JPH07233731A - Supercharging device for engine - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To avoid a torque shock due to a sudden change in the pressure- feeding flow of the auxiliary driving fluid in a turbo supercharger. CONSTITUTION:In a supercharging device, the oil discharged from an oil pump 108 is jetted to a fluid turbine of a turbo rotary shaft to auxiliary-drive a turbo supercharger. The oil pump 108 is a variable displacement type oil pump, and a differential pressure type driving device 54 utilizes fluctuation of a pressure difference between the supercharging pressure P1 in the upstream of a throttle valve 15 and the intake negative pressure P2 in the downstream of the throttle valve 15 at the transition period of the engine operation condition to gradually change the displacement of the oil pump 108.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、ターボ過給機を備えた
エンジンの過給装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a supercharger for an engine equipped with a turbocharger.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来、ターボ過給機を備えたエンジンの
過給装置として、例えば特公昭５９−５１６４９号公報
に示されるものが知られている。この装置では、吸気側
に設けられるコンプレッサと排気側に設けられるタービ
ンとがターボ回転軸で連結され、このターボ回転軸が滑
り軸受で回転可能に支持されるとともに、このターボ回
転軸の途中に流体タービンが設けられ、この流体タービ
ンにオイルが一定流量で噴射されることにより、ターボ
回転軸の駆動が補助されるようになっている。より具体
的には、制御弁の作動により補助駆動状態と補助駆動停
止状態とに切換可能とし、上記コンプレッサから出力さ
れる圧縮空気の圧力が所定値以下となった時点で上記補
助駆動停止状態から補助駆動状態に切換え、上記ターボ
回転軸を急激に加速する制御が行われる。2. Description of the Related Art Conventionally, as a supercharger for an engine having a turbocharger, for example, one disclosed in Japanese Patent Publication No. 59-51649 is known. In this device, a compressor provided on the intake side and a turbine provided on the exhaust side are connected by a turbo rotary shaft, the turbo rotary shaft is rotatably supported by a slide bearing, and a fluid is provided in the middle of the turbo rotary shaft. A turbine is provided and oil is injected into the fluid turbine at a constant flow rate to assist driving of the turbo rotating shaft. More specifically, it is possible to switch between the auxiliary drive state and the auxiliary drive stop state by operating the control valve, and when the pressure of the compressed air output from the compressor becomes a predetermined value or less, the auxiliary drive stop state is changed. Control is performed to switch to the auxiliary drive state and rapidly accelerate the turbo rotary shaft.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】上記公報に示される装
置は、エンジンの運転状態に応じて補助駆動状態と補助
駆動停止状態とに択一的に切換えられるものであるの
で、この切換の際、走行トルクに著しいショックが生じ
るおそれがある。例えば、上記補助駆動状態からいきな
り補助駆動停止状態に切換えた場合、すなわち補助駆動
を急停止させた場合には、ターボ回転軸の駆動力ひいて
は過給圧が急減するおそれがある。また、上記オイルを
圧送するポンプ等は一般にエンジン出力を利用して駆動
されるが、この場合において、例えばアクセル踏み込み
時に急加速を実行すべく上記ポンプ等を停止状態からい
きなりフル作動状態に切換えると、その分エンジン負荷
が増大して出力トルクが急減し、却って加速性を損なう
といった事態も生じ得る。The device disclosed in the above publication is selectively switched between the auxiliary drive state and the auxiliary drive stop state according to the operating state of the engine. There is a risk of a significant shock to the running torque. For example, when the auxiliary drive state is suddenly switched to the auxiliary drive stop state, that is, when the auxiliary drive is suddenly stopped, the driving force of the turbo rotary shaft and thus the supercharging pressure may suddenly decrease. Further, a pump or the like for pumping the oil is generally driven by using the engine output, and in this case, for example, when the pump or the like is suddenly switched from a stopped state to a full operating state in order to execute rapid acceleration when the accelerator is depressed. However, a situation may occur in which the engine load increases correspondingly and the output torque sharply decreases, which in turn impairs acceleration.

【０００４】本発明は、このような事情に鑑み、エンジ
ンの運転状態に応じてターボ過給機の補助駆動を制御し
ながら、その補助駆動力の急変によるトルクショックを
回避することができるエンジンの過給装置を提供するこ
とを目的とする。In view of the above circumstances, the present invention provides an engine capable of avoiding a torque shock due to a sudden change in the auxiliary driving force while controlling the auxiliary driving of the turbocharger according to the operating state of the engine. An object is to provide a supercharging device.

【０００５】[0005]

【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため
の手段として、本発明は、ターボ過給機においてコンプ
レッサとタービンとを連結するターボ回転軸に流体ター
ビンを設けるとともに、エンジン出力を利用して作動流
体を圧送する圧送手段と、この圧送手段により圧送され
る作動流体を上記流体タービンに噴射することにより上
記ターボ回転軸を補助駆動する流体噴射手段とを備えた
エンジンの過給装置において、上記エンジンの運転状態
の過渡期に上記圧送手段による作動流体の圧送流量を徐
々に変化させる流量制御手段を備えたものである（請求
項１）。As a means for solving the above problems, the present invention provides a fluid turbine on a turbo rotary shaft connecting a compressor and a turbine in a turbocharger and utilizes the engine output. In a supercharging device for an engine, comprising: a pumping means for pumping a working fluid by pressure, and a fluid jetting means for auxiliary driving the turbo rotating shaft by injecting the working fluid pumped by the pumping fluid to the fluid turbine, The present invention is provided with a flow rate control means for gradually changing the flow rate of the working fluid pumped by the pumping means during the transitional period of the operating state of the engine (claim 1).

【０００６】上記圧送手段としては可変容量型オイルポ
ンプが好適であり、この場合、上記流量制御手段として
上記エンジンの運転状態の過渡期に上記可変容量型オイ
ルポンプの容量を徐々に変化させる容量制御手段を備え
ればよい（請求項２）。A variable displacement oil pump is suitable as the pressure feeding means, and in this case, the flow rate control means is a displacement control for gradually changing the displacement of the variable displacement oil pump during a transitional period of the operating state of the engine. Means may be provided (Claim 2).

【０００７】上記可変容量型オイルポンプを用いた装置
では、上記可変容量型オイルポンプを複数枚のベーンを
もつロータとこれらロータ及びベーンを収納するロータ
ハウジングとの相対移動により容量が変化するように構
成するとともに、上記容量制御手段として、上記ターボ
過給機下流側でスロットル弁上流側の吸気通路内圧力と
スロットル弁下流側の吸気通路内圧力との圧力差により
上記ロータとロータハウジングとを相対移動させる差圧
式駆動装置を備えたものや（請求項３）、上記容量制御
手段として、制御信号を受けて上記可変容量型オイルポ
ンプの容量を変化させる容量可変手段と、エンジン負荷
に相当する量を検出する負荷検出手段と、エンジン回転
数を検出するエンジン回転数検出手段と、検出されたエ
ンジン負荷及びエンジン回転数に応じて目標ポンプ吐出
量を決定し、この目標ポンプ吐出量に基づいて上記容量
可変手段に制御信号を出力する制御信号出力手段とを備
えたもの（請求項４）等が有効である。In the apparatus using the variable capacity oil pump, the capacity of the variable capacity oil pump is changed by relative movement between a rotor having a plurality of vanes and a rotor housing accommodating the rotor and the vanes. In addition to the above, as the capacity control means, the rotor and the rotor housing are opposed to each other by the pressure difference between the intake passage internal pressure on the throttle valve upstream side and the intake passage internal pressure on the throttle valve downstream side on the turbocharger downstream side. A device provided with a differential pressure type drive device for moving (claim 3), or as the displacement control device, a displacement variable device for receiving the control signal to change the displacement of the variable displacement oil pump, and an amount corresponding to the engine load. Load detecting means for detecting the engine speed, engine speed detecting means for detecting the engine speed, and the detected engine load and engine speed. A target pump discharge amount is determined according to the gin rotation speed, and a control signal output means for outputting a control signal to the displacement varying means based on the target pump discharge amount is provided (claim 4). is there.

【０００８】以上のように可変容量型オイルポンプを用
いた装置では、その容量を常に０よりも大きな量に保つ
ように上記容量制御手段を構成することが、より好まし
い（請求項１４）。In the apparatus using the variable displacement oil pump as described above, it is more preferable that the displacement control means is constructed so that the displacement is always kept larger than 0 (claim 14).

【０００９】上記流量制御手段としては、上記エンジン
の加速操作開始時から所定期間、上記作動流体の流量を
徐々に増大させるものが好適である（請求項５）。この
場合、上記エンジンの加速操作速度が高いほど上記作動
流体の流量増大率を高めるようにすれば（請求項６）、
後述のようなより優れた効果が得られる。It is preferable that the flow rate control means gradually increase the flow rate of the working fluid for a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine (claim 5). In this case, the flow rate increase rate of the working fluid may be increased as the acceleration operation speed of the engine is increased (claim 6).
More excellent effects as described below can be obtained.

【００１０】また、上記流量制御手段としては、上記エ
ンジンの加速操作開始時から所定期間が経過した後、上
記作動流体の流量を徐々に減少させるものがより好適で
ある（請求項７）。この場合、上記作動流体の流量をエ
ンジン回転数にほぼ反比例させるように上記流量制御手
段を構成したり（請求項８）、上記作動流体の目標流量
を排気エネルギが０と仮定して設定される基本目標流量
からエンジン回転数が高いほど増大する減少補正値を差
し引いた量に設定したりする（請求項９）ことにより、
後述のようなより優れた効果が得られる。Further, as the flow rate control means, it is more preferable to gradually reduce the flow rate of the working fluid after a predetermined period has elapsed from the start of the acceleration operation of the engine (claim 7). In this case, the flow rate control means is configured so that the flow rate of the working fluid is substantially inversely proportional to the engine speed (claim 8), and the target flow rate of the working fluid is set on the assumption that the exhaust energy is zero. By setting a value obtained by subtracting a decrease correction value that increases as the engine speed increases from the basic target flow rate (claim 9),
More excellent effects as described below can be obtained.

【００１１】さらに、上記のように加速操作開始時から
作動流体の流量を徐々に増大させるものにおいて、上記
ターボ回転軸をコンプレッサ側軸とタービン側軸とに分
割し、コンプレッサ側軸とタービン側軸とに分割し、エ
ンジン回転数が所定回転数未満の領域では上記コンプレ
ッサ側軸とタービン側軸とを相対回転可能に切離しエン
ジン回転数が所定回転数以上の領域では上記コンプレッ
サ側軸とタービン側軸とを連結する連結切換手段を備え
れば、より好ましいものとなる（請求項１０）。Further, in the above-described one in which the flow rate of the working fluid is gradually increased from the start of the acceleration operation, the turbo rotary shaft is divided into a compressor side shaft and a turbine side shaft, and the compressor side shaft and the turbine side shaft are divided. The compressor-side shaft and the turbine-side shaft are separated from each other so that the compressor-side shaft and the turbine-side shaft can rotate relative to each other in a region where the engine speed is less than a predetermined number of revolutions It is more preferable to provide a connection switching means for connecting and (Claim 10).

【００１２】また、上記流量制御手段は、上記エンジン
の減速操作時に上記作動流体の流量を徐々に減少させる
ものも好適である（請求項１１）。It is also preferable that the flow rate control means gradually reduces the flow rate of the working fluid when the engine is decelerated (claim 11).

【００１３】また、上記流量制御手段は、上記補助駆動
時にはエンジン負荷が高いほど上記作動流体の流量を多
くするものが、より好適である（請求項１２）。この場
合、上記エンジン負荷が高いほどこのエンジン負荷の増
大に伴う上記作動流体の流量の増大率を高めることが、
より好ましい（請求項１３）。It is more preferable that the flow rate control means increases the flow rate of the working fluid as the engine load increases during the auxiliary drive. In this case, the higher the engine load is, the higher the increase rate of the flow rate of the working fluid with the increase of the engine load is,
More preferable (Claim 13).

【００１４】[0014]

【作用】請求項１記載の装置によれば、圧送手段の圧送
する作動流体がターボ回転軸の流体タービンに噴射され
ることにより、ターボ過給機の駆動が補助されるととも
に、エンジン運転状態の過渡期には、上記圧送手段によ
り圧送される作動流体の流量が徐々に変えられることに
より、この圧送流量の急変による走行トルクのショック
が避けられる。According to the apparatus of the present invention, the working fluid pumped by the pumping means is injected into the fluid turbine of the turbo rotary shaft to assist the driving of the turbocharger and to prevent the engine from operating. During the transition period, the flow rate of the working fluid pumped by the pumping means is gradually changed, so that the shock of the running torque due to the sudden change of the pumping flow rate can be avoided.

【００１５】より具体的に、請求項２記載の装置では、
可変容量型オイルポンプから吐出されるオイルによって
上記流体タービン及びターボ回転軸が回転駆動されると
ともに、この可変容量型オイルポンプの容量変化によっ
て圧送流量の制御が行われる。More specifically, in the apparatus according to claim 2,
The fluid turbine and the turbo rotary shaft are rotationally driven by the oil discharged from the variable displacement oil pump, and the pressure flow rate is controlled by the change in the displacement of the variable displacement oil pump.

【００１６】ここで、請求項３記載の装置では、ターボ
過給機下流側でかつスロットル弁上流側の吸気通路内圧
力とスロットル弁下流側の吸気通路内圧力との圧力差に
より、ロータとロータハウジングとが相対移動し、これ
により自動的に容量制御が実行される。According to the third aspect of the present invention, the rotor and the rotor are separated by the pressure difference between the pressure in the intake passage on the downstream side of the turbocharger and on the upstream side of the throttle valve and the pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve. The housing and the housing move relative to each other, whereby the capacity control is automatically executed.

【００１７】一方、請求項４記載の装置では、負荷検出
手段やエンジン回転数検出手段の検出結果により実際の
エンジン運転状態が読み取られ、この運転状態に応じた
目標ポンプ吐出量に基づいて、ポンプ容量の制御が行わ
れる。On the other hand, in the apparatus according to the fourth aspect, the actual engine operating state is read by the detection results of the load detecting means and the engine speed detecting means, and the pump is pumped based on the target pump discharge amount according to this operating state. Capacity control is performed.

【００１８】このような可変容量型オイルポンプをもつ
装置において、請求項１４記載のものでは、上記可変容
量型オイルポンプの容量を常時０よりも大きな量に保
つ、すなわち、最低でも微小量のオイルは流し続けるこ
とによって、熱のこもりによるオイルの蒸発が避けられ
る。In a device having such a variable displacement type oil pump, according to a fourteenth aspect, the capacity of the variable displacement type oil pump is constantly maintained at a value larger than 0, that is, at least a minute amount of oil. By continuing to run, the evaporation of oil due to heat buildup is avoided.

【００１９】請求項５記載の装置では、エンジンの加速
操作開始時から所定期間、上記作動流体の流量が徐々に
増大することにより、エンジン負荷の急増を避けながら
良好な加速性が確保される。しかも、請求項６記載の装
置では、エンジンの加速操作速度が高いほど上記作動流
体の流量増大率が高められるため、運転者の要求する加
速度に即した補助駆動制御が実行される。In the apparatus according to the fifth aspect, the flow rate of the working fluid is gradually increased for a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine, so that good acceleration performance is ensured while avoiding a sudden increase in the engine load. Moreover, in the apparatus according to the sixth aspect, the higher the acceleration operation speed of the engine is, the higher the rate of increase in the flow rate of the working fluid is, so that the auxiliary drive control is executed in accordance with the acceleration required by the driver.

【００２０】上記加速操作開始時から所定期間が過ぎた
後は、ターボ過給機のタービン回転数が上昇する分、必
要とされる補助駆動力は減少することになるが、ここで
請求項７記載の装置では、エンジンの加速操作開始時か
ら所定期間経過後、上記作動流体の流量が徐々に減少す
るため、補助駆動の急停止による過給圧の急減が避けら
れる。そして、請求項８記載の装置では、上記作動流体
の流量がエンジン回転数にほぼ反比例するように減少す
るため、後述のように過給圧は終始ほぼ一定に保たれ
る。また、請求項９記載の装置では、エンジン回転数が
高いほど、すなわち排気エネルギが高くてこれによるタ
ーボ駆動力が高いほど、基本目標流量よりも低めの目標
流量が設定されることにより、必要以上の補助駆動が行
われることが避けられ、排気エネルギが有効に活用され
る。After the lapse of a predetermined period from the start of the acceleration operation, the auxiliary driving force required is reduced by the amount of increase in the turbine speed of the turbocharger. In the device described above, the flow rate of the working fluid gradually decreases after a lapse of a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine. Further, in the apparatus according to the eighth aspect, the flow rate of the working fluid decreases so as to be substantially inversely proportional to the engine speed, so that the supercharging pressure is kept substantially constant throughout the period as described later. Further, in the apparatus according to claim 9, the higher the engine speed, that is, the higher the exhaust energy is and the higher the turbo driving force is, the target flow rate lower than the basic target flow rate is set. It is avoided that the auxiliary drive is performed and the exhaust energy is effectively used.

【００２１】さらに、上記のように加速操作開始時から
作動流体の流量を徐々に増大させるものにおいて、請求
項１０記載の装置では、加速操作開始直後、すなわち一
般にはエンジン回転数が十分に高まっていない期間で
は、タービン側軸から切り離された、比較的慣性モーメ
ントの小さいコンプレッサ側軸のみが補助駆動されるの
で、この期間、補助駆動のための流量をいきなり大容量
まで高めずに徐々に増大させても上記コンプレッサ側軸
をより十分な加速度で加速することができる。その後、
作動流体流量が十分に高まりかつタービン回転数が十分
に高まった状態で、コンプレッサ側軸とタービン側軸と
が一体に連結されて排気エネルギによるコンプレッサの
駆動が開始されることにより、必要補助駆動力が節減さ
れる。Further, in the apparatus for gradually increasing the flow rate of the working fluid from the start of the acceleration operation as described above, in the apparatus according to claim 10, immediately after the start of the acceleration operation, that is, in general, the engine speed is sufficiently increased. During the non-use period, only the compressor side shaft, which is separated from the turbine side shaft and has a relatively small moment of inertia, is auxiliary driven.Therefore, during this period, the flow rate for auxiliary drive is gradually increased without suddenly increasing to a large capacity. However, the shaft on the compressor side can be accelerated with a sufficient acceleration. afterwards,
When the flow rate of the working fluid is sufficiently high and the turbine speed is sufficiently high, the compressor side shaft and the turbine side shaft are integrally connected to start driving the compressor by the exhaust energy. Is saved.

【００２２】請求項１１記載の装置では、エンジンの減
速操作時に上記作動流体の流量が徐々に減少することに
より、補助駆動の急停止による過給圧の急減を避けなが
ら、良好な減速性が確保される。In the device according to the eleventh aspect of the present invention, the flow rate of the working fluid is gradually decreased during deceleration operation of the engine, so that good deceleration is secured while avoiding a sudden decrease in boost pressure due to a sudden stop of auxiliary drive. To be done.

【００２３】請求項１２記載の装置では、上記補助駆動
時、エンジン負荷の上昇に伴って上記作動流体の流量が
増加されるため、高い出力を要しない低負荷運転時には
補助駆動力の抑制により燃費が向上する一方、高負荷運
転時には補助駆動力の増加により高出力が確保される。
ここで、請求項１３記載の装置では、上記エンジン負荷
が高いほどこのエンジン負荷の増大に伴う上記作動流体
の流量の増大率が高められるため、さほど高い出力を要
しない中負荷運転領域で補助駆動力の抑制度合いを強め
る一方、負荷の非常に高い運転領域では十分に高い出力
が確保される。According to the twelfth aspect of the present invention, since the flow rate of the working fluid is increased as the engine load is increased during the auxiliary drive, the fuel consumption is reduced by suppressing the auxiliary drive force during low load operation that does not require high output. On the other hand, high output is secured by increasing the auxiliary driving force during high load operation.
Here, in the apparatus according to claim 13, the higher the engine load is, the higher the rate of increase in the flow rate of the working fluid with the increase in the engine load is. Therefore, the auxiliary drive is performed in the medium-load operation region that does not require a very high output. While increasing the degree of restraint of force, a sufficiently high output is secured in an operating region where the load is very high.

【００２４】[0024]

【実施例】本発明の一実施例を図面に基づいて説明す
る。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.

【００２５】図３に示すエンジン１０の各気筒には、吸
気マニホールド１２を介して共通吸気管１４が接続され
ており、その途中にスロットル弁１５、インタクーラー
１６、ターボ過給機２４、エアクリーナー１８等が設け
られている。上記各気筒には排気マニホールド１９を介
して共通排気管２０が接続されており、その途中に上記
ターボ過給機２４、排ガス浄化用触媒２２等が設けられ
ている。A common intake pipe 14 is connected to each cylinder of the engine 10 shown in FIG. 3 via an intake manifold 12, and a throttle valve 15, an intercooler 16, a turbocharger 24, an air cleaner are provided in the middle thereof. 18 etc. are provided. A common exhaust pipe 20 is connected to each of the cylinders via an exhaust manifold 19, and the turbocharger 24, the exhaust gas purifying catalyst 22 and the like are provided in the middle thereof.

【００２６】上記ターボ過給機２４の内部構造を図４に
示す。このターボ過給機２４は、通常のターボ過給機と
同様、コンプレッサ２６及びタービン２８を備え、両者
がターボ回転軸３５によって連結されている。コンプレ
ッサ２６はコンプレッサハウジング３０に収容され、タ
ービン２８はタービンハウジング３２に収容されてい
る。コンプレッサハウジング３０は上記共通吸気管１４
の途中に組み込まれ、タービンハウジング３２は上記共
通排気管２０の途中に組み込まれている。両ハウジング
３０，３２は略円筒状の本体ハウジング３４を介して連
結されており、この本体ハウジング３４により上記ター
ボ回転軸３５が回転可能に支持されている。The internal structure of the turbocharger 24 is shown in FIG. The turbocharger 24 includes a compressor 26 and a turbine 28, which are connected to each other by a turbo rotating shaft 35, similarly to a normal turbocharger. The compressor 26 is housed in a compressor housing 30, and the turbine 28 is housed in a turbine housing 32. The compressor housing 30 is the common intake pipe 14 described above.
The turbine housing 32 is incorporated in the middle of the common exhaust pipe 20. Both housings 30 and 32 are connected via a substantially cylindrical main body housing 34, and the main body housing 34 rotatably supports the turbo rotary shaft 35.

【００２７】このターボ回転軸３５の略中央部には、油
圧タービン（流体タービン）３８が設けられている。こ
の油圧タービン３８は、周方向成分をもつ作動油流がコ
ンプレッサ側（図１では右側）から吹き付けられた時に
そのエネルギをターボ回転軸３５の回転エネルギに変換
する形状の羽根を有している。これに対し、上記本体ハ
ウジング３４には、その側壁を径方向に貫通するオイル
供給ノズル（流体噴射手段）６２が固定されており、こ
のオイル供給ノズル６２の噴射口４０が本体ハウジング
３４内において上記油圧タービン３８に向けられてい
る。A hydraulic turbine (fluid turbine) 38 is provided at a substantially central portion of the turbo rotary shaft 35. The hydraulic turbine 38 has blades shaped to convert the energy of the working oil flow having a circumferential component when it is blown from the compressor side (right side in FIG. 1) into rotational energy of the turbo rotary shaft 35. On the other hand, an oil supply nozzle (fluid ejecting means) 62 penetrating the side wall of the main body housing 34 in the radial direction is fixed, and the injection port 40 of the oil supply nozzle 62 is located inside the main body housing 34. It is directed to the hydraulic turbine 38.

【００２８】なお、図４において４２は、ターボ過給機
２４内のオイルを適宜機外へ排出するためのオイル排出
パイプである。In FIG. 4, reference numeral 42 denotes an oil discharge pipe for appropriately discharging the oil in the turbocharger 24 to the outside of the machine.

【００２９】前記図３に示すように、上記エンジン１０
のクランク軸１０２には、駆動伝達機構１０４を介して
オイルポンプ１０８が連結されている。このオイルポン
プ１０８は、上記クランク軸１０２の駆動力を受けて作
動し、上記エンジン１０内の潤滑オイルを作動オイルと
して上記オイル供給ノズル６２に圧送するように構成さ
れている。As shown in FIG. 3, the engine 10
An oil pump 108 is connected to the crankshaft 102 via a drive transmission mechanism 104. The oil pump 108 is configured to operate by receiving the driving force of the crankshaft 102, and pressure-feed the lubricating oil in the engine 10 to the oil supply nozzle 62 as operating oil.

【００３０】上記オイルポンプ１０８の構造を図１，２
に示す。このオイルポンプ１０８は、可変容量型のもの
であり、外側ハウジング４４と、この外側ハウジング４
４内をスライドするロータハウジング４６とを備えてい
る。上記外側ハウジング４４の側壁には、オイル吸入口
４４ａ及びオイル吐出口４４ｂが形成され、オイル吸入
口４４ａが上記エンジン本体１０に接続される一方、オ
イル吐出口４４ｂが上記ターボ過給機２４のオイル供給
ノズル６２に接続されている。ロータハウジング４６に
は、オイル吸入溝４６ａ及びオイル吐出溝４６ｂが形成
されており、このロータハウジング４６のスライド範囲
内で、上記オイル吸入溝４６ａを介して上記オイル吸入
口４４ａとロータハウジング４６内とが連通され、上記
オイル吐出溝４６ｂを介して上記オイル吐出口４４ｂと
ロータハウジング４６内とが連通されるようになってい
る。The structure of the oil pump 108 is shown in FIGS.
Shown in. The oil pump 108 is of a variable capacity type, and includes the outer housing 44 and the outer housing 4
4 and a rotor housing 46 that slides in the inside. An oil inlet 44a and an oil outlet 44b are formed on the side wall of the outer housing 44. The oil inlet 44a is connected to the engine body 10, while the oil outlet 44b is the oil of the turbocharger 24. It is connected to the supply nozzle 62. An oil suction groove 46a and an oil discharge groove 46b are formed in the rotor housing 46, and within the sliding range of the rotor housing 46, the oil suction port 44a and the rotor housing 46 are connected via the oil suction groove 46a. Are communicated with each other, and the oil discharge port 44b and the inside of the rotor housing 46 are communicated with each other via the oil discharge groove 46b.

【００３１】上記外側ハウジング４４側にはロータ回転
軸４８を中心として回転可能にロータ５０が支持され、
このロータ５０の外周部にその径方向に移動可能に複数
枚のベーン５２が装着されており、これらロータ５０及
びベーン５２がロータハウジング４６内に収納されてい
る。そして、上記軸４８が上記駆動伝達機構１０４に連
結されており、この軸４８及びロータ５０が回転駆動さ
れた状態で、上記ロータハウジング４６が外側ハウジン
グ４４に対してスライドすることにより、オイル吐出容
量が変化するようになっている。具体的には、上記ロー
タハウジング４６と軸４８との偏心量が増大する（すな
わちロータハウジング４６が図１の左方向にスライドす
る）につれてポンプ容量も増大するようになっている。A rotor 50 is supported on the outer housing 44 side so as to be rotatable around a rotor rotation shaft 48,
A plurality of vanes 52 are mounted on the outer peripheral portion of the rotor 50 so as to be movable in the radial direction, and the rotor 50 and the vanes 52 are housed in a rotor housing 46. The shaft 48 is connected to the drive transmission mechanism 104, and the rotor housing 46 slides with respect to the outer housing 44 while the shaft 48 and the rotor 50 are rotationally driven, whereby the oil discharge capacity is increased. Is changing. Specifically, as the amount of eccentricity between the rotor housing 46 and the shaft 48 increases (that is, the rotor housing 46 slides to the left in FIG. 1), the pump displacement also increases.

【００３２】上記ロータハウジング４６からはそのスラ
イド方向にロッド４４ｃが延設されており、このロッド
４４ｃが差圧式駆動装置５４に連結されている。この差
圧式駆動装置５４は、ハウジング５６を備え、このハウ
ジング５６内に、上記ロッド４４ｃ先端に形成された円
板部４４ｄを収納している。このハウジング５６内に
は、上記円板部４４ｄと当接する突出部５６ａが形成さ
れ、この当接状態（図１の状態）で上記ロータハウジン
グ４６と軸４８との偏心量が最小となる（すなわちポン
プ容量が最小の微小量となる）ように突出部５６ａの突
出量が設定されている。A rod 44c extends from the rotor housing 46 in the sliding direction, and the rod 44c is connected to the differential pressure type drive device 54. The differential pressure drive device 54 includes a housing 56, and the disk portion 44d formed at the tip of the rod 44c is housed in the housing 56. A projecting portion 56a that abuts the disc portion 44d is formed in the housing 56, and the eccentric amount between the rotor housing 46 and the shaft 48 is minimized in this abutting state (state of FIG. 1) (that is, The amount of protrusion of the protrusion 56a is set so that the pump capacity is a minimum amount.

【００３３】上記円板部４４ｄの外周面とハウジング５
６の内面との間はダイヤフラム５８でシールされ、同様
に上記突出部５６ａの周囲の空間とその外側の空間とも
ダイヤフラム５７でシールされている。そして、このダ
イヤフラム５７よりも内側の空間に上記ロータハウジン
グ４６を偏心量増大方向（図１，２では左方向）に付勢
するスプリング６０が設けられており、この空間内はハ
ウジング５６側壁の貫通孔５６ｂを通じて大気と連通さ
れている。The outer peripheral surface of the disc portion 44d and the housing 5
The inner surface of 6 is sealed by a diaphragm 58, and similarly, the space around the protrusion 56a and the space outside thereof are also sealed by the diaphragm 57. A spring 60 for urging the rotor housing 46 in the direction of increasing the eccentricity (leftward in FIGS. 1 and 2) is provided in the space inside the diaphragm 57, and the side wall of the housing 56 penetrates through this space. The hole 56b communicates with the atmosphere.

【００３４】上記ハウジング５６の側壁において、上記
ダイヤフラム５８を境にロッド４４ｃよりの位置には第
１ポート６４１が形成され、スプリング６０よりの位置
には第２ポート６４２が形成されている。上記第１ポー
ト６４１は上記スロットル弁１５とインタクーラー１６
との間の吸気通路１４内に接続され、上記第２ポート６
４２はスロットル弁１５下流側の吸気通路１４内に接続
されている。従って、上記スロットル弁１５上流側の圧
力（＝過給圧）Ｐ１が上記ロッド４４ｃよりの空間内
に、上記スロットル弁１５下流側の圧力Ｐ２（＝ Boos
t）が上記スプリング６０よりの空間内に、それぞれ導
入されるようになっており、その圧力差によって上記ロ
ータハウジング４６のスライド駆動が行われるようにな
っている。On the side wall of the housing 56, a first port 641 is formed at the position of the rod 44c and a second port 642 is formed at the position of the spring 60 with the diaphragm 58 as a boundary. The first port 641 is connected to the throttle valve 15 and the intercooler 16
Connected in the intake passage 14 between the second port 6 and
Reference numeral 42 is connected to the intake passage 14 downstream of the throttle valve 15. Therefore, the pressure P1 (= supercharging pressure) P1 on the upstream side of the throttle valve 15 enters the space P2 (= Boos) on the downstream side of the throttle valve 15 in the space from the rod 44c.
t) are respectively introduced into the space from the spring 60, and the pressure difference causes the rotor housing 46 to slide.

【００３５】次に、この装置の作用を説明する。Next, the operation of this device will be described.

【００３６】上記エンジン本体１０が始動すると、その
クランク軸１０２に連結されているオイルポンプ１０８
が作動し、エンジン１０内のオイルをオイル供給ノズル
６２に供給する。このオイルは、ノズル噴射口４０から
油圧タービン３８に向かって噴射され、これにより上記
油圧タービン３８と一体にターボ回転軸３５が補助回転
駆動される。When the engine body 10 is started, the oil pump 108 connected to the crankshaft 102 thereof.
Operates to supply the oil in the engine 10 to the oil supply nozzle 62. This oil is injected from the nozzle injection port 40 toward the hydraulic turbine 38, whereby the turbo rotary shaft 35 is driven to rotate auxiliaryly together with the hydraulic turbine 38.

【００３７】ここで、図１に示すようにスロットル弁１
５が全閉もしくは略全閉である低負荷運転時では、スロ
ットル弁下流側圧力（吸気負圧）Ｐ２がスロットル弁上
流側圧力（過給圧）Ｐ１よりも著しく低いため、その圧
力差により円板部４４ｄがスプリング６０の弾発力に抗
して上記突出部５６ａと当接する位置まで押され、ロー
タ回転軸４８とロータハウジング４６との偏心量は最小
となる。従って、オイルポンプ１０８の容量も最小の微
小量に抑えられ、補助駆動はほとんど行われない状態と
なる。Here, as shown in FIG. 1, the throttle valve 1
At the time of low load operation in which 5 is fully closed or substantially fully closed, the throttle valve downstream side pressure (intake negative pressure) P2 is significantly lower than the throttle valve upstream side pressure (supercharging pressure) P1, and therefore the pressure difference causes a circle. The plate portion 44d is pushed against the elastic force of the spring 60 to a position where it abuts against the projecting portion 56a, and the eccentric amount between the rotor rotary shaft 48 and the rotor housing 46 is minimized. Therefore, the capacity of the oil pump 108 is suppressed to the minimum minute amount, and the auxiliary drive is hardly performed.

【００３８】このような状態から、アクセルの踏み込み
によって図２に示すようにスロットル弁１５が開かれる
と、その上流側圧力Ｐ１と下流側圧力Ｐ２との差がほと
んどなくなるため、スプリング６０の弾発力によって円
板部４４ｄが上記突出部５６ａから離れる方向に押さ
れ、これによりロータ回転軸４８とロータハウジング４
６との偏心量が増大する。これに伴ってオイルポンプ１
０８の容量も増大し、補助駆動力が増加される。具体的
には、差圧式駆動装置５４内において圧力Ｐ１の受圧面
積をＳ１（図２参照）、圧力Ｐ２の受圧面積をＳ２、ス
プリング６０の弾発力をＦ(ｘ）（ｘはばね変形量）と
すると、上記円板部４４ｄはＦ(ｘ）＝Ｐ１・Ｓ１−Ｐ
２・Ｓ２が成立するようなばね変形量ｘに対応する位置
に変位する。From this state, when the throttle valve 15 is opened as shown in FIG. 2 by depressing the accelerator, there is almost no difference between the upstream pressure P1 and the downstream pressure P2, so the spring 60 springs. The disc portion 44d is pushed by the force in the direction away from the protruding portion 56a, whereby the rotor rotating shaft 48 and the rotor housing 4 are pushed.
The amount of eccentricity with 6 increases. Along with this, the oil pump 1
The capacity of 08 is also increased and the auxiliary driving force is increased. Specifically, in the differential pressure drive device 54, the pressure receiving area of pressure P1 is S1 (see FIG. 2), the pressure receiving area of pressure P2 is S2, and the elastic force of the spring 60 is F (x) (x is the spring deformation amount). ), The disc part 44d has F (x) = P1 · S1-P
It is displaced to a position corresponding to the spring deformation amount x such that 2 · S2 holds.

【００３９】ここで、上記スロットル弁１５が開かれて
からその前後圧力Ｐ１，Ｐ２の差が十分に小さくなるま
でには相当の応答遅れがあり、また、各ポート６４１，
６４２への圧力導入通路での通路抵抗による応答遅れ
や、オイルポンプ１０８及び差圧式駆動装置５４での応
答遅れもあるので、たとえスロットル弁１５が急速に開
かれたとしても、ロータハウジング４６はスロットル弁
１５の開き開始時点から徐々にスライドすることとな
り、ポンプ容量も徐々に増大する。すなわち、オイルポ
ンプ１０８が急にフル作動するといったことが防がれ、
この急作動に起因するエンジン負荷の急増ひいては走行
トルクの落ち込みが防がれる。このように補助駆動力が
徐々に増加されることにより安定した加速性が確保され
る。Here, there is a considerable response delay from the opening of the throttle valve 15 until the difference between the front and rear pressures P1 and P2 thereof becomes sufficiently small, and each port 641,
Since there is a response delay due to the passage resistance in the pressure introduction passage to 642 and a response delay in the oil pump 108 and the differential pressure type drive device 54, even if the throttle valve 15 is rapidly opened, the rotor housing 46 will not rotate. The valve 15 gradually slides from the time when the valve 15 starts to open, and the pump capacity also gradually increases. That is, it is possible to prevent the oil pump 108 from fully operating suddenly,
It is possible to prevent a sudden increase in engine load and a drop in running torque due to the sudden operation. In this way, the auxiliary driving force is gradually increased to ensure stable acceleration.

【００４０】上記加速が進められ、エンジン回転数及び
排気エネルギが上昇すると、この排気エネルギによるタ
ーボ駆動でコンプレッサ回転数も上昇し、再び過給圧Ｐ
１とスロットル弁下流側圧力Ｐ２との差（＞０）が広が
ることになる。この圧力差で、ターボハウジング４６は
スプリング６０の弾発力に抗して上記突出部５６ａと当
接する位置に徐々に戻ることになり、これによりポンプ
容量及び補助駆動力が今度は徐々に下げられる。When the engine speed and exhaust energy increase as the above-mentioned acceleration proceeds, the turbo engine driven by this exhaust energy also increases the compressor speed, and the supercharging pressure P increases again.
The difference (> 0) between 1 and the pressure P2 on the downstream side of the throttle valve widens. Due to this pressure difference, the turbo housing 46 gradually returns to the position where it abuts against the projecting portion 56a against the elastic force of the spring 60, whereby the pump capacity and the auxiliary driving force are gradually reduced this time. .

【００４１】このような補助駆動力抑制により、過給圧
の過度の上昇によるノッキング等の不都合が未然に防が
れるとともに、ポンプ容量及び補助駆動力の急減が防が
れることにより、これに起因する走行トルクの急激な落
ちこみすなわちトルクショックが防がれる。By suppressing the auxiliary driving force as described above, inconveniences such as knocking due to excessive rise of the supercharging pressure can be prevented, and the pump capacity and the auxiliary driving force can be prevented from sharply decreasing. This prevents a sudden drop in running torque, that is, a torque shock.

【００４２】また、上記補助駆動を行いながらの加速
中、あるいは補助駆動を行いながらの高速運転中に、減
速操作（すなわちアクセル解放）が行われてスロットル
弁１５が閉じた場合にも、その上流側圧力Ｐ１と下流側
圧力Ｐ２との差が広がり、この圧力差でターボハウジン
グ４６がスライド駆動されてポンプ容量及び補助駆動力
が下げられる。この場合も、スロットル弁１５が閉じて
から上記と同様の応答遅れが存在し、スロットル弁１５
が急速に閉じられてもポンプ容量及び補助駆動力が急減
することはなく、やはり走行トルクの急激な落ちこみす
なわちトルクショックが防がれる。Further, even when the throttle valve 15 is closed by deceleration operation (that is, accelerator release) during acceleration while performing the above-mentioned auxiliary drive, or during high-speed operation while performing the auxiliary drive, the upstream side thereof The difference between the side pressure P1 and the downstream pressure P2 widens, and the turbo housing 46 is slidably driven by this pressure difference to reduce the pump capacity and the auxiliary driving force. Also in this case, there is a response delay similar to the above after the throttle valve 15 is closed, and the throttle valve 15
The pump capacity and the auxiliary driving force do not decrease sharply even if the valve is closed rapidly, and a sudden drop in the running torque, that is, a torque shock is prevented.

【００４３】以上のように、この装置では、スロットル
弁開度の増大（すなわちスロットル弁下流側圧力Ｐ２の
上昇）に伴いポンプ容量を徐々に増大させることによっ
て、加速操作開始時から良好な加速性を確保することが
できるが、ここで、上記圧力Ｐ２（＝ Boost）と１サイ
クル当たりのポンプ吐出量（以下、サイクルポンプ吐出
量と称する。）ｑとの特性が図５に示すような二次曲線
的な特性、すなわち、上記圧力 Boostが高いほどこの圧
力 Boostの増加に伴うサイクルポンプ吐出量ｑの増加率
が高くなるような特性となるように上記オイルポンプ１
０８及び差圧式駆動装置５４を設計すれば、比較的必要
出力の低い低負荷運転領域及び中負荷運転領域では補助
駆動力を抑えて燃費向上を図る一方、非常に負荷の高い
領域で補助駆動力を大幅に増やすことにより十分高い走
行トルクを維持することが可能となる。しかも、このサ
イクルポンプ吐出量はあくまで連続的に変化させている
ので、高負荷領域でサイクルポンプ吐出量を増加しても
これに伴うトルクショックはほとんど生じない。As described above, in this device, the pump capacity is gradually increased with the increase of the throttle valve opening (that is, the increase of the throttle valve downstream side pressure P2), so that the good acceleration performance can be obtained from the start of the acceleration operation. However, the characteristics of the pressure P2 (= Boost) and the pump discharge amount per cycle (hereinafter referred to as the cycle pump discharge amount) q are secondary as shown in FIG. The oil pump 1 has a curved characteristic, that is, the higher the pressure boost, the higher the increase rate of the cycle pump discharge amount q with the increase of the pressure boost.
If the 08 and the differential pressure drive device 54 are designed, the auxiliary driving force is suppressed in the low load operating region and the medium load operating region where the required output is relatively low to improve the fuel consumption, while the auxiliary driving force is applied in the very high load region. It is possible to maintain a sufficiently high running torque by greatly increasing. Moreover, since the cycle pump discharge amount is continuously changed, even if the cycle pump discharge amount is increased in the high load region, the torque shock accompanying the increase hardly occurs.

【００４４】この図５に示すような二次曲線的特性を確
実に得る手段としては、図１，２に示したスプリング６
０として非線形スプリング（変形量に応じてばね定数Ｋ
が変化するスプリング）を用いること等が有効である。As a means for surely obtaining the quadratic curve characteristic as shown in FIG. 5, the spring 6 shown in FIGS.
Non-linear spring as 0 (spring constant K depending on the amount of deformation)
It is effective to use a spring whose value changes.

【００４５】また、この実施例の装置は、エンジン回転
数Ｎｅの上昇（すなわち排気エネルギの上昇）に伴いポ
ンプ容量を徐々に減少させることによって、上述のよう
に過給圧が過度に高まるのを防ぐことが可能となってい
るが、ここで、過給圧を終始略一定に保つためには、エ
ンジン回転数Ｎｅと上記サイクルポンプ吐出量ｑとの特
性を図６に示すような略反比例の特性となるように上記
オイルポンプ１０８及び差圧式駆動装置５４を設計する
ことが好ましい。Further, in the apparatus of this embodiment, the boost pressure is excessively increased as described above by gradually decreasing the pump capacity as the engine speed Ne increases (that is, the exhaust energy increases). However, in order to keep the supercharging pressure substantially constant from beginning to end, the characteristics of the engine speed Ne and the cycle pump discharge amount q are substantially inversely proportional as shown in FIG. It is preferable to design the oil pump 108 and the differential pressure type drive device 54 so as to have characteristics.

【００４６】その理由を以下に説明する。まず、オイル
ポンプ１０８吐出部でのオイル密度をρ₁、オイル圧を
ｐ₁、オイル速度をｖ₁とし、オイル供給ノズル６２から
噴射されるオイルの密度をρ₂、オイル圧をｐ₂、オイル
速度をｖ₂とすると、ベルヌーイの定理により次式が得
られる。The reason will be described below. First, assuming that the oil density at the discharge portion of the oil pump 108 is ρ ₁ , the oil pressure is p ₁ , the oil speed is v ₁ , the density of the oil injected from the oil supply nozzle 62 is ρ ₂ , the oil pressure is p ₂ , and the oil pressure is p ₂ . If the velocity is v ₂ , the following equation is obtained by Bernoulli's theorem.

【００４７】[0047]

【数１】 （ｐ₁/ρ₁)＋(ｖ₁ ²/２）＝（ｐ₂/ρ₂)＋(ｖ₂ ²/２） ここでｖ₁≒０（∵ｖ₁<<ｖ₂）、ｐ₂＝０とすると、次式
が得られる。[Number 1] _{(p 1 / ρ 1) +} (v 1 2/2) = (p 2 / ρ 2) + (v 2 2/2) where _{v 1 ≒ 0 (∵v 1 <<} v 2) , P ₂ = 0, the following equation is obtained.

【００４８】[0048]

【数２】ｐ₁＝(1/2)ρ₁ｖ₂ ² ここで、ｖ₂＝Ｑ／Ｓ（Ｑはオイル噴射流量、Ｓはノズ
ル噴射口面積）であるから、結局、次式が得られる。## EQU00002 ## p ₁ = (1/2) ρ ₁ v ₂ ² Here, v ₂ = Q / S (Q is the oil injection flow rate, S is the nozzle injection port area), so the following equation is obtained after all. To be

【００４９】[0049]

【数３】ｐ₁＝(1/2)ρ₁（Ｑ／Ｓ）² ∴ｐ₁∝Ｑ² すなわち、吐出圧はオイル噴射流量の２乗に比例する。## EQU3 ## p ₁ = (1/2) ρ ₁ (Q / S) ² ∴p ₁ ∝Q ^2, that is, the discharge pressure is proportional to the square of the oil injection flow rate.

【００５０】一方、エンジン側から要求されるオイル噴
射エネルギＨeng と、過給圧ΔＰと、行程容積Ｖと、エ
ンジン回転数Ｎｅとの関係は次の通りである。On the other hand, the relationship among the oil injection energy Heng required from the engine side, the boost pressure ΔP, the stroke volume V, and the engine speed Ne is as follows.

【００５１】[0051]

【数４】Ｈeng ∝ΔＰ・Ｖ・Ｎｅ ここで、ΔＰ，Ｖを一定とおくと、次式が得られる。[Equation 4] Heng ∝ΔP · V · Ne Here, if ΔP and V are kept constant, the following equation is obtained.

【００５２】[0052]

【数５】Ｈeng ∝Ｎｅ また、オイルポンプ１０８の吐出エネルギＨopと、サイ
クルポンプ吐出量ｑと、吐出圧ｐ₁と、エンジン回転数
Ｎｅと、駆動伝達機構１０４の変速比ｉとの間には次の
関係がある。[Equation 5] Heng ∝Ne Further, among the discharge energy Hop of the oil pump 108, the discharge amount q of the cycle pump, the discharge pressure p ₁ , the engine speed Ne, and the gear ratio i of the drive transmission mechanism 104, It has the following relationships:

【００５３】[0053]

【数６】Ｈop∝ｑ・ｐ₁・Ｎｅ・ｉ この数６と、上記数１と、式Ｑ＝ｑ・Ｎｅとにより、次
式が得られる。[Equation 6] Hop ∝q · p ₁ · Ne · i From this Equation 6, the above Equation 1, and the equation Q = q · Ne, the following equation is obtained.

【００５４】[0054]

【数７】ｐ₁∝ｑ³・Ｎｅ³ この数７と前記数５とから、Ｈeng ∝Ｈop となるには
次式が条件となることが分かる。## EQU7 ## p ₁ ∝q ³ .Ne ^{3 From} this equation 7 and the above equation 5, it can be seen that the following equation is a condition for Heng ∝Hop.

【００５５】[0055]

【数８】Ｎｅ∝ｑ³・Ｎｅ³ ∴ ｑ³∝Ｎｅ~² 従って、サイクルポンプ吐出量ｑをエンジン回転数Ｎｅ
の（−２／３）乗に比例させる、すなわちほぼ反比例さ
せることにより、過給圧を略一定に保つことが可能とな
る。[Equation 8] Ne ∝ q ³ · Ne ³ ∴ q ³ ∝ Ne ~ ² Therefore, the cycle pump discharge amount q is determined by the engine speed Ne.
It is possible to keep the supercharging pressure substantially constant by making it proportional to the power of (−2/3), that is, substantially in inverse proportion.

【００５６】図７は、従来の過給装置及び上記実施例の
過給装置等を用いて加速運転を行った時の実際の平均有
効圧力Ｐｅの変動を示したものである。同図において、
二点鎖線７１は従来の過給装置で補助駆動を全く行わな
い場合、一点鎖線７２は加速開始当初から補助駆動をフ
ルに行った場合、実線７３は上記実施例装置を用いた場
合をそれぞれ示している。この図から明らかなように、
加速開始当初から補助駆動を行うと（一点鎖線７２）、
その分エンジン負荷が増大して補助駆動なしの場合（二
点鎖線７１）よりも却って加速開始当初の平均有効圧力
Ｐｅが著しく低下してしまうが、本実施例装置（実線７
３）によれば、加速開始当初から安定した加速性を保つ
ことができる。さらに、破線７４は、上記実施例装置に
おいてターボ回転軸３５をコンプレッサ側軸とタービン
側軸とに分割してクラッチにより連結／切離し可能と
し、ある程度タービン回転数が上昇した時点から両軸を
連結した場合を示しているが、これによればさらに高い
加速性が得られることが分かる。このように、本発明
は、ターボ回転軸３５が一体のもの、分割されるものに
かかわらずその適用が可能である。FIG. 7 shows the fluctuation of the actual average effective pressure Pe when the acceleration operation is performed using the conventional supercharging device and the supercharging device of the above embodiment. In the figure,
The two-dot chain line 71 shows the case where no auxiliary drive is performed in the conventional supercharger, the one-dot chain line 72 shows the case where the auxiliary drive is fully performed from the beginning of acceleration, and the solid line 73 shows the case where the above-mentioned apparatus is used. ing. As you can see from this figure,
When auxiliary drive is performed from the beginning of acceleration (dashed line 72),
The engine load increases correspondingly, and the average effective pressure Pe at the beginning of acceleration is significantly reduced rather than the case without auxiliary drive (two-dot chain line 71).
According to 3), stable acceleration can be maintained from the beginning of acceleration. Further, a broken line 74 allows the turbo rotary shaft 35 to be divided into a compressor side shaft and a turbine side shaft in the apparatus of the above-described embodiment to be connected / disengaged by a clutch, and the shafts are connected from a point in time when the turbine speed has increased to some extent. Although this shows the case, it can be seen that even higher acceleration can be obtained. As described above, the present invention can be applied regardless of whether the turbo rotary shaft 35 is integrated or divided.

【００５７】次に、第２実施例を図８及び図９に基づい
て説明する。Next, a second embodiment will be described with reference to FIGS. 8 and 9.

【００５８】この実施例では、上記差圧式駆動装置５４
に代え、ステッピングモータ及びボールねじ機構を備え
た電気式のスライド駆動装置（容量可変手段）８０を備
え、このスライド駆動装置８０によって上記ロータハウ
ジング４６をスライド駆動するようにしている。また、
スロットル開度θを検出するスロットルセンサ１１６、
エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ１
１７、上記圧力 Boostを検出する負圧センサ１１８等の
各種センサ、及びマイクロコンピュータ等からなるＥＣ
Ｕ（エンジンコントロールユニット；制御信号出力手
段）１２０を備え、このＥＣＵ１２０の出力する制御信
号により上記スライド駆動装置８０の作動を制御するよ
うにしている。In this embodiment, the differential pressure type drive device 54 is used.
Instead, an electric slide drive device (capacity changing means) 80 including a stepping motor and a ball screw mechanism is provided, and the slide drive device 80 slides the rotor housing 46. Also,
A throttle sensor 116 for detecting the throttle opening θ,
Engine speed sensor 1 for detecting engine speed Ne
17, an EC including various sensors such as a negative pressure sensor 118 that detects the pressure boost, and a microcomputer
A U (engine control unit; control signal output means) 120 is provided, and the operation of the slide drive device 80 is controlled by a control signal output from the ECU 120.

【００５９】次に、このＥＣＵ１２０の行う具体的な演
算制御動作を図９のフローチャートに基づいて説明す
る。Next, a specific calculation control operation performed by the ECU 120 will be described with reference to the flowchart of FIG.

【００６０】まず、ＥＣＵ１２０は、エンジン回転数セ
ンサ１１７及び負圧センサ１１８によるエンジン回転数
Ｎｅ及び上記圧力 Boostの検出信号を読込む（ステップ
Ｓ１）。ここで、ＥＣＵ１２０は、上記エンジン回転数
Ｎｅ及び吸気負圧 Boostとサイクルポンプ吐出量ｑとに
ついてのマップを記憶しており、このマップは、前記第
１実施例において図５，６に示した制御特性と同様の制
御特性が得られるように作成されている。First, the ECU 120 reads the detection signals of the engine speed Ne and the pressure boost by the engine speed sensor 117 and the negative pressure sensor 118 (step S1). Here, the ECU 120 stores a map of the engine speed Ne, the intake negative pressure Boost, and the cycle pump discharge amount q, and this map is the control shown in FIGS. 5 and 6 in the first embodiment. The control characteristics are the same as those of the characteristics.

【００６１】そこで、このＥＣＵ１２０は、上記検出信
号とマップとに基づいて必要サイクルポンプ吐出量ｑを
決定し、この吐出量ｑを得るためのステッピングモータ
駆動量ｆ(q)（ｆ(q)は予め設定されたｑの関数）を演算
する。そして、このステッピングモータ駆動量ｆ(q)を
得るための制御信号をスライド駆動装置８０に出力す
る。これにより、前記第１実施例と同様に加速操作時や
減速操作時において適正な制御が実行されることにな
る。ここで、加速操作時及び減速操作時は、圧力変化の
遅れによってオイルポンプ１０８の容量が徐々に変化す
ることになるが、さらに、オイルポンプ１０８の容量の
変化速度を遅らせるようにＥＣＵ１２０の制御内容を設
定すれば、より効果的となる。Therefore, the ECU 120 determines the required cycle pump discharge amount q based on the above detection signal and the map, and the stepping motor drive amount f (q) (f (q) for obtaining this discharge amount q is A preset q function) is calculated. Then, the control signal for obtaining the stepping motor drive amount f (q) is output to the slide drive device 80. As a result, as in the first embodiment, proper control is executed during acceleration operation and deceleration operation. Here, at the time of the acceleration operation and the deceleration operation, the capacity of the oil pump 108 gradually changes due to the delay of the pressure change, and the control content of the ECU 120 is further controlled so as to further delay the rate of change of the capacity of the oil pump 108. If you set, it will be more effective.

【００６２】このように、本発明では電気的な手段によ
ってオイルポンプ１０８の容量を制御することも可能で
あり、これにより制御内容を広範囲にわたり自由に設定
することが可能になる。As described above, according to the present invention, it is possible to control the capacity of the oil pump 108 by an electric means, so that the control content can be freely set over a wide range.

【００６３】第３実施例を図１０に基づいて説明する。A third embodiment will be described with reference to FIG.

【００６４】この実施例では、前記第２実施例におい
て、さらに、スロットル開度操作速度ｄθ／ｄｔが高い
ほどポンプ容量増加速度を上げることにより、要求加速
度に見合った補助駆動力の増加を行うようにしている。In this embodiment, further, in the second embodiment, as the throttle opening operation speed dθ / dt is increased, the pump displacement increasing speed is increased to increase the auxiliary driving force commensurate with the required acceleration. I have to.

【００６５】具体的には、上記第２実施例と同様にエン
ジン回転数Ｎｅ及び吸気負圧 Boostの検出信号を読込む
（ステップＳ１）とともに、スロットルセンサ１１６か
らの検出信号に基づいてスロットル開度操作速度ｄθ／
ｄｔの読込みを行い（ステップＳ１ａ）、このスロット
ル開度操作速度ｄθ／ｄｔから把握される要求加速度で
加速を行った後のエンジン回転数及び吸気負圧の予測値
Ｎｅ′，Boost′を演算する（ステップＳ１ｂ）。そし
て、これらの予測値Ｎｅ′，Boost′と、前記第２実施
例と同様のマップとに基づいてサイクルポンプ吐出量ｑ
を決定し（ステップＳ２）、以下前記第２実施例と同様
の動作を行う（ステップＳ３，Ｓ４）。Specifically, similarly to the second embodiment, the detection signals of the engine speed Ne and the intake negative pressure Boost are read (step S1), and the throttle opening is detected based on the detection signal from the throttle sensor 116. Operation speed dθ /
dt is read (step S1a), and the predicted values Ne 'and Boost' of the engine speed and the intake negative pressure after acceleration at the required acceleration grasped from the throttle opening operation speed dθ / dt are calculated. (Step S1b). Then, based on these predicted values Ne ′ and Boost ′ and the map similar to the second embodiment, the cycle pump discharge amount q
Is determined (step S2), and the same operation as in the second embodiment is performed (steps S3 and S4).

【００６６】このような制御が実行されることにより、
スロットル開度操作速度ｄθ／ｄｔが高いほどポンプ容
量増加速度が高められることとなる。By executing such control,
The higher the throttle opening operation speed dθ / dt, the higher the pump capacity increasing speed.

【００６７】次に、第４実施例を図１１及び図１２に基
づいて説明する。Next, a fourth embodiment will be described with reference to FIGS. 11 and 12.

【００６８】一般に、エンジン本体１０からの排出ガス
がターボ過給機２４に導入されると、この排ガス温度が
下がるため、例えば冷間始動時にターボ過給を行うとタ
ーボ過給機２４下流側の排気ガス浄化用触媒２２が昇温
しにくく、その性能を発揮させるまでに長い暖機時間を
要することになる。Generally, when the exhaust gas from the engine body 10 is introduced into the turbocharger 24, the temperature of the exhaust gas is lowered. Therefore, for example, when turbocharging is performed at the cold start, the temperature of the downstream side of the turbocharger 24 is reduced. It is difficult for the exhaust gas purifying catalyst 22 to rise in temperature, and a long warm-up time is required until its performance is exhibited.

【００６９】そこで、この実施例では、排気通路２０に
上記ターボ過給機２４をバイパスする排気バイパス通路
２１が設けられ、この排気バイパス通路２１と排気通路
２０との分岐点に切換弁２３が設けられている。そし
て、この切換弁２３の切換により、上記冷間始動時等で
は排気マニホールド１９から導出された排気ガスを排気
バイパス通路２１側に流して（矢印Ａ）排気ガス浄化用
触媒２２の昇温を促す一方、それ以外の通常時にはター
ボ過給機２４に導き（矢印Ｂ）、しかも、上記排気バイ
パス時にはターボ駆動が行われない分を補助駆動で補わ
せるようにＥＣＵ１２０が構成されている。Therefore, in this embodiment, the exhaust passage 20 is provided with the exhaust bypass passage 21 that bypasses the turbocharger 24, and the switching valve 23 is provided at the branch point between the exhaust bypass passage 21 and the exhaust passage 20. Has been. By switching the switching valve 23, the exhaust gas derived from the exhaust manifold 19 is caused to flow toward the exhaust bypass passage 21 side (arrow A) at the time of cold start or the like (arrow A) to promote the temperature rise of the exhaust gas purifying catalyst 22. On the other hand, the ECU 120 is configured to lead to the turbocharger 24 (arrow B) during other normal times, and to supplement the amount that the turbo drive is not performed during the exhaust bypass with the auxiliary drive.

【００７０】その具体的な制御動作は図１１に示す通り
である。排気バイパスが行われない場合には（ステップ
ＳＪでＮＯ）、前記第２実施例と全く同様の制御動作を
行うが（ステップＳ１〜Ｓ４）、排気バイパスが行われ
る場合には、ターボ駆動が行われない分を補うべく、基
本サイクルポンプ吐出量ｑに加えてその補正値ｑ′を予
め設定されたマップと検出運転状態とに基づいて決定し
（ステップＳ２′）、この補正値ｑ′を上記基本吐出量
ｑに加えた吐出量（ｑ＋ｑ′）を得るためのステッピン
グモータ駆動量ｆ(ｑ＋ｑ′）を演算する（ステップＳ
３′）。The specific control operation is as shown in FIG. When the exhaust bypass is not performed (NO in step SJ), the control operation exactly the same as that of the second embodiment is performed (steps S1 to S4), but when the exhaust bypass is performed, the turbo drive is performed. In order to make up for the amount that is not lost, a correction value q'in addition to the basic cycle pump discharge amount q is determined based on a preset map and a detected operating state (step S2 '), and this correction value q'is set forth above. The stepping motor drive amount f (q + q ') for obtaining the discharge amount (q + q') added to the basic discharge amount q is calculated (step S
3 ').

【００７１】なお、本発明は以上説明した実施例に限定
されるものではなく、例として次のような態様を採るこ
とも可能である。The present invention is not limited to the embodiments described above, but the following modes can be adopted as examples.

【００７２】(1) 上記図６に実線で示す特性は、エンジ
ン回転数の上昇に伴う排気エネルギの増大（すなわちタ
ーボ駆動力の増大）を考慮に入れずに導かれたものであ
るので、前記第２実施例において、上記実線で示される
サイクルポンプ吐出量ｑを基本吐出量とするとともに、
エンジン回転数Ｎｅの増大に伴って増大するような減少
補正値を演算し、この減少補正値を上記基本吐出量から
差し引いた値を実際の目標吐出量として設定する制御を
行うことにより、必要以上に補助駆動を行うことを回避
し、排気エネルギの有効利用を図ることができる。(1) The characteristics shown by the solid line in FIG. 6 are derived without taking into consideration the increase in exhaust energy (that is, the increase in turbo driving force) as the engine speed increases, In the second embodiment, the cycle pump discharge amount q shown by the solid line is set as the basic discharge amount, and
By performing control to calculate a decrease correction value that increases with an increase in the engine speed Ne and set a value obtained by subtracting the decrease correction value from the basic discharge amount as the actual target discharge amount, It is possible to avoid the need for auxiliary driving and effectively use the exhaust energy.

【００７３】(2) 本発明では、上記オイル供給ノズル６
２の個数を問わず、周方向に複数並設してもよい。この
場合、図１３に示すように、一部のオイル供給ノズル６
２と上記オイルポンプ１０８との間にシーケンス弁８２
を設け、オイルポンプ１０８の吐出圧が一定未満の状態
では上記シーケンス弁８２で油路を遮断して残りのオイ
ル供給ノズル６２でのみオイル噴射を行い、オイルポン
プ１０８の吐出圧が一定以上となった状態で上記シーケ
ンス弁８２で油路を開通して全オイル供給ノズル６２で
噴射を行うようにすれば、ポンプ吐出圧が低い段階で
は、実際に噴射が行われるノズルの個数を削減すること
により十分な噴射速度を確保することができる一方、吐
出圧が高まった状態では噴射ノズル個数を増やすことに
より、過度の圧力上昇による圧力損失の増大を避けなが
ら総流量を増やして加速性を高めることができる。(2) In the present invention, the above oil supply nozzle 6
Regardless of the number of two, a plurality of two may be arranged side by side in the circumferential direction. In this case, as shown in FIG. 13, some of the oil supply nozzles 6
2 and the oil pump 108 between the sequence valve 82.
When the discharge pressure of the oil pump 108 is less than a certain value, the oil passage is shut off by the sequence valve 82 and oil is injected only from the remaining oil supply nozzles 62, and the discharge pressure of the oil pump 108 becomes a certain value or more. In this state, if the sequence valve 82 opens the oil passage and the injection is performed by all the oil supply nozzles 62, the number of nozzles that actually perform the injection can be reduced when the pump discharge pressure is low. While it is possible to secure a sufficient injection speed, by increasing the number of injection nozzles when the discharge pressure is high, it is possible to increase the total flow rate and increase the accelerating property while avoiding an increase in pressure loss due to excessive pressure rise. it can.

【００７４】(3) 上記可変容量型オイルポンプ１０８の
最低容量は０でもよいが、前記第１実施例に示したよう
に最低容量を０よりも大きな量に設定する、すなわち最
低でも微小量のオイルを流すようにすることにより、オ
イル停滞による熱のこもりに起因してオイルが蒸発する
のを防ぐことができる。(3) The minimum capacity of the variable displacement oil pump 108 may be 0, but as shown in the first embodiment, the minimum capacity is set to a value larger than 0, that is, at least a minute amount. By allowing the oil to flow, it is possible to prevent the oil from evaporating due to the heat accumulation due to the stagnation of the oil.

【００７５】(4) 既述のように、本発明におけるターボ
過給機は、ターボ回転軸がコンプレッサ側軸とが分割さ
れたものでもよく、この分割により新たな効果を得るこ
とが可能である。(4) As described above, the turbocharger according to the present invention may be one in which the turbo rotary shaft and the compressor side shaft are divided, and a new effect can be obtained by this division. .

【００７６】図１４にその一例を示す。図示のターボ過
給機２４では、ターボ回転軸３５がコンプレッサ側軸３
６とタービン側軸３７とに分割され、コンプレッサ側軸
３６に油圧タービン３８が設けられており、両軸３６，
３７の間に遠心クラッチ（連結切換手段）６０が設けら
れている。この遠心クラッチ６０は、タービン側軸３７
の回転数が一定未満の状態ではこのタービン側軸３７と
コンプレッサ側軸３６とを相対回転可能に切り離す一
方、タービン側軸３７の回転数が一定以上になるとその
遠心力によりタービン側軸３７とコンプレッサ側軸３６
とを両者が一体回転するように連結するものであり、周
知の遠心クラッチ等が適用可能である。FIG. 14 shows an example thereof. In the illustrated turbocharger 24, the turbo rotary shaft 35 has the compressor side shaft 3
6 and a turbine side shaft 37, and a compressor side shaft 36 is provided with a hydraulic turbine 38.
A centrifugal clutch (connection switching means) 60 is provided between the terminals 37. This centrifugal clutch 60 has a turbine side shaft 37.
When the rotation speed of the turbine side shaft 37 is less than a certain value, the turbine side shaft 37 and the compressor side shaft 36 are relatively rotatably separated from each other. Side shaft 36
Are connected so that they rotate together, and a well-known centrifugal clutch or the like can be applied.

【００７７】このようなターボ過給機３５を前記第１実
施例に示した装置に用いると、図１５に示すように、低
速運転時から加速操作によってオイルポンプ１０８の容
量を徐々に増大させる期間（すなわち比較的エンジン回
転数が低い期間）では、遠心クラッチ６０はオフの状態
にあってコンプレッサ側軸３６を慣性モーメントの大き
なタービン２８及びタービン側軸３７から切離し、比較
的慣性モーメントの小さいコンプレッサ２６及びコンプ
レッサ側軸３６のみが補助駆動される状態とするため、
オイルポンプ１０８の容量をいきなり大容量へ増量せず
に徐々に増量しても（図１５左側領域の曲線参照）、十
分な加速性を得ることができる。When such a turbocharger 35 is used in the apparatus shown in the first embodiment, as shown in FIG. 15, a period during which the capacity of the oil pump 108 is gradually increased by acceleration operation from low speed operation. During the period (that is, the period when the engine speed is relatively low), the centrifugal clutch 60 is in the off state, and the compressor-side shaft 36 is separated from the turbine 28 and the turbine-side shaft 37 having a large inertia moment, and the compressor 26 having a relatively small inertia moment. And only the compressor side shaft 36 is driven auxiliary,
Even if the capacity of the oil pump 108 is not increased suddenly to a large capacity but is gradually increased (see the curve in the left region of FIG. 15), sufficient acceleration performance can be obtained.

【００７８】その後、エンジン回転数及びタービン回転
数がある程度高まった時点でその遠心力により遠心クラ
ッチ６０がオンの状態に切換わり、コンプレッサ側軸３
６とタービン側軸３７とをつないで排気エネルギでター
ボ回転軸３５が駆動される状態とするため、その分必要
補助駆動力は小さくなり、この時点とほぼ同等の時点か
らオイルポンプ１０８の容量が削減する（より具体的に
は容量がエンジン回転数Ｎｅの（−２／３）乗に比例す
る。；図１５中央領域の曲線参照）。従って、エンジン
の運転状態に対応して要求される補助駆動力と、実際に
制御されるオイルポンプ１０８の容量とがさらに良好に
マッチングすることになり、燃費節減を図りながら十分
なエンジン出力を確保することができる効果が著しくな
る。After that, when the engine speed and the turbine speed increase to some extent, the centrifugal force switches the centrifugal clutch 60 to the ON state, and the compressor side shaft 3
6 and the turbine side shaft 37 are connected to drive the turbo rotary shaft 35 with the exhaust energy, the required auxiliary driving force becomes smaller accordingly, and the capacity of the oil pump 108 becomes almost equal to this time. Reduce (more specifically, the capacity is proportional to the (-2/3) th power of the engine speed Ne. See the curve in the central region of FIG. 15). Therefore, the auxiliary driving force required according to the operating state of the engine and the capacity of the oil pump 108 that is actually controlled are better matched, and a sufficient engine output is ensured while reducing fuel consumption. The effect that can be achieved becomes significant.

【００７９】(5) 本発明において、可変容量型オイルポ
ンプの具体的な構造は問わず、その他プランジャポンプ
等、エンジンの運転中に容量が調節可能な種々のポンプ
を用いることができる。また、前記各実施例に示したよ
うにロータハウジングをスライドさせるものではなく、
揺動可能なカムリングとして構成してもよい。(5) In the present invention, regardless of the specific structure of the variable displacement oil pump, other various pumps such as a plunger pump whose capacity can be adjusted during the operation of the engine can be used. Further, the rotor housing is not slid as shown in each of the above embodiments,
It may be configured as a swingable cam ring.

【００８０】その一例を図１６に示す。図において、外
側ハウジング４４内には上記ロータハウジングとしての
カムリング４６′が収納され、このカムリング４６′内
に、前記実施例で示したロータ５０及びベーン５２が収
納されている。カムリング４６′は、その一端が軸４７
を中心として回動可能に外側ハウジング４４に取付けら
れており、このカムリング４６′の揺動により、カムリ
ング４６′の中心Ｏ₂とロータ回転軸４８の中心Ｏ₁との
偏心量が変化するようになっている。FIG. 16 shows an example thereof. In the figure, a cam ring 46 'serving as the rotor housing is housed in the outer housing 44, and the rotor 50 and the vane 52 shown in the above embodiment are housed in the cam ring 46'. The cam ring 46 'has a shaft 47 at one end.
It mounted on the rotatable outer housing 44 around a 'by the swinging of the cam ring 46' The cam ring 46 as the amount of eccentricity of the center O ₁ of the center O ₂ and the rotor rotational axis 48 of the changes Has become.

【００８１】外側ハウジング４４には、オイル吸入路４
４ｉ及びオイル吐出路４４ｄが形成され、オイル吸入路
４４ｉの下流端が吸入溝４４ａとして上記カムリング４
６′の内側に側方から開口し、オイル吐出路４４ｄの入
口端が吐出溝４４ｂとして上記カムリング４６′の内側
に側方から開口している。この吐出溝４４ｂは軸４７の
近傍においてほぼ左右対称の形に形成されており、この
吐出溝４４ｂにおける吐出圧によってカムリング４７が
揺動しないように配慮がなされている。The outer housing 44 has an oil suction passage 4
4i and an oil discharge passage 44d are formed, and the downstream end of the oil suction passage 44i serves as the suction groove 44a.
6'is opened laterally, and the inlet end of the oil discharge passage 44d is opened laterally inside the cam ring 46 'as a discharge groove 44b. The discharge groove 44b is formed in a substantially symmetrical shape in the vicinity of the shaft 47 so that the cam ring 47 does not swing due to the discharge pressure in the discharge groove 44b.

【００８２】カムリング４６′において上記軸４７と反
対側の位置からはロッド４６ｃが延びる一方、前記図１
に示したと同様の差圧式駆動装置５４における円板部５
３からはロッド５１が延びており、両ロッド４６ｃ，５
１同士がピン４９により相対回動可能に連結されてい
る。そして、上記円板部５３が差圧式駆動装置５４にお
けるスプリング６０を圧縮する方向に作動するのに伴
い、上記偏心量Ｏ₁Ｏ₂が減少するようになっている。While the rod 46c extends from the position of the cam ring 46 'opposite to the shaft 47, the rod shown in FIG.
The disk portion 5 in the differential pressure type drive device 54 similar to that shown in FIG.
A rod 51 extends from 3 and both rods 46c, 5
One of them is connected by a pin 49 so as to be relatively rotatable. The eccentricity O ₁ O ₂ decreases as the disk portion 53 operates in the direction of compressing the spring 60 in the differential pressure drive device 54.

【００８３】このようなオイルポンプ１０８において
も、スロットル弁１５が全閉もしくは略全閉である低負
荷運転時では、スロットル弁下流側圧力（第２ポート６
４２側圧力）がスロットル弁上流側圧力（第１ポート６
４１側圧力）よりも著しく低いため、その差圧で円板部
５３がスプリング６０を圧縮する方向に作動することに
より偏心量Ｏ₁Ｏ₂は最小となり、オイルポンプ１０８の
容量も最小量に抑えられる一方、スロットル弁１５が開
いてその上流側圧力と下流側圧力との差がほとんどなく
なると、スプリング６０の弾発力により円板部５３が上
記と逆の方向に押され、これにより偏心量Ｏ₁Ｏ₂が増大
してポンプ容量は次第に増大することとなる。In such an oil pump 108 as well, at the time of low load operation in which the throttle valve 15 is fully closed or substantially fully closed, the throttle valve downstream side pressure (second port 6
42 side pressure is the throttle valve upstream side pressure (first port 6
Since the disc portion 53 operates in the direction of compressing the spring 60 due to the differential pressure, the eccentricity O ₁ O ₂ is minimized and the capacity of the oil pump 108 is also suppressed to the minimum amount. On the other hand, when the throttle valve 15 is opened and the difference between the upstream side pressure and the downstream side pressure becomes almost zero, the disc portion 53 is pushed in the opposite direction by the elastic force of the spring 60, which causes the eccentric amount. O ₁ O ₂ increases, and the pump capacity gradually increases.

【００８４】また、加速が進んでエンジン回転数及び排
気エネルギが上昇した場合や、補助駆動を行いながらの
加速中あるいは高速運転中に減速操作が行われてスロッ
トル弁１５が綴じた場合には、前記図１に示した装置と
同様、差圧が再び増大して上記偏心量Ｏ₁Ｏ₂が減少し、
ポンプ容量及び補助駆動力が徐々に下げられることとな
る。When the engine speed and the exhaust energy increase due to acceleration, or when the throttle valve 15 is bound due to deceleration during acceleration while performing auxiliary drive or during high speed operation, Similar to the device shown in FIG. 1, the differential pressure increases again and the eccentricity O ₁ O ₂ decreases,
The pump capacity and auxiliary driving force will be gradually reduced.

【００８５】しかも、この装置では、カムリング４６′
の揺動でオイルポンプ容量を変化させているため、前記
図１に示したようにロータハウジング４６を外側ハウジ
ング４４に対してスライドさせるものに比べ、両ハウジ
ング４４，４６間にオイル中のごみ等が噛み込んで作動
不良を起こすといったことがより生じにくくなる利点が
ある。Moreover, in this device, the cam ring 46 '
Since the oil pump capacity is changed by swinging the rotor, compared to the case where the rotor housing 46 is slid with respect to the outer housing 44 as shown in FIG. There is an advantage that it is less likely that the bites will get caught and cause malfunction.

【００８６】[0086]

【発明の効果】以上のように、本発明は、圧送手段の圧
送する作動流体をターボ回転軸の流体タービンに噴射す
ることにより、ターボ過給機の駆動を補助するととも
に、エンジンの運転状態の過渡期に上記圧送手段から上
記流体タービンへの作動流体の圧送流量を徐々に変える
ようにしたものであるので、上記圧送流量の急変による
走行トルクショックを避けることができる効果がある。As described above, according to the present invention, by injecting the working fluid pumped by the pumping means to the fluid turbine of the turbo rotary shaft, the turbocharger is assisted in driving and the engine operating condition is improved. Since the pumping flow rate of the working fluid from the pumping means to the fluid turbine is gradually changed during the transition period, there is an effect that the traveling torque shock due to the sudden change of the pumping flow rate can be avoided.

【００８７】ここで請求項２記載の装置では、可変容量
型オイルポンプの容量を変化させることにより圧送流量
の制御を自由に行うことができる効果がある。Here, in the apparatus according to the second aspect, there is an effect that the capacity of the variable displacement oil pump can be changed to freely control the pressure-feeding flow rate.

【００８８】より具体的に、請求項３記載の装置では、
ターボ過給機下流側でスロットル弁上流側の吸気通路内
圧力とスロットル弁下流側の吸気通路内圧力との圧力差
を利用することにより、容量調節用の特別な駆動源や高
価なコンピュータを導入することなくポンプ容量を制御
することができる効果がある。More specifically, in the apparatus according to claim 3,
By using the pressure difference between the pressure in the intake passage on the upstream side of the throttle valve and the pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve on the downstream side of the turbocharger, a special drive source for capacity adjustment and an expensive computer are introduced. There is an effect that the pump capacity can be controlled without doing so.

【００８９】一方、請求項４記載の装置は、制御信号を
受けてポンプ容量を変化させる容量可変手段と、負荷検
出手段やエンジン回転数検出手段の検出結果に基づいて
ポンプ容量の制御信号を出力する手段とを備えたもので
あるので、制御内容を自由に設定することができる効果
がある。On the other hand, the apparatus according to claim 4 outputs the pump displacement control signal based on the displacement variable means for receiving the control signal and changing the pump displacement, and the detection results of the load detecting means and the engine speed detecting means. Since it is provided with a means for doing so, there is an effect that the control content can be freely set.

【００９０】請求項１４記載のものでは、上記可変容量
型オイルポンプの容量を常時０よりも大きな量に保つ、
すなわち、最低でも微小量のオイルは流し続けるように
しているので、オイルの停滞による熱のこもりに起因す
るオイルの蒸発を未然に防ぐことができる効果がある。According to the fourteenth aspect, the capacity of the variable displacement oil pump is constantly maintained at a value larger than zero.
That is, since at least a minute amount of oil is kept flowing, there is an effect that it is possible to prevent evaporation of oil due to heat accumulation due to stagnation of oil.

【００９１】より具体的に、請求項５記載の装置では、
エンジンの加速操作開始時から所定期間、上記作動流体
の流量を徐々に増加させるようにしたものであるので、
エンジン負荷の急増を避けながら良好な加速性を確保す
ることができる。しかも、請求項６記載の装置では、エ
ンジンの加速操作速度が高いほど上記作動流体の流量増
大率を高めるようにしているので、運転者の要求する加
速度に即した補助駆動制御を実行することができる効果
がある。More specifically, in the apparatus according to claim 5,
Since the flow rate of the working fluid is gradually increased for a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine,
Good acceleration can be secured while avoiding a sudden increase in engine load. Moreover, in the apparatus according to the sixth aspect, the higher the acceleration operation speed of the engine is, the higher the flow rate increase rate of the working fluid is, so that the auxiliary drive control can be executed in accordance with the acceleration required by the driver. There is an effect that can be done.

【００９２】上記加速操作開始時から所定期間が過ぎた
後は、ターボ過給機のタービン回転数が上昇する分、必
要とされる補助駆動力は減少することになるが、ここで
請求項７記載の装置では、エンジンの加速操作開始時か
ら所定期間経過後、上記作動流体の流量を徐々に減らす
ようにしているので、補助駆動の急停止による過給圧の
急減を防ぎ、これによるトルクショックの発生を防ぐこ
とができる効果がある。After a lapse of a predetermined period from the start of the acceleration operation, the auxiliary driving force required is reduced by the amount of increase in the turbine speed of the turbocharger. In the device described above, the flow rate of the working fluid is gradually reduced after the lapse of a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine. There is an effect that can prevent the occurrence of.

【００９３】そして、請求項８記載の装置では、上記作
動流体の流量をエンジン回転数にほぼ反比例させるよう
にしているので、過給圧を終始ほぼ一定に保つことがで
き、エンジン側からの要求を満たすとともに、過給圧の
過度の上昇によるノッキングの発生を未然に防ぐことが
できる。また、請求項９記載の装置では、エンジン回転
数が高いほど、すなわち排気エネルギが高くてこれによ
るターボ駆動力が高いほど、排気エネルギを考慮しない
基本作動流体流量よりも低い流量を目標作動流体流量と
して設定するようにしているので、必要以上の補助駆動
が行われるのを避け、排気エネルギの有効活用を図るこ
とができる。Further, in the apparatus according to the eighth aspect, since the flow rate of the working fluid is made to be substantially inversely proportional to the engine speed, the supercharging pressure can be kept almost constant from beginning to end, and the demand from the engine side can be maintained. It is possible to prevent the occurrence of knocking due to an excessive increase in supercharging pressure while satisfying the above condition. Further, in the apparatus according to claim 9, the higher the engine speed, that is, the higher the exhaust energy and the higher the turbo driving force, the lower the target working fluid flow rate than the basic working fluid flow rate without considering the exhaust energy. Since it is set as, it is possible to avoid unnecessary auxiliary drive and to effectively use the exhaust energy.

【００９４】さらに、上記のように加速操作開始時から
作動流体の流量を徐々に増大させるものにおいて、請求
項１０記載の装置では、加速操作開始直後、すなわち一
般にはエンジン回転数が十分に高まっていない期間で
は、比較的慣性モーメントの小さいコンプレッサ側軸の
みが補助駆動されるようにしているので、加速操作開始
時から作動流体の流量をいきなり大流量にしなくても十
分な加速性を確保することができ、その後、エンジン回
転数が高まった時点でコンプレッサ側軸とタービン側軸
とを連結してターボ回転軸の駆動に排気エネルギを利用
することにより、必要補助駆動力の節減ひいては燃費の
節減を促進することができる効果がある。Further, in the apparatus for gradually increasing the flow rate of the working fluid from the start of the acceleration operation as described above, in the apparatus according to the tenth aspect, immediately after the start of the acceleration operation, that is, in general, the engine speed is sufficiently increased. Only the compressor side shaft, which has a relatively small moment of inertia, is driven auxiliary during the non-use period.Therefore, ensure sufficient acceleration performance without suddenly increasing the flow rate of the working fluid from the start of the acceleration operation. After that, when the engine speed increases, the compressor side shaft and turbine side shaft are connected and exhaust energy is used to drive the turbo rotating shaft to reduce the required auxiliary drive force and thus the fuel consumption. There is an effect that can be promoted.

【００９５】請求項１１記載の装置では、エンジンの減
速操作時に上記作動流体の流量を徐々に減少させるよう
にしているので、補助駆動の急停止による過給圧の急減
を避けながら、良好な減速性を確保することができる効
果がある。According to the eleventh aspect of the present invention, since the flow rate of the working fluid is gradually reduced during the deceleration operation of the engine, it is possible to achieve a good deceleration while avoiding a sudden decrease in the boost pressure due to a sudden stop of the auxiliary drive. There is an effect that can secure the sex.

【００９６】請求項１２記載の装置では、上記補助駆動
時、エンジン負荷の上昇に伴って上記作動流体の流量を
増加させるようにしているので、高い出力を要しない低
負荷運転時には補助駆動力の抑制により燃費を向上させ
る一方、高負荷運転時には補助駆動力の増加により高出
力を確保することができる効果がある。ここで、請求項
１３記載の装置では、上記エンジン負荷が高いほどこの
エンジン負荷の増大に伴う上記作動流体の流量の増大率
を高めているので、さほど高い出力を要しない中負荷運
転領域で補助駆動力の抑制度合いを強める一方、負荷の
非常に高い運転領域で十分高い出力を確保することがで
きる。According to the twelfth aspect of the present invention, since the flow rate of the working fluid is increased as the engine load is increased during the auxiliary drive, the auxiliary drive force is not increased during low load operation that does not require high output. While suppressing the fuel consumption, it is possible to secure a high output by increasing the auxiliary driving force during high load operation. Here, in the apparatus according to claim 13, the higher the engine load is, the higher the increase rate of the flow rate of the working fluid with the increase of the engine load is. While increasing the degree of suppression of the driving force, it is possible to secure a sufficiently high output in an operating region where the load is extremely high.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明の第１実施例における可変容量型オイル
ポンプ及び差圧式駆動装置の断面図である。FIG. 1 is a sectional view of a variable displacement oil pump and a differential pressure type drive device in a first embodiment of the present invention.

【図２】上記可変容量型オイルポンプにおいてロータハ
ウジングが容量増大方向にスライドした状態を示す断面
図である。FIG. 2 is a cross-sectional view showing a state in which a rotor housing of the variable displacement oil pump has slid in a capacity increasing direction.

【図３】上記実施例におけるエンジンの全体構成図であ
る。FIG. 3 is an overall configuration diagram of an engine in the above embodiment.

【図４】上記エンジンに設けられるターボ過給機の断面
図である。FIG. 4 is a sectional view of a turbocharger provided in the engine.

【図５】上記エンジンにおける吸気負圧とサイクルポン
プ容量の特性を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing characteristics of intake negative pressure and cycle pump capacity in the engine.

【図６】上記エンジンにおけるエンジン回転数とサイク
ルポンプ容量の特性を示すグラフである。FIG. 6 is a graph showing characteristics of engine speed and cycle pump capacity in the engine.

【図７】加速操作開始時に上記実施例装置及び従来装置
により過給を行った時の平均有効圧力の変動を示すグラ
フである。FIG. 7 is a graph showing a change in average effective pressure when supercharging is performed by the apparatus of the above-described embodiment and the conventional apparatus at the start of acceleration operation.

【図８】本発明の第２実施例における可変容量型オイル
ポンプ及びその容量制御手段を示す図である。FIG. 8 is a diagram showing a variable displacement oil pump and its capacity control means in a second embodiment of the present invention.

【図９】上記実施例において行われる制御動作を示すフ
ローチャートである。FIG. 9 is a flowchart showing a control operation performed in the above embodiment.

【図１０】本発明の第３実施例において行われる制御動
作を示すフローチャートである。FIG. 10 is a flowchart showing a control operation performed in the third embodiment of the present invention.

【図１１】本発明の第４実施例において行われる制御動
作を示すフローチャートである。FIG. 11 is a flowchart showing a control operation performed in the fourth embodiment of the present invention.

【図１２】上記実施例におけるエンジン排気系を示す図
である。FIG. 12 is a diagram showing an engine exhaust system in the above embodiment.

【図１３】上記ターボ過給機に複数のオイル供給ノズル
を設けた例を示す断面図である。FIG. 13 is a cross-sectional view showing an example in which a plurality of oil supply nozzles are provided in the turbocharger.

【図１４】他の実施例における可変容量型オイルポンプ
及びその容量制御手段を示す図である。FIG. 14 is a diagram showing a variable displacement oil pump and its displacement control means in another embodiment.

【図１５】上記実施例における遠心クラッチの状態とポ
ンプ容量の変化状態との関係を示すグラフである。FIG. 15 is a graph showing the relationship between the state of the centrifugal clutch and the changing state of the pump displacement in the above embodiment.

【図１６】可変容量型オイルポンプ及び差圧式駆動装置
の変形例を示す断面図である。FIG. 16 is a cross-sectional view showing a modified example of the variable displacement oil pump and the differential pressure type drive device.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１０ エンジン本体 １４ 吸気通路 １５ スロットル弁 ２０ 排気通路 ２４ ターボ過給機 ２６ コンプレッサ ２８ タービン ３５ ターボ回転軸 ３６ コンプレッサ側軸 ３７ タービン側軸 ４４ 外側ハウジング ４６ ロータハウジング ４６′ カムリング（ロータハウジング） ４８ ロータ回転軸 ５０ ロータ ５２ ベーン ５４ 差圧式駆動装置 ６０ 遠心クラッチ（連結切換手段） ６２ オイル供給ノズル（流体噴射手段） １０８ オイルポンプ（可変容量型オイルポンプ） 10 engine body 14 intake passage 15 throttle valve 20 exhaust passage 24 turbocharger 26 compressor 28 turbine 35 turbo rotary shaft 36 compressor side shaft 37 turbine side shaft 44 outer housing 46 rotor housing 46 'cam ring (rotor housing) 48 rotor rotary shaft 50 rotor 52 vane 54 differential pressure type drive device 60 centrifugal clutch (connection switching means) 62 oil supply nozzle (fluid injection means) 108 oil pump (variable displacement type oil pump)

Claims (14)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 ターボ過給機においてコンプレッサとタ
ービンとを連結するターボ回転軸に流体タービンを設け
るとともに、エンジン出力を利用して作動流体を圧送す
る圧送手段と、この圧送手段により圧送される作動流体
を上記流体タービンに噴射することにより上記ターボ回
転軸を補助駆動する流体噴射手段とを備えたエンジンの
過給装置において、上記エンジンの運転状態の過渡期に
上記圧送手段による作動流体の圧送流量を徐々に変化さ
せる流量制御手段を備えたことを特徴とするエンジンの
過給装置。1. A turbo supercharger is provided with a fluid turbine on a turbo rotating shaft that connects a compressor and a turbine, and a pumping means for pumping a working fluid by utilizing engine output, and an operation pumped by this pumping means. A supercharging device for an engine, comprising: a fluid injection means for auxiliary driving the turbo rotary shaft by injecting a fluid into the fluid turbine; A supercharging device for an engine, comprising a flow rate control means for gradually changing 【請求項２】 請求項１記載のエンジンの過給装置にお
いて、上記圧送手段として可変容量型オイルポンプを備
えるとともに、上記流量制御手段として上記エンジンの
運転状態の過渡期に上記可変容量型オイルポンプの容量
を徐々に変化させる容量制御手段を備えたことを特徴と
するエンジンの過給装置。2. The supercharger for an engine according to claim 1, wherein the variable displacement oil pump is provided as the pressure feeding means, and the variable displacement oil pump is used as the flow rate control means during a transitional period of an operating state of the engine. A supercharging device for an engine, comprising a capacity control means for gradually changing the capacity of the engine. 【請求項３】 請求項２記載のエンジンの過給装置にお
いて、上記可変容量型オイルポンプを複数枚のベーンを
もつロータとこれらロータ及びベーンを収納するロータ
ハウジングとの相対移動により容量が変化するように構
成するとともに、上記容量制御手段として、上記ターボ
過給機下流側でスロットル弁上流側の吸気通路内圧力と
スロットル弁下流側の吸気通路内圧力との圧力差により
上記ロータとロータハウジングとを相対移動させる差圧
式駆動装置を備えたことを特徴とするエンジンの過給装
置。3. The supercharger for an engine according to claim 2, wherein the variable capacity oil pump has a capacity that changes due to relative movement between a rotor having a plurality of vanes and a rotor housing accommodating the rotor and the vanes. In addition to the above, as the capacity control means, the rotor and the rotor housing are separated by a pressure difference between the intake passage internal pressure on the throttle valve upstream side and the intake passage internal pressure on the throttle valve downstream side on the turbocharger downstream side. A supercharging device for an engine, comprising a differential pressure type drive device for relatively moving the engine. 【請求項４】 請求項２記載のエンジンの過給装置にお
いて、上記容量制御手段として、制御信号を受けて上記
可変容量型オイルポンプの容量を変化させる容量可変手
段と、エンジン負荷に相当する量を検出する負荷検出手
段と、エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手
段と、検出されたエンジン負荷及びエンジン回転数に応
じて目標ポンプ吐出量を決定し、この目標ポンプ吐出量
に基づいて上記容量可変手段に制御信号を出力する制御
信号出力手段とを備えたことを特徴とするエンジンの過
給装置。4. The supercharger for an engine according to claim 2, wherein the capacity control means is a capacity varying means for receiving a control signal to change the capacity of the variable displacement oil pump, and an amount corresponding to an engine load. Load detection means for detecting the engine speed, engine speed detection means for detecting the engine speed, and a target pump discharge amount is determined according to the detected engine load and the engine speed, and the target pump discharge amount is determined based on the target pump discharge amount. A supercharger for an engine, comprising: a control signal output means for outputting a control signal to the capacity varying means. 【請求項５】 請求項１〜４のいずれかに記載のエンジ
ンの過給装置において、上記エンジンの加速操作開始時
から所定期間、上記作動流体の流量を徐々に増大させる
ように上記流量制御手段を構成したことを特徴とするエ
ンジンの過給装置。5. The supercharger for an engine according to claim 1, wherein the flow rate control means is configured to gradually increase the flow rate of the working fluid for a predetermined period from the start of the acceleration operation of the engine. A supercharging device for an engine, characterized in that 【請求項６】 請求項５記載のエンジンの過給装置にお
いて、上記エンジンの加速操作速度が高いほど上記作動
流体の流量増大率を高めるように上記流量制御手段を構
成したことを特徴とするエンジンの過給装置。6. The engine supercharging device according to claim 5, wherein the flow rate control means is configured so as to increase the flow rate increase rate of the working fluid as the acceleration operation speed of the engine increases. Supercharger. 【請求項７】 請求項５または６記載のエンジンの過給
装置において、上記エンジンの加速操作開始時から所定
期間が経過した後、上記作動流体の流量を徐々に減少さ
せるように上記流量制御手段を構成したことを特徴とす
るエンジンの過給装置。7. The supercharger for an engine according to claim 5, wherein the flow rate control means is configured to gradually reduce the flow rate of the working fluid after a predetermined period has elapsed from the start of the acceleration operation of the engine. A supercharging device for an engine, characterized in that 【請求項８】 請求項７記載のエンジンの過給装置にお
いて、上記作動流体の流量をエンジン回転数にほぼ反比
例させるように上記流量制御手段を構成したことを特徴
とするエンジンの過給装置。8. The supercharger for an engine according to claim 7, wherein the flow rate control means is configured so that the flow rate of the working fluid is substantially inversely proportional to the engine speed. 【請求項９】 請求項７または８記載のエンジンの過給
装置において、上記作動流体の目標流量を排気エネルギ
が０と仮定して設定される基本目標流量からエンジン回
転数が高いほど増大する減少補正値を差し引いた量に設
定したことを特徴とするエンジンの過給装置。9. The engine supercharger according to claim 7, wherein the target flow rate of the working fluid decreases from a basic target flow rate set assuming that exhaust energy is 0, as the engine speed increases. An engine supercharging device characterized by being set to an amount obtained by subtracting a correction value. 【請求項１０】 請求項５〜９のいずれかに記載のエン
ジンの過給装置において、上記ターボ回転軸をコンプレ
ッサ側軸とタービン側軸とに分割し、コンプレッサ側軸
に流体タービンを設けるとともに、エンジン回転数が所
定回転数未満の領域では上記コンプレッサ側軸とタービ
ン側軸とを相対回転可能に切離しエンジン回転数が所定
回転数以上の領域では上記コンプレッサ側軸とタービン
側軸とを連結する連結切換手段を備えたことを特徴とす
るエンジンの過給装置。10. The turbocharger for an engine according to claim 5, wherein the turbo rotating shaft is divided into a compressor side shaft and a turbine side shaft, and a fluid turbine is provided on the compressor side shaft. In a region where the engine speed is less than a predetermined number of revolutions, the compressor side shaft and the turbine side shaft are relatively rotatably separated from each other, and in a region where the engine speed is a predetermined number of revolutions or more, the compressor side shaft and the turbine side shaft are coupled. An engine supercharging device comprising switching means. 【請求項１１】 請求項１〜１０のいずれかに記載のエ
ンジンの過給装置において、上記エンジンの減速操作時
に上記作動流体の流量を徐々に減少させるように上記流
量制御手段を構成したことを特徴とするエンジンの過給
装置。11. The supercharging device for an engine according to claim 1, wherein the flow rate control means is configured to gradually reduce the flow rate of the working fluid during deceleration operation of the engine. Characteristic engine supercharger. 【請求項１２】 請求項１〜１１のいずれかに記載のエ
ンジンの過給装置において、上記補助駆動時にはエンジ
ン負荷が高いほど上記作動流体の流量を多くするように
上記流量制御手段を構成したことを特徴とするエンジン
の過給装置。12. The engine supercharger according to claim 1, wherein the flow rate control means is configured to increase the flow rate of the working fluid as the engine load increases during the auxiliary drive. A supercharging device for an engine. 【請求項１３】 請求項１２記載のエンジンの過給装置
において、上記エンジン負荷が高いほどこのエンジン負
荷の増大に伴う上記作動流体の流量の増大率を高めるよ
うに上記流量制御手段を構成したことを特徴とするエン
ジンの過給装置。13. The supercharger for an engine according to claim 12, wherein the flow rate control means is configured such that the higher the engine load is, the higher the increase rate of the flow rate of the working fluid with the increase of the engine load is. A supercharging device for an engine. 【請求項１４】 請求項２〜１３のいずれかに記載のエ
ンジンの過給装置において、上記可変容量型オイルポン
プの容量を常に０よりも大きな量に保つように上記容量
制御手段を構成したことを特徴とするエンジンの過給装
置。14. The supercharger for an engine according to any one of claims 2 to 13, wherein the displacement control means is configured so that the displacement of the variable displacement oil pump is always maintained at a value greater than zero. A supercharging device for an engine.