JP4242212B2 - ターボチャージャ - Google Patents
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Description
【発明の属する技術分野】
本発明は、ターボチャージャに関する。
【0002】
【従来の技術】
従来から、エンジンの給気量を増やす手段として、排気ガスのエネルギーを利用してタービンインペラを回転させ、タービンインペラに一体に形成されたシャフトを介して遠心型のコンプレッサインペラを駆動し、空気を圧縮してエンジンに給気する、ターボチャージャが知られている。
【0003】
図7に、従来技術に関わるターボチャージャを用いた、エンジンの配管系統図を示す。
ここでは、直列6気筒エンジン62を例に取って、説明する。図7に示すように、直列6気筒エンジン62は、一直線状に配列された、6本のシリンダ64A,64Bを備えている。ここでは、6本のシリンダ64A,64Bを、図7中上側の3本のシリンダ群64Aと、下側の3本のシリンダ群64Bとに分類している。図7中、上側のシリンダ群64Aを、前シリンダ群64Aと呼び、下側のシリンダ64Bを、後シリンダ群64Bと呼ぶ。
【0004】
前シリンダ群64Aの排気口は、前排気マニホールド65Aに接続されており、前シリンダ群64Aの排気口から排気された排気ガス63Aは、前排気マニホールド65Aで合流する。
また、後シリンダ群64Bの排気口は、後排気マニホールド65Bに接続されており、後シリンダ群64Bの排気口から排気された排気ガス63Bは、後排気マニホールド65Bで合流する。
【0005】
前排気マニホールド65Aから出た排気ガス63Aは、前排気配管75Aを通って、ターボチャージャ11の左排気流入通路19Aに流入する。また、後排気マニホールド65Bから出た排気ガス63Bは、後排気配管75Bを通って、ターボチャージャ11の右排気流入通路19Bに流入する。
このように、前後のシリンダ群64A,64Bに対して、それぞれ前後の排気マニホールド65A,65B及び前後の排気配管75A,75Bを設けることにより、排気干渉を小さくすることができる。
【0006】
排気流入通路19A,19Bを通る排気ガス63A,63Bの流れによって、タービンインペラ14が回転する。
タービンインペラ14の回転によって、シャフト23を介してコンプレッサインペラ16が回転する。これによって、圧縮された空気は、アフタクーラ67を通って冷却され、給気マニホールド71を介して各シリンダ64A,64Bに供給される。
【0007】
次に、ターボチャージャ11について、詳細に説明する。
図8に、従来技術に関わるターボチャージャ11の斜視図、図9にその側面断面図を示す。
図8、図9においてターボチャージャ11は、排気ガス63A,63Bから回転エネルギーを取り出す排気側部12と、この回転エネルギーによって、空気を圧縮してエンジンに送り込む給気側部13とを備えている。
【0008】
排気側部12は、タービンハウジング15に囲繞されたタービンインペラ14を備えている。タービンハウジング15は、タービンインペラ14に排気ガス63A,63Bを供給する、排気流入通路19を備えている。
【0009】
排気流入通路19は、その内部で、隔壁66によって左排気流入通路19Aと右排気流入通路19Bとに分割されている。左右の排気流入通路19A,19Bには、それぞれ前後の排気配管75A,75Bが接続されている。
【0010】
そして排気流入通路19は、前後の排気配管75A,75Bに接続された略直線状の導入部69と、タービンインペラ14の外周を取り巻くように環状に形成されたスクロール部68とからなっている。
【0011】
またタービンハウジング15は、タービンインペラ14にエネルギーを与えた後の排気ガス63A,63Bを排出する、排気流出口21を備えている。排気流出口21は、タービンインペラ14の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。排気流出口21と反対側の開口部は、排気側インナープレート22によって塞がれている。
【0012】
タービンインペラ14は、排気流入通路19A,19Bから流入してきた排気ガス63A,63Bによってエネルギーを与えられ、回転する。
タービンインペラ14には、一体にシャフト23が形成されている。このシャフト23は、排気側インナープレート22を貫通し、軸受24によって回転自在に支承されている。タービンインペラ14とシャフト23とは、一般的にニッケル基超合金及び合金鋼で製作されている。
【0013】
シャフト23のタービンインペラ14と反対側(以下、シャフト23の先端部側と呼ぶ)には、空気を圧縮する遠心型のコンプレッサインペラ16が取着されている。コンプレッサインペラ16は、複数の翼部18を備えており、その中央部には、取付孔25が貫通している。
シャフト23は、取付孔25に、わずかな隙間ばめ、又は締まりばめ程度で挿入されている。コンプレッサインペラ16は、シャフト23の先端部に形成されたオネジ部40に取付ナット26を締結することによって、シャフト23に固定されている。
【0014】
コンプレッサインペラ16は、コンプレッサハウジング17の内部に収納されている。コンプレッサハウジング17は、コンプレッサインペラ16に空気を吸い込む吸気流入口27を備えている。吸気流入口27は、コンプレッサインペラ16の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。
コンプレッサインペラ16によって圧縮された空気は、コンプレッサインペラ16の外周部を取り巻くように環状に形成された給気排出通路28を通って、遠心状に排出される。そして、図7に示すように、アフタクーラ67を通って冷却され、給気マニホールド71を介して各シリンダ64A,64Bに供給される。
【0015】
【特許文献1】
特開平8−28286号公報(第1図、第3図)
【特許文献2】
特開昭57−124028号公報(第2図)
【0016】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記従来技術には、次に述べるような問題がある。
即ち、排気流入通路19は、導入部69のみならずスクロール部68までが、隔壁66によって左右の排気流入通路19A,19Bに分割されている。そのため、特に少流量用の通路断面積の小さなタービンハウジング15においては、排気ガス63A,63Bの流路が狭く、エネルギーの損失が大きい。
【0017】
また近年、ディーゼルエンジン62の排気ガス63A,63Bに含まれる窒素酸化物(NOx)を低減することが対策として、求められるようになっている。
その有効な解決策の1つが、EGR(Exhaust Gas Recirculation:排気ガス再循環)方式と呼ばれる技術である。これは、エンジン62から排出された排気ガス63A,63Bの一部を、エンジン62の給気系統に戻して、再燃焼させるものである。
【0018】
図10に、EGR方式を用いたエンジン62の、配管系統図の一例を示す。
図10において、前後のシリンダ群64A,64Bにそれぞれ接続された前後の排気マニホールド65A,65Bには、それぞれ前後のEGR通路73A,73Bが接続されている。これらの前後EGR通路73A,73Bは、シリンダ64A,64Bの給気マニホールド71に接続されている。
これにより、排気マニホールド65A,65Bに入った排気ガス63A,63Bのうちの一部(これを回収ガス74A,74Bと呼ぶ)が、EGR通路73A,73Bから給気マニホールド71を通ってシリンダ64A,64Bに戻され、再燃焼される。
【0019】
ところが、このように前後の排気マニホールド65A,65Bに、それぞれEGR通路73A,73Bを接続するとなると、EGR通路73A,73Bが2本必要であり、その取り回しのために、装置が大型化するという問題がある。
しかも、それぞれのEGR通路73の途中に、回収ガス74A,74Bを冷却するEGRクーラ72A,72Bなどのさまざまな部品を接続する必要が生じる。また、EGRクーラ72A,72Bへの冷却水の配管なども2組必要であり、装置の構成が複雑になる。
【0020】
また図11に示すように、一方の排気マニホールド65Bのみに、EGR通路73Bを接続し、回収ガス74Bを給気マニホールド71に戻すという構成も、考えられている。
しかしながらこのようにすると、前の排気マニホールド65Aの配管抵抗と、後の排気マニホールド65Bの配管抵抗との間に、差が生じる。その結果として、前シリンダ群64Aから排気される排気ガス63Aの流量と、後シリンダ群64Bから排気される排気ガス63Bの流量とが、異なってしまう。その結果、各シリンダ64A,64Bにおける燃焼が不均一となり、動作にアンバランスが生じるという問題がある。
【0021】
また図12に示すように、排気流入通路19に隔壁66を設けず、排気流入通路19の手前で、前後の排気配管75A,75Bを合流させる。そして、合流した排気配管75にEGR通路73を接続し、EGRクーラ72を通して回収ガス74を給気マニホールド71に戻すという構成も、考えられている。
しかしながらこのようにすると、排気配管75の内部に、例えば前シリンダ群64Aから排気された排気ガス63Aが残っている状態で、後シリンダ群64Bから排気ガス63Bが入ってくることがある。その結果、排気干渉が生じて、前シリンダ群64Aからの排気ガス63Aの流れによって、後シリンダ群64Bからの排気ガス63Bの流れが妨げられ、エンジンポンピング仕事が増加し、燃費が悪化する。
【0022】
このような排気干渉を避けるために、例えば特許文献1には、EGRを用いた例ではないが、タービンインペラ14を2個設けて排気干渉を避ける技術が開示されている。しかしながら、タービンインペラ14を2個設けると、ターボチャージャ11の占有容積が増加するとともに、高価になるという問題がある。
【0023】
また特許文献2に示すように、排気マニホールド65A,65Bの内部に渦巻室を設けることにより、排気干渉を防止するという技術も知られている。
しかしながら、このような技術によれば、排気マニホールド65A,65Bが非常に大型化する。従ってこの技術を、例えば船舶用等の大型のエンジンに用いるのは可能であるが、建設機械などの設置面積に限りのある装置に応用することは、困難である。
【0024】
本発明は、上記の問題に着目してなされたものであり、コンパクトな構成で、排気干渉が起きることが少なく、EGR式のエンジンにも応用可能なターボチャージャを提供することを目的としている。
【0025】
【課題を解決するための手段、作用及び効果】
上記の目的を達成するために、本発明に関わるターボチャージャは、
前記排気流入通路は、排気ガスが導入される入口から略直線状に形成された導入部と、タービンインペラの周囲を環状に取り巻くスクロール部と、導入部とスクロール部との境界に設けられた舌部とを有し、
前記排気流入通路の導入部は、入口からその下流の所定位置までを左右の排気流入通路に分割する仕切り部と、入口から仕切り部の終了する絞り出口までの、断面積が徐々に小さくなる絞り部と、左右の排気流入通路を通る排気ガスが合流する合流部と、合流部から舌部までの、断面積が徐々に大きくなるディフューザ部とを備えている。
これにより、パルスコンバータを、ターボチャージャ内部の排気流入通路に設けたため、コンパクトな構成となる。また、パルスコンバータにより、2箇所の入口から導入した排気ガスの干渉を低減できる。また、動圧を静圧に効率良く変換できるので、タービンインペラを回転させるためのエネルギーの損失が小さくなる。
【0026】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
前記絞り出口における排気流入通路の断面積の和が、舌部における排気流入通路の断面積の50〜80%となっている。
これにより、動圧を静圧として回収する際のエネルギーの損失が、小さくなる。
【0027】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
入口から絞り出口までの絞り部の流路長が、入口から舌部までの導入部の流路長の、20〜40%となっている。
これにより、排気ガスの流速を充分上げて排気干渉を防止するとともに、ディフューザ部が長いために、動圧を効率良く静圧に変換することができる。
【0028】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
合流部よりも下流に、排気流入通路を流れる排気ガスの一部を取り出してエンジンの給気側に回収するEGR通路を接続している。
これにより、前後のシリンダ群から排気された排気ガスのバランスを崩すことなく、1本のEGR通路のみで排気ガスの一部を取り出すことができる。従って、EGRクーラなどの部品数が少なくなる。
【0029】
【発明の実施の形態】
以下、図を参照しながら、本発明に関わる実施形態を詳細に説明する。
まず、第1実施形態を説明する。第1実施形態は、EGR方式でない、エンジンの例である。
図1は、第1実施形態に関わるターボチャージャ11を用いたエンジン62の配管系統図、図2は、ターボチャージャ11の側面断面図を示している。また、図3は、図2のA−A断面図、図4は図3のB−B断面図を示している。
【0030】
図1〜図4に示すように、前後の排気マニホールド65A,65Bには、それぞれ排気配管75A,75Bが接続されている。
排気流入通路19の導入部69は、その入口81A,81Bからほぼ中ほどまでが、仕切り部79によって、左右の排気流入通路19A,19Bに2分割されている。そして、排気配管75A,75Bは、排気流入通路19A,19Bの入口81A,81Bにそれぞれ接続されている。
【0031】
前後のシリンダ群64A,64Bから排気された排気ガス63A,63Bは、それぞれ前後の排気マニホールド65A,65B及び前後の排気配管75A,75Bを通って、左右の排気流入通路19A,19Bの入口81A,81Bに流入する。そして排気ガス63A,63Bは、導入部69の中ほどの、仕切り部79の終わった後の合流部82で合流する。
【0032】
このとき図4に示すように、左右の排気流入通路19A,19Bは、入口81A,81Bで最も断面積が大きく、仕切り部79の終わる絞り出口80A,80Bに至るまで、断面積が徐々に小さくなるように構成されている。即ち、入口81A,81Bから絞り出口80A,80Bまでの間で、絞り部77A,77Bが形成されている。
【0033】
その結果、入口81A,81Bに入った排気ガス63A,63Bは、次第にその流速を上げていき、合流部82に到達する。
【0034】
尚、絞り部77A,77Bの構造として、図4においては、タービンハウジング15の外壁及び内壁が内側に凹んでいるように描画されているが、これに限られるものではない。例えば外壁がフラットで、内壁が内側に凸となって、絞り部77A,77Bを形成してもよい。
【0035】
排気流入通路19は、合流部82の下流では、その断面積が徐々に広くなるように構成されている。これにより、ディフューザ部78が形成されている。
尚、上流/下流という言葉で向きを表す場合には、図3に矢印63A,63Bで示した排気ガスの流れの向きに基づくものとする。
【0036】
このようなディフューザ部78により、高速で絞り部77A,77Bを出た排気ガス63A,63Bは、徐々に静圧を回復する。そして、エネルギーをさほど失うことなくスクロール部68に流入し、タービンインペラ14を駆動する。
このとき、図3に示すように、導入部69からスクロール部68に至る境界の、内周側の部位を、舌部76と呼ぶ。
【0037】
以上説明したように本実施形態によれば、タービンハウジング15の排気流入通路19において、絞り部77A,77Bと、その下流にディフューザ部78とを設けている。
これにより、パルスコンバータをコンパクトに構成し、排気ガス63A,63Bのエネルギーを、効率的にタービンインペラ14に伝えることができる。
【0038】
また、前排気マニホールド65Aから出た排気ガス63Aと、後排気マニホールド65Bから出た排気ガス63Bとを、それぞれ絞り部77A,77Bで流速を上げた後で合流させている。
従って、排気干渉が起こりにくくなる。
【0039】
尚、入口81A,81Bから絞り出口80A,80Bまでの、絞り部77A,77Bの流路長は、入口81A,81Bから舌部76までの、導入部69の流路長の、20〜40%程度が好適である。
これにより、排気ガスの流速を充分上げて排気干渉を防止するとともに、充分な長さのディフューザ部78を得ることができるので、動圧を効率良く静圧に変換することができる。
【0040】
また、絞り出口80A,80Bにおける、左右の排気流入通路19A,19Bの断面積の和は、舌部76における排気流入通路19の断面積の、50〜80%とするのがよい。
このようにすることにより、ディフューザ部78を排気ガス63A,63Bが通る際に、エネルギーの損失を小さくしながら、動圧を静圧に変換することができる。
【0041】
次に第2実施形態について、説明する。
図5に、第2実施形態に関わるターボチャージャ11を用いたエンジン62の配管系統図、図6にターボチャージャ11の排気流入通路19の側面断面図を示す。
図5、図6に示すように、排気流入通路19のスクロール部68の外側には、EGR通路73が接続されている。EGR通路73によって取り出された回収ガス74は、給気マニホールド71を介して、各シリンダ64A,64Bに供給され、再燃焼される。
【0042】
このように第2実施形態によれば、排気ガス63A,63Bが合流した後で、回収ガス74としてEGR通路73に入るようにしている。
これにより、前後の排気マニホールド65A,65Bから出た排気ガス63A,63Bが、平等にEGR通路73に入るため、前後のシリンダ群64A,64Bの燃焼にアンバランスが生じるということがない。従って、第1実施形態の効果に加え、EGR方式においても、エンジン62の良好な動作が可能となっている。
【0043】
また、ディフューザ部78によって排気ガス63A,63Bの静圧を回復させてから、EGR通路73によってその一部を回収ガス74として取り出している。従って、取り出し時に、排気ガス63A,63Bの圧損が生じにくく、エネルギーの損失が小さい。
尚、図6においては、舌部76よりも下流にEGR通路73を接続しているが、ほぼ同位置でもよく、舌部76よりもわずかに上流でもよい。即ち、回収ガス74を取り出す際に、なるべく圧損が小さくなるようにすればよい。
【図面の簡単な説明】
【図1】第1実施形態に関わるターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図2】ターボチャージャの側面断面図。
【図3】図2のA−A断面図。
【図4】図3のB−B断面図。
【図5】第2実施形態に関わるターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図6】ターボチャージャの排気流入通路の側面断面図。
【図7】従来技術に関わる、ターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図8】従来技術に関わるターボチャージャの斜視図
【図9】従来技術に関わるターボチャージャの側面断面図
【図10】従来技術に関わる、EGR方式を用いたエンジンの配管系統図。
【図11】従来技術に関わる、EGR方式を用いたエンジンの配管系統図。
【図12】従来技術に関わる、EGR方式を用いたエンジンの配管系統図。
【符号の説明】
11:ターボチャージャ、12:排気側部、13:給気側部、14:タービンインペラ、15:タービンハウジング、16:コンプレッサインペラ、17:コンプレッサハウジング、19:排気流入通路、21:排気流出口、22:排気側インナープレート、23:シャフト、24:軸受、25:取付孔、26:取付ナット、27:吸気流入口、28:給気排出通路、62:エンジン、63:排気ガス、64:シリンダ、65:排気マニホールド、66:隔壁、67:アフタークーラ、68:スクロール部、69:導入部、71:給気マニホールド、72:EGRクーラ、73:EGR通路、74:回収ガス、75:排気配管、76:舌部、77:絞り部、78:ディフューザ部、79:仕切り部、80:絞り出口、81:入口、82:合流部。
Claims (4)
- タービンインペラ(14)に排気ガス(63A,63B)を導く排気流入通路(19)を備えたターボチャージャにおいて、
前記排気流入通路(19)は、排気ガス(63A,63B)が導入される入口(81A,81B)から略直線状に形成された導入部(69)と、タービンインペラ(14)の周囲を環状に取り巻くスクロール部(68)と、導入部(69)とスクロール部(68)との境界に設けられた舌部(76)とを有し、
前記排気流入通路(19)の導入部(69)は、入口(81A,81B)からその下流の所定位置までを左右の排気流入通路(19A,19B)に分割する仕切り部(79)と、入口(81A,81B)から仕切り部(79)の終了する位置(80A,80B)までの、断面積が徐々に小さくなる絞り部(77A,77B)と、左右の排気流入通路(19A,19B)を通る排気ガス(63A,63B)が合流する合流部(82)と、合流部(82)から舌部(76)までの、断面積が徐々に大きくなるディフューザ部(78)とを備えた
ことを特徴とするターボチャージャ。 - 請求項1記載のターボチャージャにおいて、
前記仕切り部(79)の終了する位置(80A,80B)における排気流入通路(19A,19B)の断面積の和が、舌部(76)における排気流入通路(19)の断面積の50〜80%となっている
ことを特徴とするターボチャージャ。 - 請求項1又は2に記載のターボチャージャにおいて、
入口(81A,81B)から仕切り部(79)の終了する位置(80A,80B)までの絞り部(77A,77B)の流路長が、入口(81A,81B)から舌部(76)までの導入部(69)の流路長の、20〜40%となっている
ことを特徴とするターボチャージャ。 - 請求項1〜3のいずれかに記載のターボチャージャにおいて、
合流部(82)よりも下流に、排気流入通路(19)を流れる排気ガス(63A,63B)の一部を取り出してエンジン(62)の給気側に回収するEGR通路(73)を接続した
ことを特徴とするターボチャージャ。
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