり，静翼外周にシールリング機構が装着されている。FIG. 1 shows an embodiment of a turbocharger provided with a stationary blade switching mechanism for switching three types of stationary blades having different throttle areas provided in the turbocharger in the turbocharger system of FIG. (B) shows a stationary vane with an intermediate throttle area, and (C) shows a stationary vane with a small throttle area, (A1) is a sectional view taken along line AA in (A), (B1) (B) is a cross-sectional view taken along line BB, (C1) is a cross-sectional view taken along line CC in (C), (A2) is an enlarged view showing a region indicated by A2 in (A), ( (B2) is an enlarged view showing a region of B2 in (B), and (C2) is an enlarged view showing a region of C2 in (C), and a seal ring mechanism is mounted on the outer periphery of the stationary blade. 図１のターボ過給システムにおいてターボ過給機に設けた絞り面積の異なる３種の静翼を切り換える静翼切換え機構を備えたターボ過給機の別の実施例を示し，（Ａ）は絞り面積の大きい静翼，（Ｂ）は絞り面積の中間の静翼，及び（Ｃ）は絞り面積の小さい静翼を示し，（Ａ１）は（Ａ）の線Ａ−Ａにおける断面図，（Ｂ１）は（Ｂ）の線Ｂ−Ｂにおける断面図，及び（Ｃ１）は（Ｃ）の線Ｃ−Ｃにおける断面図を示し，（Ａ２）は（Ａ）の符号Ａ２の領域を示す拡大図，（Ｂ２）は（Ｂ）の符号Ｂ２の領域を示す拡大図，及び（Ｃ２）は（Ｃ）の符号Ｃ２の領域を示す拡大図であり，突き当て構造によりガスシール構造を内蔵している。1 shows another embodiment of a turbocharger equipped with a stationary blade switching mechanism for switching three types of stationary blades having different throttle areas provided in the turbocharger in the turbocharger system of FIG. A stationary blade having a large area, (B) is a stationary blade having an intermediate diaphragm area, and (C) is a stationary blade having a small diaphragm area, (A1) is a sectional view taken along line AA in (A), (B1 ) Is a cross-sectional view taken along line BB in (B), (C1) is a cross-sectional view taken along line CC in (C), (A2) is an enlarged view showing a region indicated by reference numeral A2 in (A), (B2) is an enlarged view showing the region of B2 in (B), and (C2) is an enlarged view of the region of C2 in (C), and a gas seal structure is built in by a butting structure. エンジン回転速度に対する吸気圧力を示し，エンジン回転速度に対して望ましい吸気圧力と制御しない場合の吸気圧力を示すグラフである。It is a graph which shows the intake pressure with respect to an engine rotational speed, and shows the intake pressure when not controlling with a desirable intake pressure with respect to an engine rotational speed. この発明によるターボ過給システムによるガス流量に対するタービン効率，ＶＧＢシステムによるガス流量に対するタービン効率，及びシーケンシャルシステムによるガス流量に対するタービン効率を比較したグラフを示す。The graph which compared the turbine efficiency with respect to the gas flow rate by the turbocharging system by this invention, the turbine efficiency with respect to the gas flow rate by a VGB system, and the turbine efficiency with respect to the gas flow rate by a sequential system is shown. エンジン回転速度に対する吸気圧力を示すグラフである。It is a graph which shows the intake pressure with respect to an engine speed. この発明によるターボ過給システムを用い，３段切換えを備えた静翼切換え機構の制御によるエンジン回転速度に対する吸気圧力を示すグラフである。It is a graph which shows the intake pressure with respect to the engine rotational speed by control of the stationary blade switching mechanism provided with the three-stage switching using the turbocharging system by this invention. 軽負荷域におけるターボ過給エンジンのエンジン回転速度に対する吸気圧力，排気圧力を示している。ターボをバイパスさせた場合の燃費改善率も示している。It shows the intake pressure and exhaust pressure with respect to the engine speed of the turbocharged engine in the light load range. It also shows the fuel efficiency improvement rate when the turbo is bypassed. この発明によるターボ過給システムにおける排気ガスの流れを示すターボ過給機の作動時を示す概略説明図である。It is a schematic explanatory drawing which shows the time of the action | operation of the turbocharger which shows the flow of the exhaust gas in the turbocharging system by this invention. この発明によるターボ過給システムにおける排気ガスの流れを示し，排気ガスがターボ過給機をバイパスする時を示す概略説明図である。It is a schematic explanatory drawing which shows the flow of the exhaust gas in the turbocharger system by this invention, and shows when exhaust gas bypasses a turbocharger. 静翼切換え機構における１つの静翼を静翼なしの大静翼に構成した他の実施例であり，短静翼の場合を示す概略図である。It is the other Example which comprised one stator blade in a stator blade switching mechanism to the large stator blade without a stator blade, and is the schematic which shows the case of a short stator blade. 静翼切換え機構における１つの静翼を静翼なしの大静翼に構成した更に他の実施例であり，翼枚数を低減した場合を示す概略図である。It is the schematic which shows the case where the number of blades is reduced, which is still another embodiment in which one stationary blade in the stationary blade switching mechanism is configured as a large stationary blade without a stationary blade. この発明によるターボ過給システムの作動を示す処理フロー図である。It is a processing flowchart which shows the action | operation of the turbocharging system by this invention.

以下，図面を参照して，この発明によるターボ過給システムの実施例を説明する。図１には，この発明によるターボ過給システムの一実施例が示されている。このターボ過給システムは，ターボ過給機２に組み込んだ発電電動機３（第１発電電動機）とエンジン１に装着した発電電動機４（第２発電電動機）をインバータ５を介して接続し，ターボ過給機２のタービン８で発生した余剰の出力をタービン８に組み込んだ電動発電機３を発電機として駆動し，発生した電力をエンジン１に取り付けた発電電動機４に供給し，駆動力としてエンジン１に戻し，排気ガスのエネルギーを回収するシステムである。具体的には，このターボ過給システムは，概して，発電電動機３を組み込んだターボ過給機２，発電電動機３で発電した電力の周波数を変更するため発電電動機３に接続して電力線３９に配設されたインバータ５，及び発電電動機３に電力線３９で接続され且つインバータ５の出力を駆動力に変えるエンジン１に装着した発電電動機４から構成されている。ターボ過給機２は，排気マニホルド７からの排気ガスで仕事をして排気管４３へと排気ガスを排出する。ターボ過給機２は，エンジン１に取り付けられた排気マニホルド７の集合排気管がタービンスクロール２３に連通して取り付けられている。ターボ過給機２は，回転軸１７の一端に動翼であるタービン翼９が固定されたタービンスクロール２３を持つタービン８，及びその他端にコンプレッサスクロール３８を持つコンプレッサ１９が固定されている。タービン８とコンプレッサ１９との間には，マグネットロータ４６とステータ４７から成る発電電動機３が配設されている。また，エンジン１の出力軸６には，プーリ２２が取り付けられ，プーリ２２に掛けられた駆動ベルト２１を通じて発電電動機４の回転軸１８に動力伝達されるように構成されている。ターボ過給機２は，エンジン１の排気ガスで作動されるタービン８，及びタービン８の回転で回転軸１７を通じて回転するコンプレッサ１９から成り，コンプレッサ１９の作動によってエンジン１への吸気圧力が制御されるものである。 Embodiments of a turbocharging system according to the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a turbocharging system according to the present invention. This turbocharger system connects a generator motor 3 (first generator motor) incorporated in a turbocharger 2 and a generator motor 4 (second generator motor) mounted on the engine 1 via an inverter 5 to connect the turbocharger. The motor generator 3 in which surplus output generated in the turbine 8 of the feeder 2 is incorporated in the turbine 8 is driven as a generator, and the generated electric power is supplied to the generator motor 4 attached to the engine 1, and the engine 1 is used as a driving force. This is a system that recovers exhaust gas energy. Specifically, this turbocharger system is generally connected to the generator motor 3 and distributed to the power line 39 in order to change the frequency of the electric power generated by the turbocharger 2 and the generator motor 3 incorporating the generator motor 3. The inverter 5 and the generator motor 3 are connected to each other by a power line 39 and the generator motor 4 is mounted on the engine 1 that converts the output of the inverter 5 into a driving force. The turbocharger 2 works with the exhaust gas from the exhaust manifold 7 and discharges the exhaust gas to the exhaust pipe 43. In the turbocharger 2, a collective exhaust pipe of an exhaust manifold 7 attached to the engine 1 is attached in communication with a turbine scroll 23. In the turbocharger 2, a turbine 8 having a turbine scroll 23 to which a turbine blade 9 as a moving blade is fixed at one end of a rotating shaft 17 and a compressor 19 having a compressor scroll 38 to another end are fixed. A generator motor 3 including a magnet rotor 46 and a stator 47 is disposed between the turbine 8 and the compressor 19. A pulley 22 is attached to the output shaft 6 of the engine 1, and the power is transmitted to the rotating shaft 18 of the generator motor 4 through a drive belt 21 that is hung on the pulley 22. The turbocharger 2 includes a turbine 8 that is operated by the exhaust gas of the engine 1 and a compressor 19 that rotates through a rotating shaft 17 by the rotation of the turbine 8, and the intake pressure to the engine 1 is controlled by the operation of the compressor 19. Is.

この発明によるターボ過給システムは，特に，ターボ過給機２の絞り面積を変更するため，異なった絞り面積をそれぞれ有する複数の静翼１１，１２，１３がターボ過給機２の軸方向に移動可能に配設された静翼切換え機構１０によってエンジン１の運転状況に応答してコントローラ４０の指令で適正な絞り面積を持った静翼１１，１２又は１３に切り換え，図５に示すように，シーケンシャルターボやＶＧＳと比べ広いガス流量範囲で高いタービン効率を実現すること特徴としている。静翼切換え機構１０には，静翼１１，静翼１２，及び静翼１３のタービン入口２４側にシール機構をそれぞれ設けられており，ターボ過給機２からの排気ガスのリークを防止する構造に構成されている。静翼切換え機構１０に設けたシール機構の例としては，図２に示すように，静翼１１，１２，１３のフランジ部にそれぞれ配設されて静翼１１，１２，１３から成る静翼組立体２８を収容する環状ケース３０へと延びる複数のシールリングから成るシールリング機構１４であり，そのシールリング機構１４により静翼切換え機構１０からの高圧部のガス漏れを防止することができる。或いは，図３に示すように，静翼１１，１２，１３のそれぞれのフランジ部と静翼１１，１２，１３から成る静翼組立体２８を収容する環状ケース３０との間に配設された複数のプレートから成るシール突き当てプレート機構１５であり，そのシール突き当てプレート機構１５により静翼切換え機構１０からの高圧部のガス漏れを防止することができる。また，静翼切換え機構１０は，図２又は図３に示すように，大きい絞り面積に設定された静翼１１（第１静翼），中間の絞り面積に設定された静翼１２（第２静翼），及び小さい絞り面積に設定された静翼１３（第３静翼）から構成されている。静翼切換え機構１０は，コントローラ４０によってエンジン１の高速運転域に応答して静翼１１，中速運転域に応答して静翼１２，及び低速運転域に応答して静翼１３に，高圧エアライン４１を通じて高圧エアが送り込まれてエアシリンダ１６が作動して切り換え制御されるように構成されている。エアシリンダ１６は，大気開放ラインを通じてエアシリンダ１６内の高圧エアが大気開放されて作動が停止する。このターボ過給システムでは，静翼切換え機構１０における静翼１２の絞り面積は，静翼１１の絞り面積の５０％〜８０％に設定されており，静翼１３の絞り面積は，静翼１１の絞り面積の２０％〜４０％に設定されている。また，絞り面積最大の静翼は，翼無し構造に構成することも可能である。また，静翼切換え機構１０は，図２に示されるように，静翼１１〜１３のフランジ部にシールリング機構１４を装着し，高圧部のガス漏れを防止したものである。或いは，静翼切換え機構１０は，図３に示されるように，突き当て構造による静翼１１〜１３のフランジ部に付き当てプレート機構１５を装着し，高圧部のガス漏れを防止したものである。 In the turbocharger system according to the present invention, in particular, in order to change the throttle area of the turbocharger 2, a plurality of stationary blades 11, 12, 13 having different throttle areas are arranged in the axial direction of the turbocharger 2. In response to the operating state of the engine 1, the stationary blade switching mechanism 10 movably disposed switches to the stationary blade 11, 12 or 13 having an appropriate throttle area in response to a command from the controller 40, as shown in FIG. , It is characterized by achieving high turbine efficiency in a wide gas flow range compared to sequential turbo and VGS. The stationary blade switching mechanism 10 is provided with a sealing mechanism on the turbine inlet 24 side of the stationary blade 11, the stationary blade 12, and the stationary blade 13, respectively, and prevents the exhaust gas from leaking from the turbocharger 2. It is configured. As an example of the sealing mechanism provided in the stationary blade switching mechanism 10, as shown in FIG. 2, a stationary blade assembly including the stationary blades 11, 12, and 13 disposed on the flange portions of the stationary blades 11, 12, and 13, respectively. The seal ring mechanism 14 includes a plurality of seal rings extending to the annular case 30 that accommodates the three-dimensional body 28, and the seal ring mechanism 14 can prevent gas leakage from the high pressure portion from the stationary blade switching mechanism 10. Alternatively, as shown in FIG. 3, each of the stationary blades 11, 12, and 13 is disposed between the flange portion and the annular case 30 that houses the stationary blade assembly 28 including the stationary blades 11, 12, and 13. The seal abutting plate mechanism 15 is composed of a plurality of plates, and the seal abutting plate mechanism 15 can prevent gas leakage in the high pressure portion from the stationary blade switching mechanism 10. Further, as shown in FIG. 2 or 3, the stationary blade switching mechanism 10 includes a stationary blade 11 (first stationary blade) set to a large throttle area and a stationary blade 12 (second stator) set to an intermediate throttle area. A stationary blade) and a stationary blade 13 (third stationary blade) set to have a small aperture area. The stationary blade switching mechanism 10 is controlled by the controller 40 in response to the stationary blade 11 in response to the high speed operation region of the engine 1, the stationary blade 12 in response to the medium speed operation region, and the stationary blade 13 in response to the low speed operation region. The high pressure air is sent through the air line 41, and the air cylinder 16 is operated to be switched. The operation of the air cylinder 16 stops when the high-pressure air in the air cylinder 16 is released to the atmosphere through the atmosphere release line. In this turbocharging system, the diaphragm area of the stationary blade 12 in the stationary blade switching mechanism 10 is set to 50% to 80% of the diaphragm area of the stationary blade 11, and the diaphragm area of the stationary blade 13 is the stationary blade 11. 20% to 40% of the aperture area. In addition, the stationary blade with the largest aperture area can be configured as a bladeless structure. Further, as shown in FIG. 2, the stationary blade switching mechanism 10 is provided with a seal ring mechanism 14 attached to the flange portions of the stationary blades 11 to 13 to prevent gas leakage in the high pressure portion. Alternatively, as shown in FIG. 3, the stationary blade switching mechanism 10 is provided with an abutment plate mechanism 15 attached to the flange portion of the stationary blades 11 to 13 by the abutting structure to prevent gas leakage in the high pressure portion. .

まず，図２には，このターボ過給システムにおけるターボ過給機の一実施例が示されている。ターボ過給機２は，絞り面積の異なる３種の静翼１１〜１３を切り換える静翼切換え機構１０を備えている。図２において，（Ａ）は絞り面積の大きい静翼１１，（Ｂ）は絞り面積の中間の静翼１２，及び（Ｃ）は絞り面積の小さい静翼１３を示しており，（Ａ１）は（Ａ）の線Ａ−Ａにおける断面図であり，（Ｂ１）は（Ｂ）の線Ｂ−Ｂにおける断面図であり，更に，（Ｃ１）は（Ｃ）の線Ｃ−Ｃにおける断面図を示している。また，（Ａ２）は（Ａ）の符号Ａ２の領域を示す拡大図であり，（Ｂ２）は（Ｂ）の符号Ｂ２の領域を示す拡大図であり，更に（Ｃ２）は（Ｃ）の符号Ｃ２の領域を示す拡大図である。図２に示された静翼切換え機構１０は，３種の静翼１１，１２，１３が軸方向に順次配設された静翼組立体２８が環状ケース３０内に摺動可能に組み込まれている。環状ケース３０には，排気ガスが流入する開口２９が形成されており，開口２９はタービンスクロール２３に連通しており，静翼１１，１２，１３間をシールするため，図２ではシールリング機構１４が開口２９側に設けられている。 First, FIG. 2 shows an embodiment of a turbocharger in this turbocharger system. The turbocharger 2 includes a stationary blade switching mechanism 10 that switches three types of stationary blades 11 to 13 having different throttle areas. In FIG. 2, (A) shows a stationary blade 11 having a large throttle area, (B) shows a stationary blade 12 having an intermediate throttle area, and (C) shows a stationary blade 13 having a small throttle area. It is sectional drawing in line AA of (A), (B1) is sectional drawing in line BB of (B), Furthermore, (C1) is sectional drawing in line CC of (C). Show. Further, (A2) is an enlarged view showing a region of A2 in (A), (B2) is an enlarged view showing a region of B2 in (B), and (C2) is a code of (C). It is an enlarged view which shows the area | region of C2. The stationary blade switching mechanism 10 shown in FIG. 2 includes a stationary blade assembly 28 in which three types of stationary blades 11, 12, and 13 are sequentially arranged in the axial direction and is slidably incorporated in an annular case 30. Yes. The annular case 30 is formed with an opening 29 through which exhaust gas flows. The opening 29 communicates with the turbine scroll 23 and seals between the stationary blades 11, 12, and 13. 14 is provided on the opening 29 side.

次に，図３には，このターボ過給システムにおけるターボ過給機の別の実施例が示されている。図３に示すターボ過給機２に設けた静翼切換え機構１０は，図２に示すターボ過給機２に設けた静翼切換え機構１０と実質的には同一であり，図２の静翼切換え機構１０がシール手段としてシールリング機構１４を用いているのに対して，図３の静翼切換え機構１０がシール手段として付当てプレート機構１５を用いている点が異なるのみである。図３において，（Ａ）は絞り面積の大きい静翼１１，（Ｂ）は絞り面積の中間の静翼１２，及び（Ｃ）は絞り面積の小さい静翼１３を示しており，（Ａ１）は（Ａ）の線Ａ−Ａにおける断面図であり，（Ｂ１）は（Ｂ）の線Ｂ−Ｂにおける断面図であり，更に，（Ｃ１）は（Ｃ）の線Ｃ−Ｃにおける断面図を示している。また，（Ａ２）は（Ａ）の符号Ａ２の領域を示す拡大図であり，（Ｂ２）は（Ｂ）の符号Ｂ２の領域を示す拡大図であり，更に（Ｃ２）は（Ｃ）の符号Ｃ２の領域を示す拡大図である。 Next, FIG. 3 shows another embodiment of the turbocharger in this turbocharger system. The stationary blade switching mechanism 10 provided in the turbocharger 2 shown in FIG. 3 is substantially the same as the stationary blade switching mechanism 10 provided in the turbocharger 2 shown in FIG. The only difference is that the switching mechanism 10 uses the seal ring mechanism 14 as the sealing means, whereas the stationary blade switching mechanism 10 in FIG. 3 uses the abutting plate mechanism 15 as the sealing means. In FIG. 3, (A) shows a stationary blade 11 having a large throttle area, (B) shows a stationary blade 12 having an intermediate throttle area, and (C) shows a stationary blade 13 having a small throttle area. It is sectional drawing in line AA of (A), (B1) is sectional drawing in line BB of (B), Furthermore, (C1) is sectional drawing in line CC of (C). Show. Further, (A2) is an enlarged view showing a region of A2 in (A), (B2) is an enlarged view showing a region of B2 in (B), and (C2) is a code of (C). It is an enlarged view which shows the area | region of C2.

静翼切換え機構１０は，静翼１１，静翼１２，及び静翼１３の高圧側即ちスクロール２３側にシールリング機構１４がそれぞれ設けられている。図２に示されているシールリング機構１４，又は図３に示されているシール付当てプレート機構１５は，排気ガスのリークを防止するものである。静翼切換え機構１０の静翼１１〜１３の切り換え時に，ターボ過給機２の吸気圧力の変動を平滑化するため，ターボ過給機２が備えた発電電動機３で得た電力を，インバータ５を介して発電電動機４に供給し，発電電動機４を電動機運転してエンジン１に供給して吸気圧力を調整し，吸気圧力を平滑化するように制御されている。また，吸気圧力は吸気圧力信号線３６を通じてコントローラ２０からコントロールユニット４０に送られ，コントロールユニット４０がエンジン回転速度及び燃料流量に応答して静翼切換え機構１０に作動指令を出し，最適の静翼１１〜１３に切り換えて所望の吸気圧力に制御される。図４には，エンジン１の回転速度に対して，ターボ過給機２を備えたエンジン１で必要な吸気圧力特性の望ましい吸気圧力と，ターボ過給機２の制御無での吸気圧力特性が示されている。ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの往復動エンジンの場合，エンジン１の回転速度にかかわらず，１サイクルでエンジン１に送りこむ空気量はグラフＡで示すように，一定であることが望ましく，また，空気流量を増大させるターボ過給機２の場合も，エンジン１の回転速度にかかわらず，一定の過給圧力が得られることが望ましい。ところが，ターボ過給機２は流体機械であるため，エンジン１の回転速度が上昇して時間当たりのガス流量が増加すると，圧力差が増大するために１サイクル当たりのタービン仕事が増え，過給圧力が回転速度と共に増大する。 The stationary blade switching mechanism 10 is provided with a seal ring mechanism 14 on the high pressure side of the stationary blade 11, the stationary blade 12, and the stationary blade 13, that is, the scroll 23 side. The seal ring mechanism 14 shown in FIG. 2 or the sealing plate mechanism 15 with seal shown in FIG. 3 prevents the exhaust gas from leaking. In order to smooth the fluctuation of the intake pressure of the turbocharger 2 when the stationary blades 11 to 13 of the stationary blade switching mechanism 10 are switched, the electric power obtained by the generator motor 3 provided in the turbocharger 2 is converted to the inverter 5. The generator motor 4 is supplied to the engine 1, and the generator motor 4 is operated as a motor and supplied to the engine 1 to adjust the intake pressure and smooth the intake pressure. The intake pressure is sent from the controller 20 to the control unit 40 through the intake pressure signal line 36, and the control unit 40 issues an operation command to the stationary blade switching mechanism 10 in response to the engine speed and the fuel flow rate. It switches to 11-13 and is controlled to a desired intake pressure. FIG. 4 shows the desired intake pressure characteristic of the intake pressure characteristic required for the engine 1 equipped with the turbocharger 2 and the intake pressure characteristic without the control of the turbocharger 2 with respect to the rotational speed of the engine 1. It is shown. In the case of a reciprocating engine such as a gasoline engine or a diesel engine, it is desirable that the amount of air sent to the engine 1 in one cycle is constant as shown in the graph A regardless of the rotational speed of the engine 1, and the air flow rate In the case of the turbocharger 2 that increases the pressure, it is desirable that a constant supercharging pressure be obtained regardless of the rotational speed of the engine 1. However, since the turbocharger 2 is a fluid machine, when the rotational speed of the engine 1 increases and the gas flow rate per hour increases, the pressure difference increases, so the turbine work per cycle increases, and the supercharger increases. The pressure increases with the rotational speed.

図２には，このターボ過給システムにおけるターボ過給機２に設けられた絞り面積の異なる静翼１１〜１３を，静翼切換え機構１０を作動して適正な絞り面積の静翼１１〜１３に切り換えるため軸方向に移動可能に構成されている。静翼切換え機構１０は，エンジン１の回転速度に対して，最適な静翼１１〜１３を選択可能としたシステムであり，タービンスクロール２３と静翼１〜１３との連通箇所でのガス漏れを防止するためシールリング機構１４が設けられている。このターボ過給システムは，例えば，エンジン１の軽負荷運転時に，エンジン１の負荷に応答してコントローラ４０によって最も絞り面積の大きい静翼１１に切り換えられるように制御されるものである。即ち，このターボ過給システムは，ターボ過給機２に組み込んだ発電電動機３を制御することにより，静翼１１，静翼１２，及び静翼１３のいずれかの静翼に切り換え，吸気圧力の急変を防止すると同時に，車両の発進時には静翼を最も絞った仕様の静翼１１に切り換え，発電電動機４を電動機運転して発進時の吸気圧力を確保するものである。 In FIG. 2, the stationary blades 11 to 13 having different throttle areas provided in the turbocharger 2 in this turbocharger system are operated by operating the stationary blade switching mechanism 10 and the stationary blades 11 to 13 having an appropriate throttle area. It is configured to be movable in the axial direction for switching to The stationary blade switching mechanism 10 is a system that allows the optimum stationary blades 11 to 13 to be selected with respect to the rotational speed of the engine 1, and prevents gas leakage at the communication point between the turbine scroll 23 and the stationary blades 1 to 13. A seal ring mechanism 14 is provided to prevent this. This turbocharging system is controlled so that, for example, when the engine 1 is operated at a light load, the controller 40 is switched to the stationary blade 11 having the largest throttle area in response to the load of the engine 1. In other words, this turbocharging system controls the generator motor 3 incorporated in the turbocharger 2 to switch to the stationary blade 11, the stationary blade 12, or the stationary blade 13, and adjusts the intake pressure. At the same time as preventing sudden change, at the time of starting the vehicle, the stationary blade is switched to the stationary blade 11 with the most narrowed specification, and the generator motor 4 is operated as a motor to ensure the intake pressure at the time of starting.

また，このターボ過給システムは，図９には，エンジン１からの排気ガスがターボ過給機２を作動する時の状態を示しており，ターボ過給機２でコンプレッサ１９が作動される。図１０には，このターボ過給システムにおいて，インバータ５，発電電動機３，及び発電電動機４の制御システムにエラーが発生したとき，過大な吸気圧力の上昇を防止するためタービン入口２４に取り付けたバイパス弁２５がエアシリンダ２６が作動して自動的に開放され，排気ガスがバイパス通路２７に排気するものである。この時にはコンプレッサ１９を無効にするため，エアシリンダ３２が作動してバイパス弁２５が開放し，吸気はコンプレッサ１９をバイパスして流れる。 FIG. 9 shows a state in which the exhaust gas from the engine 1 operates the turbocharger 2 in this turbocharger system, and the compressor 19 is operated by the turbocharger 2. FIG. 10 shows a bypass attached to the turbine inlet 24 in order to prevent an excessive increase in intake pressure when an error occurs in the control system of the inverter 5, the generator motor 3, and the generator motor 4 in this turbocharger system. The valve 25 is automatically opened when the air cylinder 26 is operated, and exhaust gas is exhausted to the bypass passage 27. At this time, in order to disable the compressor 19, the air cylinder 32 is activated and the bypass valve 25 is opened, and the intake air flows bypassing the compressor 19.

このターボ過給システムは，図５には，排気ガスの流量に対するタービン効率が示されている。図５に示すように，このターボ過給システムは，エンジン１の運転状況に応答して，静翼切換え機構１０を作動して静翼１１〜１３のうち，適正な静翼１１，１２又は１３を選択して，３段階に切り換えられるので，広い回転速度範囲で高いタービン効率を維持することができる。このターボ過給システムでは，静翼１１〜１３の切り換え時の吸気圧力の段差は，発電電動機３の運転により平滑化することができる。更に，発電電力をエンジン１に取り付けた発電電動機４を電動機運転することにより，エンジン１の駆動力とすることにより，排気エネルギーの回収を行い燃費改善効果を得ることができる。図５では，対比のため，ＶＧＳターボ過給機とシーケンシャルターボ過給機の場合を示しており，ＶＧＳターボ過給機の場合にはガス流量が少ない場合にはタービン効率は低く，また，シーケンシャルターボ過給機の場合には途中で低下するという問題があった。 FIG. 5 shows the turbine efficiency with respect to the flow rate of the exhaust gas. As shown in FIG. 5, this turbocharging system operates the stationary blade switching mechanism 10 in response to the operating state of the engine 1 to select an appropriate stationary blade 11, 12 or 13 among the stationary blades 11 to 13. Can be switched to three stages, so that high turbine efficiency can be maintained over a wide rotational speed range. In this turbocharging system, the difference in intake pressure when switching the stationary blades 11 to 13 can be smoothed by the operation of the generator motor 3. Further, by operating the generator motor 4 with the generated power attached to the engine 1 as a motor, the driving power of the engine 1 can be used to recover exhaust energy and obtain a fuel efficiency improvement effect. For comparison, FIG. 5 shows a case of a VGS turbocharger and a sequential turbocharger. In the case of a VGS turbocharger, the turbine efficiency is low when the gas flow rate is small, and the sequential turbocharger is low. In the case of a turbocharger, there was a problem that it dropped in the middle.

また，発電電動機３を組み込んだターボ過給機２とエンジン１に取り付けた発電電動機４により排気エネルギーを回収するシステムが実用化されているが，図６に示すように，ターボ過給機２の特徴によって，高速高負荷では，排気エネルギー回収効果が得られるが，低速運転時には，タービン仕事が得られず，電動機運転により吸気圧力を高めるため燃費が悪化するという欠点がある。回収効果を得られる回転速度を下げようとすると高速での発電電力が大きくなり，大電力の発電機，インバータ５が必要になるため，システムが高額になる。この発明によるターボ過給システムは，静翼１１〜１３を３段階に切り換えることができるシステムであり，図７には，静翼１１〜１３を3 段階に切り換えた場合の発電電力が示されている。静翼１１〜１３を3 段階に切り換えることにより，高速の発電電力を適正なレベルに抑制し，システムのコスト低減が可能になる。更に，エンジン１の軽負荷運転時にはタービンの効率が低いため図８に示すように吸気圧力に比べ，タービン出口圧力が高くなり，ターボ無しエンジンより燃費が悪化する。可変静翼機構即ち静翼切換え機構１０により軽負荷域で絞り面積の大きい静翼１１〜１３を使用することにより排気圧力を通常ターボ以下に低減することが可能で軽負荷の燃費をターボなしエンジンに近づけることができる。また，静翼切換え機構１０のうち１つの静翼を絞り面積の大きい大静翼（第４静翼）に変更することができ，その場合は，タービンスクロール２３の設計を最適化することにより，静翼無し構造，或いは，図１１に示すように，静翼を短静翼４４に構成したり，図１２に示すように，翼枚数低減構造の静翼４５に構成することができ，それにより所定の絞り効果を得ることができる。静翼無しにすることにより，静翼表面で発生する摩擦損失の低減が可能となる。しかしながら，静翼全体の構造上，全く静翼無しにはできないので，図１１に示すように，外周に短い翼を並べる構造，又は図１２に示すように，翼の枚数を大幅に低減する構造が好ましいものである。 Further, a system for recovering exhaust energy by a turbocharger 2 incorporating a generator motor 3 and a generator motor 4 attached to the engine 1 has been put into practical use. As shown in FIG. Due to the characteristics, exhaust energy recovery effect can be obtained at high speed and high load, but turbine work cannot be obtained at low speed operation, and the fuel consumption deteriorates because the intake pressure is increased by motor operation. If the rotational speed at which the recovery effect can be obtained is reduced, the generated power at high speed increases, and a high-power generator and inverter 5 are required, which makes the system expensive. The turbocharging system according to the present invention is a system capable of switching the stationary blades 11 to 13 to three stages. FIG. 7 shows the generated power when the stationary blades 11 to 13 are switched to three stages. Yes. By switching the stator blades 11 to 13 in three stages, high-speed generated power can be suppressed to an appropriate level, and the cost of the system can be reduced. Furthermore, since the efficiency of the turbine is low when the engine 1 is operated at a light load, the turbine outlet pressure is higher than the intake pressure as shown in FIG. By using the stationary vanes 11 to 13 having a large throttle area in the light load region by the variable vane mechanism, that is, the stationary blade switching mechanism 10, the exhaust pressure can be reduced below the normal turbo, and the light fuel consumption of the turbo is reduced. Can be approached. In addition, one of the stator blade switching mechanisms 10 can be changed to a large stator blade (fourth stator blade) having a large throttle area. In this case, by optimizing the design of the turbine scroll 23, A stationary vane-free structure, or a stationary vane can be configured as a short stationary blade 44 as shown in FIG. 11, or a stationary blade 45 with a reduced number of blades as shown in FIG. A predetermined aperture effect can be obtained. By eliminating the vane, it is possible to reduce the friction loss that occurs on the surface of the vane. However, because the entire structure of the stationary blade cannot be completely eliminated, a structure in which short blades are arranged on the outer periphery as shown in FIG. 11, or a structure that greatly reduces the number of blades as shown in FIG. Is preferred.

システムの不具合により発電電力の制御ができなくなると，過大な吸気圧力が発生する危険が生じる。このときは，図２又は図３に示す機構によりタービン入口圧力を機械的に制御して過大なタービン入口圧力の発生による過大なブーストの発生を防止し，エンジン１の破損を防ぐようにする。静翼１１〜１３のシール構造は，図３に示すように，シールリング機構１４を使用しないシール付き当てプレート機構１５の静翼切換え機構１０を採用することが可能である。突き当て方式であり，摩耗の発生が少ないので大型トラックのように長寿命を要求される仕様にはこの方式を採用する。 If the generated power cannot be controlled due to a malfunction of the system, there is a risk of excessive intake pressure. At this time, the turbine inlet pressure is mechanically controlled by the mechanism shown in FIG. 2 or FIG. 3 to prevent an excessive boost due to the excessive turbine inlet pressure and to prevent the engine 1 from being damaged. As shown in FIG. 3, the sealing structure of the stationary blades 11 to 13 can employ the stationary blade switching mechanism 10 of the contact plate mechanism 15 with a seal that does not use the seal ring mechanism 14. This is an abutment method, and since it does not generate much wear, this method is adopted for specifications that require a long service life, such as large trucks.

図１３に示されている処理フロー図を参照して，このターボ過給システムの作動について説明する。まず，このターボ過給システムについて，エンジンコントロールユニット２０（ＥＣＵと呼ぶ）より，キースイッチＯＮ−ＯＦＦ信号線３７からの信号を取り込んだ時点で，プログラムをスタートさせる。そこで，同様にＥＣＵ２０から車両の車速Ｖを車速信号線３３から読み込み( ステップＳ１) ，車両が停止しているか否かを判断する（ステップＳ２）。車両が停止している場合（Ｖ＝０）には，ステップＳ１７に進み，車両が車速Ｖ＞０がある場合には，ステップ３に進む。車両の発進時に，電動駆動ステップを開始する。車両が停止している場合には，クラッチペダルセンサによりクラッチ３１の踏み込み角度３２即ちクラッチペダル角度αを計測する( ステップＳ１７) 。クラッチペダル角度αが踏み込み判定角度α０を越えた時点で（ステップＳ１８），クラッチ合わせ判定を開始し，クラッチペダル角度αを計測する( ステップＳ１９) 。αがクラッチ合わせ角度α１より小さくなった時点で（ステップＳ２０），ターボ過給機２の発電電動機３を駆動して発電電動機３を電動機運転を開始する( ステップＳ２１) 。電動機運転開始後に，エンジン１の回転速度ＮＥをエンジン回転速度信号線３４から読み込み（ステップＳ２２），エンジン１の回転速度ＮＥが発進終了判定回転速度ＮＥ０を越えた時点で( ステップＳ２３) ，定常運転制御に移行し（ステップＳ２４），車両が車速Ｖを持って進行しているとして，処理はステップＳ３に進む。 The operation of this turbocharger system will be described with reference to the process flow diagram shown in FIG. First, with respect to the turbocharging system, a program is started when a signal from the key switch ON-OFF signal line 37 is taken in from the engine control unit 20 (referred to as ECU). Therefore, similarly, the vehicle speed V of the vehicle is read from the vehicle speed signal line 33 from the ECU 20 (step S1), and it is determined whether or not the vehicle is stopped (step S2). If the vehicle is stopped (V = 0), the process proceeds to step S17. If the vehicle has a vehicle speed V> 0, the process proceeds to step 3. When the vehicle starts, the electric drive step is started. When the vehicle is stopped, the depression angle 32 of the clutch 31, that is, the clutch pedal angle α is measured by the clutch pedal sensor (step S17). When the clutch pedal angle α exceeds the depression determination angle α0 (step S18), clutch determination is started and the clutch pedal angle α is measured (step S19). When α becomes smaller than the clutch engagement angle α1 (step S20), the generator motor 3 of the turbocharger 2 is driven to start the motor operation of the generator motor 3 (step S21). After starting the motor operation, the rotational speed NE of the engine 1 is read from the engine rotational speed signal line 34 (step S22). When the rotational speed NE of the engine 1 exceeds the start end determination rotational speed NE0 (step S23), steady operation is performed. The process proceeds to control (step S24), and the process proceeds to step S3 assuming that the vehicle is traveling at the vehicle speed V.

このターボ過給システムにおいて，ステップＳ３では，車両は定常運転制御であり，エンジン１の回転速度ＮＥを読み込み，先に読み込んだエンジン回転速度ＮＥ１と対比し（ステップＳ４），エンジン１が増速中に使用する増速時切替マップ及び増速時ＮＴマップ（ステップＳ５）と，減速時に使用する減速時切替マップと減速時ＮＴマップ（ステップＳ６）のどちらかを選択し，それを読み込む。エンジン１の回転速度ＮＥをＮＥ１として次の増速減速判断に備える。（ステップＳ７），ＥＣＵ２０から燃料流量ＧＦをエンジン燃料流量信号線３５から読み込み（ステップＳ８），更にターボ過給機２の回転速度ＮＴを読み込む（ステップＳ９）。エンジン１の回転速度ＮＥ，燃料流量ＧＦにより切替マップから静翼１１〜１３の適正な静翼を選定し，静翼切換え機構１０を作動して静翼を選定した位置に移動させる（ステップＳ１０）。選択したＮＴマップに従い，ＮＴ０を算定し，ＮＴとＮＴ０から発電運転電力又は電動機運転電力を算定し，この電力でターボ過給機２内蔵の発電電動機を電動機運転又は発電運転してターボ過給機２の回転速度を所定の値にコントロールする（ステップＳ１１）。 In this turbocharging system, in step S3, the vehicle is in steady operation control, and the rotational speed NE of the engine 1 is read and compared with the previously read engine rotational speed NE1 (step S4). Select one of the acceleration switching map and the acceleration NT map (step S5) used for the deceleration, the deceleration switching map and the deceleration NT map (step S6) used during deceleration, and read them. The rotational speed NE of the engine 1 is set to NE1 to prepare for the next acceleration / deceleration determination. (Step S7), the fuel flow rate GF is read from the ECU 20 from the engine fuel flow rate signal line 35 (Step S8), and the rotational speed NT of the turbocharger 2 is further read (Step S9). An appropriate stationary blade of the stationary blades 11 to 13 is selected from the switching map according to the rotational speed NE of the engine 1 and the fuel flow rate GF, and the stationary blade switching mechanism 10 is operated to move the stationary blade to the selected position (step S10). . According to the selected NT map, NT0 is calculated, and the generated operation power or motor operation power is calculated from NT and NT0, and the turbocharger is driven by the motor operation or power generation operation of the generator motor with built-in turbocharger 2 using this power. 2 is controlled to a predetermined value (step S11).

次いで，排気エネルギーの回生効果の変化によるトルクの変動を防止するため，燃料流量制御システムに燃料流量補正値マップから算定した燃料流量補正量を伝達し，トルクの不連続を防止する（ステップＳ１２）。エンジン１の吸気圧力ＰＩＮを吸気圧力信号線から読込み( ステップＳ１３) ，ＰＩＮが許容最大値ＰＩＮＭＡＸ以下の場合には，キーＯＮし（ステップＳ１５），処理はステップＳ３に進み，また，何らかの不具合でＰＩＮが許容最大値ＰＩＮＭＡＸを超えた場合には（ステップＳ１４），静翼１１〜１３を絞り面積最大の仕様に切替え（ステップＳ１６) エンジン１の燃料流量を制限し過大吸気圧力の発生を防止した非常時運転モードに切替運転を継続する（ステップＳ２５）。キースイッチ信号を監視し，スイッチがＯＦＦとなった時点（ステップＳ２６）で，システムを停止する（ステップＳ２７）。 Next, in order to prevent torque fluctuation due to a change in the regeneration effect of exhaust energy, the fuel flow rate correction amount calculated from the fuel flow rate correction value map is transmitted to the fuel flow rate control system to prevent torque discontinuity (step S12). . The intake pressure PIN of the engine 1 is read from the intake pressure signal line (step S13). If the PIN is less than or equal to the allowable maximum value PINMAX, the key is turned on (step S15), and the process proceeds to step S3. When the PIN exceeds the maximum allowable value PINMAX (step S14), the stationary blades 11 to 13 are switched to the maximum throttle area specification (step S16), and the fuel flow rate of the engine 1 is limited to prevent excessive intake pressure from being generated. The switching operation is continued to the emergency operation mode (step S25). The key switch signal is monitored, and when the switch is turned off (step S26), the system is stopped (step S27).

このターボ過給システムは，上記のように構成されているので，エンジン１の高負荷時で低速域では，エンジン１に設けた発電電動機４の発電電力で，排気系に設けた発電電動機３を電動機運転して大幅にトルクアップすることができる。エンジン１の高負荷時で高速域では，排気系に設けた発電電動機３の発電電力で，エンジン１に設けた発電電動機４を電動機運転して，排気エネルギーを回収し，燃費を向上させることができる。また，エンジン１の軽負荷時で低速域では，排気系に設けた発電電動機３によりターボ過給機２の回転速度を適正に制御して燃費改善を図ることができる。更に，エンジン１の軽負荷時で高速域では，排気系に設けた発電電動機３によりターボ過給機２の回転速度を適正に制御して燃費改善を図ることができる。 Since the turbocharger system is configured as described above, the generator motor 3 provided in the exhaust system is replaced with the power generated by the generator motor 4 provided in the engine 1 in the low speed range when the engine 1 is under high load. Torque can be greatly increased by operating the motor. When the engine 1 is under high load and in a high speed range, the generator motor 4 provided in the engine 1 can be operated with the electric power generated by the generator motor 3 provided in the exhaust system to recover exhaust energy and improve fuel efficiency. it can. Further, when the engine 1 is lightly loaded and in a low speed range, the rotational speed of the turbocharger 2 can be appropriately controlled by the generator motor 3 provided in the exhaust system to improve fuel efficiency. Further, in a high speed range when the engine 1 is lightly loaded, the rotational speed of the turbocharger 2 can be appropriately controlled by the generator motor 3 provided in the exhaust system to improve fuel efficiency.

この発明は，過負荷運転と定格運転など複数の運転モードを有する舶用エンジンに応用するとそれぞれで最適な運転条件を設定でき燃費改善が可能である。 When the present invention is applied to a marine engine having a plurality of operation modes such as an overload operation and a rated operation, optimum operation conditions can be set for each, and fuel consumption can be improved.

１エンジン
２ターボ過給機
３発電電動機（第１発電電動機）
４発電電動機（第２発電電動機）
５インバータ
１０静翼切換え機構
１１静翼（第１静翼）
１２静翼（第２静翼）
１３静翼（第３静翼）
１４シールリング機構
１５シール付当てプレート機構
１６エアシリンダ
２４タービン入口
２５バイパス弁
２６エアシリンダ
２８静翼組立体
３０環状ケース
４０コントローラ
４４短静翼
４５翼枚数低減構造の静翼 1 Engine 2 Turbocharger 3 Generator motor (first generator motor)
4. Generator motor (second generator motor)
5 Inverter 10 Stator blade switching mechanism 11 Stator blade (first stator blade)
12 Stator blade (second stator blade)
13 Static vane (3rd static vane)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 14 Seal ring mechanism 15 Sealing plate mechanism 16 Air cylinder 24 Turbine inlet 25 Bypass valve 26 Air cylinder 28 Stator blade assembly 30 Annular case 40 Controller 44 Short stator blade 45

Claims

第１発電電動機を組み込んだターボ過給機，前記第１発電電動機で発電した電力の周波数を変更するインバータ，及び前記インバータの出力を駆動力に変えるエンジンに装着した第２発電電動機から成るターボ過給システムにおいて，
前記ターボ過給機の絞り面積を変更するため，異なった前記絞り面積をそれぞれ有する複数の静翼から成る静翼組立体が前記ターボ過給機の軸方向に摺動可能に配設された静翼切換え機構を備え，前記静翼切換え機構に設けられた前記静翼組立体は，少なくとも大きい絞り面積に設定された第１静翼及び小さい絞り面積に設定された第３静翼から構成され，前記静翼切換え機構は，前記エンジンの高速運転域に応答して前記第１静翼，及び低速運転域に応答して前記第３静翼に切り換え制御し，前記静翼切換え機構は，前記第１静翼及び前記第３静翼のタービン入口側にシール機構をそれぞれ設けて前記ターボ過給機の静翼入口からの排気ガスのリークを防止し，前記静翼の切り換え時の前記ターボ過給機による吸気圧力の変動を前記ターボ過給機が備えた前記第１発電電動機の電力の調整により平滑化するように制御されることを特徴とするターボ過給システム。 A turbocharger comprising a turbocharger incorporating a first generator-motor, an inverter for changing the frequency of the electric power generated by the first generator-motor, and a second generator-motor mounted on an engine for changing the output of the inverter to a driving force. Supply system,
In order to change the throttle area of the turbocharger, a stationary blade assembly composed of a plurality of stationary blades each having a different throttle area is disposed so as to be slidable in the axial direction of the turbocharger. The stationary blade assembly provided in the stationary blade switching mechanism includes at least a first stationary blade set to a large throttle area and a third stationary blade set to a small throttle area; The stationary blade switching mechanism controls switching to the first stationary blade and the third stationary blade in response to a high speed operation region of the engine, and the stationary blade switching mechanism is configured to control the first stationary blade. Sealing mechanisms are provided on the turbine inlet sides of the first stator blade and the third stator blade to prevent exhaust gas leakage from the stator blade inlet of the turbocharger, and the turbocharger when the stator blades are switched. The turbo Turbocharging system being controlled to smooth the power adjustment of the charger is provided with the first generator-motor.

前記静翼組立体は，前記第１静翼及び前記第３静翼に加えて，前記第１静翼と前記第３静翼との中間の絞り面積に設定された第２静翼及び／又は絞り面積の大きい大静翼に構成された第４静翼から構成されていることを特徴とする請求項１に記載のターボ過給システム。 In addition to the first stator blade and the third stator blade, the stator blade assembly includes a second stator blade and / or a second stator blade set at an intermediate throttle area between the first stator blade and the third stator blade. The turbocharger system according to claim 1, wherein the turbocharger system is configured by a fourth stationary blade configured as a large stationary blade having a large throttle area.

前記静翼切換え機構における前記第２静翼の前記絞り面積は，前記第１静翼の前記絞り面積の５０％〜８０％に設定されており，前記第３静翼の前記絞り面積は，前記第１静翼の前記絞り面積の２０％〜４０％に設定されていることを特徴とする請求項２に記載のターボ過給システム。 The throttle area of the second stator blade in the stator blade switching mechanism is set to 50% to 80% of the throttle area of the first stator blade, and the throttle area of the third stator blade is The turbocharging system according to claim 2, wherein the turbocharging system is set to 20% to 40% of the throttle area of the first stationary blade.

前記静翼切換え機構は，前記エンジンの回転速度及び燃料流量に応答してコントローラの指令によってエアシリンダを作動して，前記エアシリンダの作動によって前記静翼組立体のいずれか１つの前記静翼に切り換えられることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 The stationary blade switching mechanism operates an air cylinder according to a command from a controller in response to the rotational speed of the engine and a fuel flow rate, and the operation of the air cylinder causes any one stationary blade of the stationary blade assembly to operate. The turbocharger system according to any one of claims 1 to 3, wherein the turbocharger system is switched.

前記静翼切換え機構は，前記エンジンの軽負荷運転時に，絞り面積の大きい前記第１静翼に切り換えることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 The turbocharger system according to any one of claims 1 to 4, wherein the stationary blade switching mechanism switches to the first stationary blade having a large throttle area when the engine is operated at a light load.

前記ターボ過給機に組み込んだ前記第１発電電動機を制御することにより，前記静翼組立体のいずれかの前記静翼に切り換えることによる前記吸気圧力の急変を防止すると同時に，車両の発進時には最も絞った仕様の前記静翼に切り換え，前記第１発電電動機を電動機運転して発進時の前記吸気圧力を確保することを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 By controlling the first generator motor incorporated in the turbocharger, it is possible to prevent a sudden change in the intake pressure due to switching to any one of the stationary blades of the stationary blade assembly, and at the same time when starting the vehicle. The turbocharger according to any one of claims 1 to 5, wherein the stationary blade is switched to the narrowed specification and the first generator motor is operated to ensure the intake pressure at the time of starting. system.

前記インバータ，前記第１発電電動機，及び前記第２発電電動機の制御システムにエラーが発生した時に，過大な前記吸気圧力の上昇を防止するため前記タービン入口に取り付けたバイパス弁を自動的に開放してバイパス通路に前記排気ガスを逃がすことを特徴とする請求項１〜６のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 When an error occurs in the control system of the inverter, the first generator motor, and the second generator motor, a bypass valve attached to the turbine inlet is automatically opened to prevent an excessive increase in the intake pressure. The turbocharger system according to any one of claims 1 to 6, wherein the exhaust gas is allowed to escape to the bypass passage.

前記静翼切換え機構には，前記シール機構として前記静翼のフランジ部にそれぞれ配設され且つ前記静翼を収容する環状ケースへと延びる複数のシールリングから成るシールリング機構が配設されており，前記シールリング機構により前記静翼切換え機構からの高圧部のガス漏れが防止されることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 The stator blade switching mechanism is provided with a seal ring mechanism comprising a plurality of seal rings respectively disposed on the flange portion of the stator blade and extending to an annular case that accommodates the stator blade as the seal mechanism. The turbocharging system according to any one of claims 1 to 7, wherein the seal ring mechanism prevents gas leakage in the high-pressure section from the stationary blade switching mechanism.

前記静翼切換え機構には，前記シール機構として前記静翼のフランジ部と前記静翼を収容する環状ケースとの間に配設された複数の突き当てプレートから成るシール突き当てプレート機構が配設されており，前記シール突き当てプレート機構により前記静翼切換え機構からの高圧部のガス漏れが防止されることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載のターボ過給システム。 The stationary blade switching mechanism is provided with a seal abutting plate mechanism comprising a plurality of abutting plates disposed between a flange portion of the stationary blade and an annular case for accommodating the stationary blade as the sealing mechanism. The turbocharger system according to any one of claims 1 to 7, wherein gas leakage in a high-pressure portion from the stationary blade switching mechanism is prevented by the seal abutting plate mechanism.