JPH0828287A - 2段過給エンジン - Google Patents
2段過給エンジンInfo
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
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Abstract
ジンが低中速で高負荷域で運転する場合の給気圧力を上
昇し、燃焼性能を向上し排気濃度を低下し、出力の増加
を図る。 【構成】 低圧段過給機と高圧段過給機の2段の過給機
を有するエンジンにおいて、高圧段過給機Hのタービン
スクロールを、エンジンシリンダの排気を2群に分けた
ツインスクロール型とし、低圧段過給機には、容量の異
なる2台の過給機を併設し、エンジンの出力により小容
量過給機Lを運転する場合と、大容量過給機Mを運転す
る場合と、小容量過給機Lと大容量過給機Mを同時に運
転する場合とに切換可能とした。
Description
いて、エンジンが低中速で高負荷域で運転する場合の給
気圧力を上昇し、燃焼性能を向上し排気濃度を低下し、
出力の増加を図るものである。
術は公知とされているのである。例えば、実開昭61−
167429号公報に記載の技術の如くである。上記実
開昭61−167429号公報に記載の2段過給エンジ
ンの技術は、図4において従来技術として開示されてい
るが、次のような不具合があったのである。即ち、上記
従来技術は、低圧段に2個の過給機を有する2段過給エ
ンジンであるが、シーケンス制御による切換を行ってい
ないので、通常に2段過給エンジンと同様の特性しか発
揮できないのである。
る。該構成におていは、高圧過給機Fは1台のみであ
り、低圧過給機がGとJと2台が併設されている。故
に、6シリンダのエンジンEからの排気は、すべて高圧
過給機Fのタービン32に供給される。そして該タービ
ン32が回転することにより、高圧過給機Fのコンプレ
ッサ31を回転する。前記高圧過給機Fのタービン32
を通過した後の排気ガスは、2方向に分岐されて、2台
が併置された低圧過給機Gと低圧過給機Jに2分割され
る。そして、該低圧過給機Gと低圧過給機Jは、同じ条
件でタービン34と36が回転し、同じ条件で、コンプ
レッサ33と35が回転されるのである。該低圧過給機
Gと低圧過給機Jにより、給気が低圧圧縮され、次に高
圧過給機Fのコンプレッサに供給されて高圧圧縮され
る。該高圧圧縮された給気がアフタークーラ21を通過
して、エンジンEの1〜6のシリンダに供給されるので
ある。
通常の2段過給エンジンであり、低速と中速で高負荷時
において、給気圧が上昇せず、燃焼性能が悪いのであ
る。図2の従来技術について詳細に説明する。即ち、エ
ンジンEは6気筒のエンジンを示している。そして、該
1〜6の各シリンダからの排気をまとめて、高圧過給機
Aを構成するタービン38に供給し、コンプレッサ37
を回転している。該タービン38を通過した後の排気ガ
スは低圧過給機Bのタービン40に供給されて、タービ
ン40を回転し、コンプレッサ39を回転すべく構成し
ている。低圧過給機Bのコンプレッサ39により給気を
まず1段過給し、次にインタークーラ20を通過させ、
該インタークーラ20を通過させた給気を、高圧過給機
Aのコンプレッサ37に供給し、更に高圧化して、アフ
タークーラ21を通過させて、エンジンEの1〜6のシ
リンダに供給している。
圧過給機として2段の過給機を有する2段シーケンシャ
ルエンジンであるが、切換弁8が高温高圧の排気ガスに
直接に触れる為に、切換弁8の耐久性が問題となるとい
う不具合があったのである。図3に記載の従来技術を詳
細に説明する。該従来技術においては、6気筒のエンジ
ンEの1〜3のシリンダからの排気と、4〜6のシリン
ダの排気を2分している。そして、高圧過給機を2台併
設して、該分割した2群の排気ガスを高圧過給機Dと高
圧過給機Cに供給している。そして高圧過給機Cは使用
する場合と、使用しない場合とに、切換弁8による切換
が可能となっており、該切換弁8が閉鎖されると、4〜
6のシリンダの排気も、1〜3のシリンダの排気と合流
して、高圧過給機Dのタービン28に供給されるべく構
成している。該タービン28の回転により高圧過給機D
のコンプレッサ27が回転される。
6の排気は高圧過給機Cのタービン26に供給されて、
該タービン26の回転によりコンプレッサ25が回転す
べく構成されている。該タービン26を通過した後の排
気は、タービン28からの排気と合流して、低圧過給機
Eのタービン30に供給される。該タービン30の回転
によりコンプレッサ29が回転する。給気は、コンプレ
ッサ29によりまず低圧圧縮され、次にコンプレッサ2
9からインタークーラ20を経て、高圧過給機Cのコン
プレッサ25と、高圧過給機Dのコンプレッサ27の両
方に供給される。しかし、切換弁8が閉鎖されて、高圧
過給機Cのタービン26が回転しない場合には、コンプ
レッサ25も回転しないので、高圧過給機Cは閉鎖され
ていると同じ状態であり、高圧過給機Dのコンプレッサ
27のみを通過して給気が高圧化される。そしてコンプ
レッサ27により高圧化された給気は、コンプレッサ2
5に逆流しないように配置されたチェックバルブ9を通
過して、アフタークーラ21に至る。該アフタークーラ
21からエンジンEの各1〜6のシリンダに供給され
る。
の不具合を解消し、2段過給エンジンにおける、低速と
中速域の高負荷域の給気圧を上昇させて、燃焼性能を向
上し、エンジン出力の増加を図るものである。また、加
速性能の改善をも図るものである。
る課題は以上の如くであり、次に該課題を解決するため
の手段を説明する。低圧段過給機と高圧段過給機の2段
の過給機を有するエンジンにおいて、高圧段過給機Hの
タービンスクロールを、エンジンシリンダの排気を2群
に分けたツインスクロール型とし、低圧段過給機には、
容量の異なる2台の過給機を併設し、エンジンの出力に
より小容量過給機Lを運転する場合と、大容量過給機M
を運転する場合と、小容量過給機Lと大容量過給機Mを
同時に運転する場合とに切換可能としたものである。
給エンジンにおいて、低速と中速の高負荷域においても
給気圧(正味平均有効圧)を上昇し、充分な燃焼性能を
得ることができ、また出力性能の向上を図ることが出来
るのである。またエンジンEの加速性能の向上をも図る
ことが出来るのである。また、従来技術のシーケンシャ
ル技術の如く、エンジンEからの排気を2段階に構成し
た高圧段過給機に切換えるのではなくて、高圧段過給機
Hはツインスクロール型に構成し、6気筒の全てを同じ
ツインスクロール型のタービンに供給すべく構成したの
で、高圧側の切換弁は必要なくなり、該切換弁の耐久性
が問題となることが無くなったのである。また、2群に
分割して2台の高圧段過給機に排気を供給しなくても、
ツインスクロール型であるので、排気の脈動を消すこと
が出来た。
過給エンジン機構のブロック回路図、図2は従来の通常
の2段過給エンジン機構のブロック回路図、図3は高圧
側に2段の過給機を具備して、切換弁8により切換可能
とした従来の2段過給エンジンのブロック回路図、図4
は低圧側に2段の過給機を具備した従来技術のブロック
回路図、図5は本発明の2段過給エンジンにおいて、低
圧小容量過給機Lのみを使用している状態のブロック回
路図、図6は本発明の2段過給エンジンにおいて、低圧
大容量過給機Mのみを使用している状態のブロック回路
図、図7は3段切換状態とした本発明の2段過給エンジ
ンの正味平均有効圧の状態を示す作用図、図8は2段切
換状態とした本発明の2段過給エンジンの正味平均有効
圧の状態を示す作用図である。
過給エンジンの構成を説明する。本発明においては、高
圧段過給機Hとして、ツインスクロール型のタービン1
3を使用している。該ツインスクロール型のタービン1
3は、2方向からの排気が、タービンの出口部分で始め
て合流すべく構成しているのである。図1においては、
1〜3のシリンダの排気と、4〜6のシリンダからの排
気は、タービン13の出口において始めて合流すべく構
成しているので、各シリンダ毎の排気が干渉しあうこと
が少なくなったのである。
が排気で回転すると、コンプレッサ12が回転する。ま
たタービン13を通過した排気は、切換弁18におい
て、2方向に分岐または、低圧大容量過給機Mか又は低
圧小容量過給機Lの1方のみを使用すべく切換られる。
該切換弁18の切換は、燃料噴射ポンプPに設けたセン
サーS1と、エンジンEのフライホイール10の回転数
を検出するセンサーS2により制御されて、回転数が、
低速域か中速域か高速域か、または負荷が大か小か等を
判断して、CPU11が直接に判断して、切換アクチュ
エータ19に指令信号を出すことにより、自動的に切換
アクチュエータ19を作動させて、切換弁18を切換可
能としている。
過給機Lと低圧大容量過給機Mの何方かを給気の低圧圧
縮に使用する場合と、どちらも使用する場合とに使い分
けることができる。低圧大容量過給機Mはタービン15
とコンプレッサ14により構成されており、また、低圧
小容量過給機Lはタービン17とコンプレッサ16によ
り構成されている。そして、低圧小容量過給機Lと低圧
大容量過給機Mの間のそれぞれの側に、チェックバルブ
24・23が介装されている。該チェックバルブ24・
23は、低圧小容量過給機Lと低圧大容量過給機Mの非
使用側に、低圧給気が逆流しないように構成している。
低圧圧縮給気は、インタークーラ20を通過して、高圧
段過給機Hのコンプレッサ12に供給されている。該高
圧段過給機Hのコンプレッサ12において、高圧圧縮さ
れて、アフタークーラ21からエンジンEのシリンダの
給気側に供給される。該CPU11における切換アクチ
ュエータ19を操作する切換の判断は、回転数のみ、ま
たは回転数と燃料噴射ポンプPのポンプラック目盛りに
より負荷を検出して判断する。
図7においては、水平軸にエンジン回転数と負荷率を座
標としており、縦軸の座標には、正味平均有効圧を取っ
ている。そして、機関回転数が低く負荷も低い場合に
は、図7の3段切換方式の場合には、a域に示す如く、
低圧小容量過給機Lと高圧段過給機Hを作動させた、図
5の作用状態とする。これにより、低速回転で低負荷の
場合には、充分の正味平均有効圧が得られる曲線域とな
るのである。
を越えると、図6に示す如く、低圧大容量過給機Mと高
圧段過給機Hを作用させた状態としたb域の状態とする
のである。これにより、充分の正味平均有効圧を得るこ
とが出来るのである。また、負荷率が80%を越える
と、低圧小容量過給機Lと低圧大容量過給機Mと高圧段
過給機Hの3者の全てを作用させた図1の作用状態にし
て、c域の如く、充分な正味平均有効圧を得ることが出
来るのである。負荷率の50%と80%の点が切換弁1
8の切換点となっている。
点が70%の点のみとなっている。そして、負荷率が7
0%以下の場合には、d域の如く、低圧小容量過給機L
と高圧段過給機Hを駆動する図5の状態とし、70%を
越えた場合には、低圧大容量過給機Mと高圧段過給機H
を作用する図6の状態としたe域とするのである。この
ようにd域と、e域で充分に正味平均有効圧を得ること
が出来るのである。
ような効果を奏するのである。第1に、2段過給エンジ
ンにおいて、低速と中速の高負荷域においても給気圧
(正味平均有効圧)を上昇し、充分な燃焼性能を得るこ
とができ、また出力性能の向上を図ることが出来るので
ある。またエンジンEの加速性能の向上をも図ることが
出来るのである。第2に、従来技術のシーケンシャル技
術の如く、エンジンEからの排気を2段階に構成した高
圧段過給機に切換えるのではなくて、高圧段過給機Hは
ツインスクロール型に構成し、6気筒の全てを同じツイ
ンスクロール型のタービンに供給すべく構成したので、
高圧側の切換弁は必要なくなり、該切換弁の耐久性が問
題となることが無くなったのである。また、2群に分割
して2台の高圧段過給機に排気を供給しなくても、ツイ
ンスクロール型であるので、排気の脈動を消すことが出
来たのである。
図。
回路図。
より切換可能とした従来の2段過給エンジンのブロック
回路図。
ロック回路図。
量過給機Lのみを使用している状態のブロック回路図。
量過給機Mのみを使用している状態のブロック回路図。
の正味平均有効圧の状態を示す作用図。
の正味平均有効圧の状態を示す作用図。
Claims (1)
- 【請求項1】 低圧段過給機と高圧段過給機の2段の過
給機を有するエンジンにおいて、高圧段過給機Hのター
ビンスクロールを、エンジンシリンダの排気を2群に分
けたツインスクロール型とし、低圧段過給機には、容量
の異なる2台の過給機を併設し、エンジンの出力により
小容量過給機Lを運転する場合と、大容量過給機Mを運
転する場合と、小容量過給機Lと大容量過給機Mを同時
に運転する場合とに切換可能としたことを特徴とする2
段過給エンジン。
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