JP5315416B2 - エンジン用の排気構造 - Google Patents

Description

本発明は、エンジン用の排気構造、特に往復動型又はロータリ型のエンジン用の排気構造に関する。

現代のエンジンの効率及び燃料経済性を改善する継続的な必要性がある。非効率性の１つの領域は、エンジンの“息つき”に関する。エンジンの“息つき”中、ピストンは、シリンダ内に新鮮な空気若しくは空気と燃料の混合物を引き、次いで圧縮後にそれを追い出し、ストロークを動力付けるよう機能しない。この息つきは、エンジンの出力から直接的に仕事を取り（ポンピング損失として知られている）、従って、エンジンの燃料経済性を悪化する（絞り弁式エンジンでより顕著）。多大な労力は、燃料経済性を高めるために最小のポンピング損失でエンジンを作動させることに費やされている。

より効率的に動作させるため、現代のエンジンは、排気タービンにより駆動されてよい（ターボチャージング）若しくはエンジンにより駆動されてよい（スパーチャージング）吸気側コンプレッサにより“ブースト”されてもよい。これは、ポンピング損失を低減し、また、出力を増大して、エンジンの小型化（低減された行程容積）を可能とする。しかしながら、エンジン駆動されるコンプレッサは、エンジンから望ましくない態様で仕事を取る。ターボチャージングシステムにおける吸気側コンプレッサを駆動するために排気内のタービンを使用することは、排気から廃棄エネルギを抽出し、エンジンから仕事を取るのを防止して更に効率を改善する。より具体的には、燃焼及び主出力ストロークの後、排気バルブが開く前、シリンダ圧は、典型的には、排気系の圧力よりも高い。これは、“ブローダウン”と称される、排気バルブが開く時にシリンダから外に出るガスの初期の流れを生み、これによりタービンを駆動することができるが、続いて、ピストンは、排気系の圧力に抗して残りの排気ガスを追い出すために仕事をしなければならない。しかし、全ての排気ガスが排気タービンを通って流れる場合、排気ストローク中にタービンの前後で圧力降下が増加する。この圧力は、ピストンに作用して排気側でポンピング損失を増加させ、いくらかの利点を打ち消す。

このようなタービン装置に関連したポンピング損失を低減するために、分割した排気構造を提供することが提案されてきた。かかる構造は、１９２１年のかなり前に特許文献１で提案されており、より最近では、特許文献２，３があり、また、非特許文献４でも提案される。かかる提案では、排気は分割され、適切なバルブ装置は、吸気側コンプレッサを駆動するために第１の“ブローダウン”排気期間中にタービンに排気を向け、次いで、第２の排気期間中に、タービンをバイパスし、これにより、排気側の背圧を低減し、排気がより容易にエンジンから排出することを可能とし、排気側のポンピング損失を低減する。従来のターボチャージング装置よりも改善が証明されているが、バイパス流れに関連した顕著なポンピング損失が依然として存在し、これは、タービンで使用される初期の排気ブローダウンからのガスイナーシャとエネルギの損失に起因して、ターボチャージされない排気に比べても増加されうる。

その他は、ターボチャージングとはある程度対照的な提案として、エンジンからの排気ガスを積極的に抽出するために排気内にポンプ若しくはコンプレッサを配置することであり、これにより、排気ガスを追い出す際にピストンによりなされる仕事及びあらゆるポンピング損失を低減し、若しくは、極端な場合は、ピストンに正の力を与える。かかる提案の例は、特許文献５、６に記載され、特許文献５の場合、排気ポンプは、スパーチャージング装置と同様に、エンジンにより駆動され、また、特許文献６の場合、排気コンプレッサは、逆ターボチャージング装置に幾分類似し、新鮮な空気若しくは空気と燃料の混合物のシリンダへの吸入により駆動される吸気側タービンにより駆動される。しかし、これらの提案の双方では、排気側のポンピング損失は低減されるものの、エンジンからの仕事側取られるか、若しくは、吸気側のポンピング損失が増加される。

GB179926 GB2185286 US6883319 "Divided Exhaust Period - A Gas Exchange System for Turbocharged SI Engines" by CE. M[omicron]ller, P. Johansson, B. Grandin and F. Lindstrom, (SAE Technical Paper 2005-01-1150, 2005) WO9728360 US4439983

従って、これらの装置の全てはポンピング損失を低減し及び／又は効率を改善するものの、これらの利得は、他の損失によりある程度相殺され低減される。例えば、エンジン出力を増大しエンジン効率を改善するためのターボチャージャー装置の場合、背圧の増加とポンピング損失がある。従来のスロットルを置換する吸気側タービンにより駆動される排気ポンプの場合、エンジンの応答性の損失がある。エンジンにより駆動されるスパーチャージャー若しくは排気ポンプでは、いくらかのエンジン出力は、関連する性能に使用され、効率が損失する。これらの提案は、それ故に、妥協を表し、他の問題も有する。実際に、ターボチャージング装置のみが広く採用されている。

それ故に、上述の問題点を対処し及び／又は既存の装置に対する改善又は代替をより一般的に提供する、改善されたエンジン排気構造及びエンジン構造を提供することが望ましい。より具体的には、特に排気側のポンピング損失を低減し及び／又は排気の効率を改善し及び／又はエンジン全体の効率を改善する改善されたエンジン排気構造に対する必要性がある。

本発明によれば、添付の請求項に記載されるような、エンジン用の排気構造及びかかる排気構造を含むエンジンが提供される。

本発明の第１局面の実施例では、エンジン用の排気構造であって、エンジンからの排気流れに対する第１排気ダクトと、エンジンからの排気流れに対する第２排気ダクトと、エンジンからの排気を、第１排気期間中に第１排気ダクトに、続く第２排気期間中に第２排気ダクトに、選択的に方向付けるバルブ装置とを含む排気構造が提供される。排気構造は、更に、第１排気ダクトに接続される入口を有するタービンと、タービンに駆動可能に接続され、タービンにより駆動され、第２排気ダクトに接続される入口を有するコンプレッサと、を含む。

この構造によれば、タービンは、第１（ブローダウン）排気期間中に排気ガスからエネルギを抽出し、これは、タービン／コンプレッサの回転イナーシャを介して使用され、コンプレッサを駆動して、シリンダからの排気ガスを積極的に抽出し、第２排気期間中に排気システムの背圧及び排気側のポンピング損失を低減する。タービンは、また、第２排気期間中に効率的にバイパスされ、従って、排気側の背圧及び排気側のポンピング損失を増加しない。これは、排気側のポンピング損失の顕著な低減をもたらすことが見出され、効率及び燃料経済性の改善が得られる。

特に注記すべきこととして、これは、従来の提案でのアプローチや従来使用されてきたアプローチとは異なるアプローチに基づくものである。全ての従来の装置は、エンジンの一方側にコンプレッサ／ポンプを、エンジンの他方側にタービンを有し、若しくは、エンジン自体により損失を伴って駆動されている。この装置は、異なる、いくらか対抗するアプローチを採用し、コンプレッサ及びコンプレッサを駆動するタービンの双方は、エンジンの同一の排気側にあり、双方は、異なる動作上の排気期間内であるが、排気からのエネルギを引き出し、エネルギを供給して排気からガスを抽出する。

好ましい実施例では、第１及び第２期間は、第１期間がエンジンのピストンが最大変位（即ち下死点）に近づくときに対応し、そこでは、ほとんど動かず、ピストンによりなされる仕事がほとんど無く、排気側のポンピング損失にほとんど影響しない。

タービンは、好ましくは、第２排気ダクト及び／又はコンプレッサ入口に接続される出口を有する。

バルブ装置は、好ましくは、第２排気期間中に第２及び第１排気ダクトの双方にエンジンからの排気を選択的に方向付けてもよい。或いは、バルブ装置は、第１排気期間中に第１排気ダクトだけに、続く第２排気期間中に第２排気ダクトだけに、選択的に方向付けてもよい。更に、バルブ装置は、好ましくは、別々の第１排気バルブと第２排気バルブとを含み、特に好ましくは、エンジンの各シリンダに対応付けられた別々の第１排気バルブと第２排気バルブとを含む。

第１排気期間は、好ましくは、ピストンが実質的に静止しているときの期間に対応する。第２排気期間は、好ましくは、排気ストローク中のピストンが動いているときの期間に対応する。

排気構造は、少なくとも第２排気ダクトに接続され、使用時に第２排気ダクトを流れる排気ガスを冷却する熱交換器又はクーラを更に含んでよい。これは、排気側の背圧を更に低減する。熱交換器又はクーラの出口は、好ましくは、コンプレッサの入口に接続される。

排気構造は、第２タービンを更に含み、第２タービンは、第２排気ダクトに接続される入口と、コンプレッサの入口に接続される出口とを有し、エンジンの吸気側コンプレッサに駆動可能に接続される。

本発明の第２局面の実施例では、上述の排気構造を含むエンジンが提供される。

エンジンは、エンジンへの吸気流れを圧縮する吸気側コンプレッサを更に含む。吸気側コンプレッサは、タービンに駆動可能に接続され、タービンにより駆動されてもよい。或いは、より好ましくは、排気構造は、第２タービンを更に含み、第２タービンは、第２排気ダクトに接続される入口と、コンプレッサの入口に接続される出口とを有し、エンジンの吸気側コンプレッサに駆動可能に接続される。

本発明の一実施例による３シリンダのエンジンに適用される排気及び吸気系の概略図。 図１に示すエンジン及び排気系のシリンダの１つに関連する排気バルブの開タイミングを示すグラフ。 本発明の代替実施例による、図１に類する３シリンダのエンジンに適用される排気及び吸気系の概略図。

これより、図面を参照して、本発明が例示により説明される。

図１を参照するに、往復動型のエンジン１０は、少なくとも１つの往復動するピストン（図示せず）を含み、ピストンは、対応するシリンダ１２内に配置され、クランクシャフト（図示せず）を回転させるために従来的な態様で接続される。シリンダ１２内のピストンの動きは、行程容積を画成する。吸気側装置１４は、新鮮な空気、空気と燃料の混合物、若しくは、燃料と空気とEGR（排気ガスの再循環）の混合物をシリンダ１２のそれぞれに供給し、供給された新鮮な空気等は、次いで、シリンダ１２内のピストンの動きにより圧縮される。燃焼は、次いで、シリンダ１２内で起こり、膨張するガスがピストン及びクランクシャフトを駆動する。燃焼ガスは、次いで、シリンダ１２及びエンジン１０から排気系１６を介して排出される。エンジン１０は、任意の数のシリンダ１２及び対応するピストンを有してもよく、この特定の実施例では、エンジン１０は、３つのシリンダ１２を有する。吸気側装置１４は、従来のキャブレータや燃焼噴射装置や他の知られた吸気側装置を含んでよい。一般的にいって、これまで説明されたエンジンは、従来のものであり公知であり、本発明は、ディーゼル点火エンジン、ガソリン火花点火エンジン、ガスエンジン、HCCI（混合圧縮自己着火燃焼：Homogeneous-Charge Compression-Ignition combustion）エンジン、２若しくは４ストロークエンジンを含む、全ての種類のエンジンに適用可能である。本発明は、また、例えばロータリエンジンのような、非往復動型のエンジンにも適用可能である。

図１に更に示すように、本発明の実施例の排気系１６は、特許文献１−３に記載されるものに類する分割された排気装置を含む。排気系１６は、第１排気ダクト１８及び第２排気ダクト２０を含み、この実施例では、第１排気ダクト１８及び第２排気ダクト２０は、それぞれのシリンダ１２に接続される別々のマニホルドを含む。

バルブ装置は、この実施例では、シリンダ１２のそれぞれにおいて少なくとも２つの別の排気バルブ２２，２４を含み、排気バルブ２２，２４は、以下で更に説明されるように、シリンダ１２のそれぞれからのマニホルド及び排気ダクト１８，２０のそれぞれ内への排気流れを選択的に制御する。かかる２つの排気バルブの構造は、特許文献１、３に記載されるものに類する。更に、かかるシリンダ１２内の排気バルブ２２，２４の詳細、及び、それらの開き方や動作態様は良く知られている。また、理解されるように、他の実施例では、他のバルブ装置は、シリンダ１２のそれぞれからの第１及び第２排気ダクト１８，２０のそれぞれ内への排気流れを選択的に制御するために利用されてもよい。例えば、各シリンダ１２は、シリンダからの排気ガスの流れを制御するための単一の排気バルブを含んでよく、この場合、第１若しくは第２排気ダクト１８，２０からの排気流れを選択する別のセレクタバルブが存在するが、かかる構造は、開示され説明されるものよりも、より複雑で望ましさに劣る。また、理解されるように、各ダクト１８，２０に対してシリンダ１つ当たりより多くの排気バルブが存在してもよい。例えば、第１排気ダクト１８に接続され、タービンに排気を供給する各シリンダ内に１つの排気バルブと、次いで、第２排気フェーズ中に排気を改善するために第２ダクトに接続されるシリンダ１つ当たり２つの排気バルブが存在してもよい。他の構造及びバルブ数も可能である。

第１排気ダクト１８は、タービン２８の入口２６に接続され、タービン２８は、コンプレッサ３２を駆動するためにドライブシャフト３０を介して駆動可能に接続される。第２排気ダクト２０は、任意的な熱交換器３６を介して、コンプレッサ３２の入口３４に接続され、コンプレッサ３２は、大気への出口３８を有する。触媒や粒子フレームのような追加の排気構成要素は、この排気系内に配置されてもよい。第２排気ダクト２０は、従って、タービン２８をバイパスするための手段を提供する。タービンの出口４０は、好ましくは、第２排気ダクト２０に接続され、タービン２８からのガスが、コンプレッサ３２の入口３４に適合される場合に任意的な熱交換器３６を通って流れるようにする。

タービン２８及びコンプレッサポンプ３２は、本分野で知られるようなこの特定の用途に適切に最適化された任意の従来のタービン及びコンプレッサ装置であってよい。コンプレッサ３２は、この実施例でコンプレッサとして説明されるが、実際には、掃気ポンプを含み、若しくは、実際には、任意のポンプ装置を含み、原理上、その入口３４からコンプレッサを通してその出口３８へと空気を抽出し吸引するように適合される。

動作時、それぞれのシリンダ１２の排気ストローク中、バルブ装置は、動作してシリンダ１２からの排気ガスを、第１排気フェーズ若しくは期間中に、第１排気ダクト１８を介して排出し、次いで、続く第２排気フェーズ中に、第２排気ダクト２０若しくは双方を介して排出する。バルブ装置は、排他的に動作してよく、この場合、排気ガスは、第１若しくは第２ダクト１８，２０を介して排他的に方向付けられ、若しくは、組み合わせで動作してもよく、この場合、第１期間中に排気ガスは、第１排気ダクト１８を介して排出され、第２期間では、バルブ装置が開けられ、排気ガスが双方の排気ダクトを通って排出するのを可能とする。双方のダクト１８，２０を介して排出することが好ましく、これにより、第２排気フェーズ中に第１排気ダクト１８及びタービン２８を通る排気の流れが依然として存在することを保証し、さもなければ、タービン２８は、第１排気ダクト１８を圧縮し、タービン２８は、タービン２８（及びそれに伴いコンプレッサ）が回転するのを停止する強い力を受けるだろう。好ましい構成では、第２バルブ２４が開くときの第２排気フェーズ中、タービン２８はバイパス（迂回）されて、これにより、タービン出口４０は、タービン入口２６に効率的に接続され、同一（若しくは非常に近い）圧力になるだろう。かくして、タービン２８の前後で圧力降下がなくなり、従って、エネルギがタービン２８によりタービン２８を駆動するために抽出されないだけでなく、タービン２８を顕著に減速させる逆の圧力降下やタービン２８への負荷も存在しないだろう。タービン２８は、それ故に、そのイナーシャに起因して回転し続けるだろう。尚、排気を使用し双方の排気ダクト１８，２０に第２排気フェーズ中に供給することは、排気出口面積を増加し、従って、更に如何なる背圧も低減する。

この特定の実施例では、第１排気ダクト２２は、それぞれのシリンダ１２の第２バルブ２４の前に開くように構成される。これは、図２に示され、この場合、バルブリフト及び第１バルブ２２の開きは、ライン１４０で示され、第２バルブの開きは、ライン１４２で示され、ノミナルなクランク角との相対で示されている。初期の比較的高い圧力の結果、シリンダ１２内の排気ガスは、排気ストロークの開始時、ブローダウン流れとして、第１排気フェーズでは第１排気バルブ２２を通り第１排気ダクト１８内へ排気される。タービン２８は、第１排気フェーズで排気ガスの初期の比較的高い圧力のブローダウン流れからエネルギを抽出し、それを用いてコンプレッサ３２を駆動する。特に注記すべきこととして、この初期のブローダウン流れ及びシリンダ１２からの排気の流れは、ピストンが下死点付近にある間（図２におけるバルブ開のタイミングで示されるように）にあるときに生じる。この点では、往復動するピストンの比較的小さい変位があり、従って、高い初期の圧力に結合されて、無視できる仕事がピストン（及び従ってエンジン）によりなされ、タービン２８の如何なる背圧にも抗してシリンダ１２からのこの初期の排気及びブローダウン流れを駆動する。タービン２８及び第１排気ダクト１８により提供される背圧は、それ故に、ピストン及びエンジンへの任意の逆の力若しくはトルクに関して無視できる影響を持つ。続く排気ストロークでは、第２排気フェーズにおいて、ピストンは、下死点から離れる方向に動き、より大きく動き始め、第２排気バルブ２４が開き、シリンダ１２からの排気が第２排気ダクト２０内に流れタービン２８をバイパスすること可能とし、低い背圧でタービン２８により提供される背圧の無い、より阻害される度合いが小さい流れを提供する。その結果、シリンダからの第２排気フェーズ中の排気ガスの後の流れは、第２排気ダクト２０内へと好ましく流れる。それ故に、ピストンがより大きく動き出す際、ピストンは、第１ダクトのみを通り、第２排気ダクト２０より提供されるより低い排気側の背圧を受ける。その結果、排気側のポンピング損失が低減される。

更に、上述の図示された本実施例では、第２排気ダクト２０は、コンプレッサ３２に接続される。タービン２８により駆動されるコンプレッサ３２及び第１排気でブローダウン流れから効果的に抽出されるエネルギは、第２排気ダクト２０から排気ガスを引く。コンプレッサ３２は、排気系１６を減圧するように機能する。これは、ピストンが抗力を受ける第２排気ダクト２０の背圧を低減し、従って、排気側の圧力損失を低減する。実際に、究極的には、圧力及び背圧は、第２排気ダクト２０内の準大気圧まで低減されることができ、これにより、この排気ストローク中にもピストンを駆動することができる。更に、シリンダ１２から排気を引くことによりコンプレッサ３２は、シリンダ１２から排気をより良好に掃気する。これは、ノッキング限界を増加し、より高い圧力及び温度の燃焼を可能とし、エンジン動作の効率を改善する。更に、背圧の低下は、排気ストロークの終了時、及び、次の吸気／導入ストロークの開始時のシリンダ１２内の圧力も低減する。その結果、シリンダ１２内へのガスの導入及び吸気流れも改善することができ、構造は、吸気側のポンピング損失及びシリンダ１２内へのガスの絞りに対して有利な作用を有することができる。

第２排気フェーズ中にタービン２８は、第１排気ダクト１８を通る排気ガスの流れにより駆動されていないが、その自身のイナーシャ及びコンプレッサ３２のドライブシャフト３２のイナーシャに起因して回転し続けるだろう。更に、共通の排気マニホルドを備えるマルチシリンダ型のエンジン１０では、タービン２８は、コンプレッサ３２への駆動を提供し続けるように続いて作動するシリンダからの初期の排気流れが供給される。

タービン２８の出口４０は、また、好ましくは、第２排気ダクト２０及びそれ故にコンプレッサ３２に接続され、追加的にコンプレッサ３２は、タービン３８を介して排気を吸引して引くだろう。これは、タービン２８の前後の圧力降下を増加し、従って、損失及び非効率性を増加することなく抽出される出力を増大する。更に、また、それは、第２排気フェーズ中、タービン２８を通る排気ガスの残留流れを継続する。

本分野で知られるような種々の排気ダクト１８，２０の注意深い調整により、これらの制限的な流れ及び圧力降下は、最適な動作を保証しポンピング損失が最小になるのを保証するように最適化されることができる。

熱交換器若しくはクーラ３６は、好ましくは、コンプレッサ３２への入口３４の上流側に介在され、第２排気ダクトに接続されてもよく、第２排気ダクトからの排気ガスを冷却する。この熱交換器３６は、第２ダクト２０からの排気流れの温度を低下し、コンプレッサ３２の性能を改善し、これにより、第２排気ダクト２０内の背圧を更に低減し、さらには、排気側のポンピング損失を低減する。熱交換器３６は、冷却されてもよく、メインエンジン１０の冷却システム（図示せず）により排気流れから抽出された熱は除去される。或いは、より好ましくは、熱交換器３６により排気流れから抽出された熱は、更なるエネルギを提供する他の既知のエネルギ回収システムで使用されてもよく、これにより、エンジン１０のエネルギ効率を更に改善する。熱交換器３６は、コンプレッサ３２の入口３４に搬送される全体の排気温度も低減し、従って、コンプレッサ３２の熱要件を低減し、コストを低減し、信頼性を改善し、全体としての性能３２を改善する。

この排気系構造１６を用いると、全体としての排気系の圧力及び従ってポンピング損失は、コンプレッサ３２により低減され、コンプレッサは、効果的には、タービン２８により排気から抽出された廃棄仕事により駆動される一方、分割された第１及び第２排気ダクト１８，２０の使用により、追加のポンピング損失や、かかるタービン２８を有することに関連した損失を受けることもない。即ち、この排気系１６は、排気系の背圧を排気ストローク中に増大することなく、タービン２８の使用により排気から有用な仕事を巧みに抽出する一方、更に、この抽出された仕事を使用して、コンプレッサの使用により、排気側の背圧を低下し、それ故に、実際にポンピング損失を低減する。その結果、モデル化では、この構成は、２．５％以上の燃料消費の低減を生むことがわかり、また、コンプレッサ、タービン特性及びバルブタイミングの最適化により、広いエンジン速度範囲に亘って４％より大きい燃料の利点を与えることが予測された。

図３は、第２実施例及び結合されたシステムを示し、ここでは、図１の排気系構造１６は、従来のタイプのターボジャージング構造と結合されている。これは、吸気側コンプレッサ４８にドライブシャフト４６により駆動可能に接続される第２タービン４４を介在させることにより達成され、この吸気側コンプレッサ４８は、エンジンのシリンダ１２からの吸気流れを従来の態様で圧縮する。この実施例は、一般的に、図１に示す実施例に類似し、同様の参照符号が、対応する要素に対して使用される。

この代替構造では、第２タービン４４は、コンプレッサ３２及び任意的な熱交換器３６の上流側であるが、第１タービン２８からの出口４０の下流側で、第２排気ダクト２０内に配置される。第２タービン４４の入口５０は、第２排気ダクト２０に接続され、また、好ましくは図示のように、第１タービン２８の出口４０に接続され、当該タービン２８からの排気流れと共に第２排気ダクト２０からの排気流れを全体として受ける。第２タービン４４の出口５２は、次いで、排気コンプレッサ３２の入口３４に接続され、この場合、熱交換器３６を介して接続される。第１タービン２８を通って流れた第１排気フェーズ内の初期のブローダウン流れは、それ故に、更に、そこからエネルギを抽出するため、第２タービン４４を通って方向付けられ、また、第２排気ダクト２０を通る主要な排気流れも第２タービン４４を通って流れる。この構造では、第２タービン４４は、第２排気ダクト２０において、第２排気フェーズ及びメイン排気ストローク中にピストン上に作用する背圧を増加させるが、これは、コンプレッサ３２により提供される全体としての排気システム１６内の背圧の低下により相殺される。特に、コンプレッサ３２は、タービン４４の出口圧力を低下し、従って、抽出されたエネルギの所与の量に対して、対応する入口圧力を低下し、それ故に、第２排気ダクトにおける圧力を低下する。更に、吸気側コンプレッサ４８により提供される吸気側のポンピング損失の低減、及び、入口をブーストすることにより提供される全体としての改善は、背圧及び吸気側のポンピング損失の如何なる増加も相殺する。

本実施例の第２タービン４４は、他の構成で置換されうり、実際に、更なるバイパスダクト及びバイパス構造は、第２タービン４４により提供される背圧が大きい場合に、第２タービン４４まわりに設けられる。実際に、更なる代替実施例では、第１タービン２８は、おそらく、その全体が放出される第２タービン４４及び第１タービン２８に接続されるドライブシャフト４６により吸気側コンプレッサ４８を駆動する。しかし、これは、タービン２８の大きさの変更を必要とする一方、これは、部品数を減らし、熱力学的に良好であり、特定の異なる動作条件及び要求に対して最適化された２つの別のタービンを容易に提供する。

この構造は、比較できるような自然吸気式のエンジンに対して上述の実施例により提供されるものに、従来の態様でターボジャージされるエンジンに対して燃料経済性に類似の予測される改善を有する。

理解されるように、上述の特定の実施例に関して多くの他の修正及び変更が可能ある。例えば、タービン２８の出口４０は、大気に直接排気されてもよいが、かかる構造では、効果が低減される。詳細な構造における他の変更は、広範な現在の及び将来のタービンエンジンと共に、例えば可変バルブタイミングや排ガス再循環及び吸気側スロットルタービンの使用のような他のエネルギ技術と組み合わせで適用可能である。本発明は、全ての種類のエンジンに適用されることができ、また、静的な発電と共に自動車用途を含む広範な用途に対して適用されることができる。

本発明の動作の原理及びモードは、その好ましい実施例で説明され図示されてきた。しかし、理解されるべきこととして、本発明は、具体的に説明され図示された態様以外の態様で、その精神や範囲から逸脱することなく実現されうる。

Claims (17)

1. エンジン用の排気構造であって、
   前記エンジンからの排気流れに対する第１排気ダクトと、
   前記エンジンからの排気流れに対する第２排気ダクトと、
   前記エンジンからの排気を、第１排気期間中に前記第１排気ダクトに、続く第２排気期間中に前記第２排気ダクトに、選択的に方向付けるバルブ装置と、
   前記第１排気ダクトに接続される入口を有するタービンと、
   前記タービンに駆動可能に接続され、前記タービンにより駆動され、前記第２排気ダクトに接続される入口を有するコンプレッサと、を含む排気構造。
2. 前記タービンは、前記第２排気ダクト及び／又はコンプレッサの入口に接続される出口４０を有する、請求項１に記載の排気構造。
3. 前記バルブ装置は、前記第２排気期間中に前記第２及び第１排気ダクトの双方に前記エンジンからの排気を選択的に方向付ける、請求項１に記載の排気構造。
4. 前記バルブ装置は、前記第１排気期間中に前記第１排気ダクトだけに、続く第２排気期間中に前記第２排気ダクトだけに、選択的に方向付ける、請求項１又は２に記載の排気構造。
5. 前記バルブ装置は、別々の第１排気バルブと第２排気バルブとを含む、請求項１〜４のうちのいずれか１項に記載の排気構造。
6. 前記エンジンの各シリンダに対応付けられた別々の第１排気バルブと第２排気バルブとを含む、請求項５に記載の排気構造。
7. 少なくとも前記第２排気ダクトに接続され、使用時に前記第２排気ダクトを流れる排気ガスを冷却する熱交換器又はクーラを更に含む、請求項１〜６のうちのいずれか１項に記載の排気構造。
8. 前記熱交換器又はクーラの出口は、前記コンプレッサの入口に接続される、請求項７に記載の排気構造。
9. 前記第１排気期間は、前記エンジンの燃焼室の容積に実質的に変化が無いときの期間に対応する、請求項１〜８のうちのいずれか１項に記載の排気構造。
10. 少なくとも１つの往復動するピストンを備えるエンジン用の請求項１〜９のうちのいずれか１項に記載の排気構造。
11. 前記第１排気期間は、前記ピストンが実質的に静止しているときの期間に対応する、請求項１０に記載の排気構造。
12. 前記第２排気期間は、排気ストローク中の前記ピストンが動いているときの期間に対応する、請求項１０又は１１に記載の排気構造。
13. 前記エンジンへの吸気流れを圧縮する吸気側コンプレッサを駆動する第２タービンを更に含み、前記第２タービンは、前記第２排気ダクトに接続される入口と、前記コンプレッサの入口に接続される出口とを有する、請求項１〜１２のうちのいずれか１項に記載の排気構造。
14. 請求項１〜１２のうちのいずれか１項に記載の排気構造を含むエンジン。
15. 当該エンジンへの吸気流れを圧縮する吸気側コンプレッサを含む、請求項１４に記載のエンジン。
16. 前記吸気側コンプレッサは、前記タービンに駆動可能に接続され、前記タービンにより駆動される、請求項１０に記載のエンジン。
17. 前記排気構造は、第２タービンを更に含み、前記第２タービンは、前記第２排気ダクトに接続される入口と、前記コンプレッサの入口に接続される出口とを有し、当該エンジンの吸気側コンプレッサに駆動可能に接続される、請求項１５に記載のエンジン。

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