JPS6067721A - 排気タ−ボコンパウンド機関 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ［発明の技術分野〕 この発明は内燃機関、特に熱供給祉を一定にしたとき、
機関本体の出力と排気エネルギ回収タービンの出力との
合計出力が最大になるようにした排気ターボコンパウン
ド機関の改良に関するものである。

〔従来技術〕

第１図は従来例によるこの釉の排気ターボコンパウンド
機関の概要をブロック構成図によシ示しである。すなわ
ち、この第１図構成において、符号２１は機関本体、２
２はこの機関本体２１に設けられた排気マニホルド、２
３はこの排気マニホルド２２を経た排気によシ回転駆動
される排気ターボ過給機タービン、２４は同過給機ター
ビン２３に同軸結合された過給機プロワ、２５はこの過
給機プロワ２４で圧縮された給気を冷却する空気冷却器
、２６は前記機関本体２１に設けられて空気冷却器２５
を経た給気を導く給気マニホルド、２Ｔは前記過給機タ
ービン２３を経た排気によシ回転駆動される回収タービ
ン、２ａはこの回収タービン２７の出力を機関出力軸２
９に伝達する減速伝導装置である。

この従来例構成にあって、機関本体２１から排出される
排気は、排気マニホルド２２から過給機タービン２３に
導かれてこれを回転駆動させ、かつこの過給機タービン
２３と同軸結合された過給機プロワ２４によシ吸入空気
が圧縮され、この圧縮された高密度の給気は空気冷却器
２５によシ冷却された上で、給気マニホルド２６から前
記機関本体２１の各シリンダに供給され、ここへの一定
量の燃料噴射により燃焼されて機関出力軸２９から出力
が得られるようにされていて、燃焼後の排気は前記のよ
うに過給機タービン２３に導くと共に、この過給機ター
ビン２３から排出される排気が、なお余剰のエネルギを
保有しているから、この排気によシ回収タービン２Ｔを
回転駆動させ、その回転出力を減速伝導装置２８によシ
前記機関出力軸２９に加えて最終出力を増加させ、以上
の作用を繰シ返して高出力２低燃費化を得るのである。

ここで前記従来例での排気ターボコンパウンド機関にお
いて、損失の々い理想的な機関としてのサバテ・サイク
ルで表わしたｐｖ線図を第２図に、また同様に過給機タ
ービンと回収タービンとのＰｖ線図を第３図にそれぞれ
示しである。

まず第２図において、１（吸気弁閉時期）→２→３→４
→５（排気弁開時期）→１は圧縮、爆発排気吹き出し行
程を、また１→６→１は排気、吸入行程をそれぞれに表
わしているが、後者の場合、説明を簡略にするために過
給機タービン前圧力ＰＢと給気圧力Ｐｇとが等しいもの
としてあって、この表わし方によシ吸入、排気行程中の
機関仕事はゼロとされるが、一方、このときに素通り空
気が給気側から排気側へ流れ込み得るものとしている。

また第３図において、面積１２−７−９−１４は、排気
弁開直前のシリンダ内圧力（第２図の点５、このときの
圧力をＰ５とする）が、排気弁開で一部排気側に排出さ
れて過給機タービン前圧力ＰＩに等しく々シ、ついに排
気行程でのピストンの押出しと吸・排気弁のオーバーラ
ツプによる掃気作用によシシリンダ内の残余のガスが全
て排気マニホルド２２内に排出されたときの排気と、前
記オーバーラツプ期間中に吸気側から排気側に流れ込ん
だ素通）空気との混合ガスが、過給機タービン２３から
回収タービン２７を経て大気圧Ｐａまで膨張する際の仕
事量を表わし、このうち面積１２−７−８−１３は、排
気が過給機タービン２３で膨張する仕事、面積１３−８
−９−１４は、同様に排気が回収タービン２７で膨張す
る仕事であシ、前者の面積１２−７−８−１３の仕事は
、過給機タービン２３と同軸結合された過給機プロワ２
４が、機関の必要とする空気を大気圧ＰＧから給気圧力
Ｐ６まで圧縮するための面積１２−１０−１１−１４の
仕事に等しくなる。

なお、前記第２図中、ＱｌおよびＱｌは熱供給量、Ｐｍ
は最高圧力を示し、また籾温はＴ１としている。

しかしながらこの従来例の構成では、前記したように、
排気弁開直前のシリンダ内圧力Ｐ６を、排気弁開後に過
給機タービン前圧力ＰＩＩまで降圧させるために、排気
の保有しているエネルギの回収率が低く愈るものであり
、これは排気吹き出し損失の原因であるが、この損失を
減少させるのには、過給機タービン前圧力Ｐ１を上昇さ
せてＰｎ／ｐｓの比の値を可及的に１に近付ける手段が
考えられる。

〔発明の概要〕

この発明は前記従来例による排気ターボコンパウンド機
関での排気の吹き出し損失を、機関自体の燃焼性能を損
力わずに減少させて回収エネルギの増加を図り、これに
よってこの種の機関の一層の高出力化、ならびに低燃費
化を達成しようとするもので、機関を構成している過給
機タービンと回収タービンとにそれぞれ可変型タービン
ノズルを設け、これらの可変型タービンノズルの絞り調
整によシ、過給機タービン前圧力および給気圧力を調整
させると共に、別に吸気弁閉時期ならびに給気温度の詞
竪をなすようにしたことを特徴としている。

〔実施例〕

以下、この発明に係る排気ターボコンパウンド機関の一
実施例につき、第４図ないし第８図を参照して詳細に説
明する。

第４図実施例機関は前記第１図従来例機関に対応させて
示すブロック構成図である。これらの各図において同一
符号は同一または相当部分を示しておシ、まだ３０は前
記過給機タービン２３の可変型タービンノズル、３１は
同様に前記回収タービン２１の可変型タービンノズルで
あって、さらにＰ−１はシリンダ内圧力を検出する圧力
センサ、Ｐ−２は過給機タービン前圧力を検出する圧力
センサ、Ｐ−３は給気圧力を検出する圧力センサ、Ｔ−
１は給気温度を検出する温度センサ、Ｕ−１は機関のク
ランク角度を検出する角度センサである。

また第５図はこの実施例機関の制御系統ブロックを示し
、同図において制御器３２は、前記各センサＰ−１、Ｐ
−２、Ｐ−３およびＴ−１，Ｕ−１からの各検出出力信
号によシ、過給機タービン前圧力、給気圧力、吸気弁閉
時期および給気温度のそれぞれが各々設定値になるよう
に、前記過給機タービン２３の可変型タービンノズル３
０を調整する調整装置３３と、回収タービン２７の可変
型タービンノズル３１を調整する調整装置３４と、吸気
弁閉時期を調整する調整装置３５、および空気冷却器２
５による給気温度を調整する調整装置３６とのそれぞれ
を操作し得るようにしたものである。

次にこの実施例構成での作用について述べる。

この実施例による排気ターボコンパウンド機関では、前
記したように排気吹き出し損失を減少させて排気エネル
ギの回収効率を高めるのであるが、このための操作とし
てまず過給機タービン２３の可変式タービンノズル３０
を絞シ調整して、過給機タービン前圧力をＰｇからＰｉ
’まで昇圧させ、ついでこのときに相互のガス交換を効
果的に行なわせる必要から、給気圧力についてもこれを
ｐｓからＰ８′まで昇圧させるようにするのである。そ
してまたここでも説明を簡略化させるためにＰＢ′＝Ｐ
ｓ′とし、かつこのように過給機タービン前圧力および
給気圧力を昇圧させても、素通り空気についてはこれを
Ｐ　Ｂ　Ｉ　Ｐ　ａの状態のときと同量は確保できるも
のとしている。また前記給気圧力を昇圧させるためには
、排気と素通シ空気との混合ガスが、過給機タービン２
３と回収タービン２７とを通過して、その圧力がＰＢ′
からＰＧまで膨張する際の仕事量の割合につき、回収タ
ービン２７の可変型タービンノズル３１を絞シ調整して
、過給機プロワ２４による給気のＰｏからＰＢ′への圧
縮に必要な圧縮仕事と、過給機タービン２３のタービン
仕事とが等しくなるようにすればよい。

前記したように給気圧力なｐｓからｐ　、　／に昇圧さ
せることによシ、これに伴４つでとの実施例機関ではγ
吸気弁の閉時期を前記吸気弁閉時期調整装置３５によっ
て遅らせる。すなわち、との実施例機関での給気圧力Ｐ
８′と、従来例機関での吸気弁閉時期１および給気圧力
Ｐ８のもとでなされる圧縮行程時のシリンダ内圧力とが
等しく々るクランク角度において、この吸気弁が閉じる
ように吸気弁閉時期調整装置３５でその閉時期を遅らせ
るのである。このように吸気弁閉時期を遅らせると、実
施例機関での有効圧縮比は、従来例機関での圧縮比よシ
も低下することになシ、実施例機関での給気温度を、従
来例機関の給気温度と同じにすると、実施例機関におけ
る圧縮終了時のシリンダ内ガス温度が、従来例機関に比
較して低下することになる。そこでここでもまたこの実
施例機関では、給気温度を前記給気温度調整装置３６に
よって調整する。すなわち、この実施例での圧縮終了時
のシリンダ内ガス温度と、従来例機関での吸気弁閉時期
１および給気温度Ｔｌのもとになされる圧縮終了時のシ
リンダ内ガス温度とが等しく々るように、この給気温度
を給気温度調整装置３６によシ、前記空気冷却器２５を
制御して調整するのである。

ここでこの実、前例での排気ターボコンパウンド機関に
おいて、損失のない理想釣力機関としての前記第２図に
対応するｐｖ線図を第６図に、また同様にして過給機タ
ービンと回収タービンとの前記第３図に対応するＰＶ線
図を第７図にそれぞれ示しである。

まず第６図において、この実施例機関での吸気弁閉時期
は前記操作に伴なって作用点１“にあシ、この実施例機
関に対して従来例機関のそれと等しい熱供給量を与える
と、そのサイクルは１“−２−３−４−５−１’　−６
’　−１’−１“となる。そしてこのとき、吸気弁閉か
ら排気弁開直前までのシリンダ内ガスの状態変化は１”
−２−３−４−５となって従来例機関のそれと変ら々い
が、前記したように過給機タービン前圧力を昇圧させる
ためにガス交換過程が変化し、従来例機関に比較してこ
の実施例機関では面積１−１’−１“に相当する分だけ
その出力が減少する。

また第７図において、面積１９−１５−１７−１４は排
気と素通シ空気との混合ガスが、過給機タービンと回収
タービンとを通過してＰＢ′からＰｏ　ｉで膨張する際
の仕事蓋を表わしており、とのうち面積１９−１５−１
６−２０は過給機タービンで膨張する際の仕事量で、面
積２０−１６−１７−１４は回収タービンで膨張する際
の仕事量である。この実施例機関では前記のように給気
圧力を昇圧させても、吸気弁閉時期と給気温度とを調整
しているために、シリンダにトラップされる空気量は従
来例機関と変らず、また素通シ空気を同量確保できるも
のとしているために、過給機ブロワの吐出風量も変化＝
せず、過給機タービンと同軸結合された過給機プロワが
空気をＰａからＰ８′まで圧縮するのに必要な圧縮仕事
は、面積１９−１８−１１−１４によシ表わすことがで
き、これは過給機タービンの仕事である面積１９−１５
−１６−２０と等しく、従来例機関と同様になる。

このようにしてこの実施例機関では、過給機タービン前
圧力を昇圧させることによって排気吹き出し損失を減少
させ、かつこれに伴なう排気エネルギの増加を回収ター
ビンによシ回収させて、この回収タービンの出力増加を
得ることができるのである。しかしまた一方ではガス交
換過程が変るために、従来例機関の出力に比較してこの
実施例機関の出力が低下することになる。従ってこのた
めに、〔過給機タービン前圧力（すなわち圧力ＰＢ）／
排気弁閉直前のシリンダ内圧力（すなわち圧力Ｐ５）〕
の比の値に対する両者の得、損失を吟味する必要かめる
。

第８図はこの一試算の結果を表わしており、この試算の
機関本体として本出願人会社の４２Ｍ型機関を用い、か
つ過給機タービン前圧力ＰＨ−吸気圧力Ｐｇを条件とし
た場合である。しかしてこの第８図においては、この実
施例による排気ターボコンパウンド機関の最終出力が、
従来例での排気ターボコンパウンド機関の最終出力よシ
も増加向上されることを示すと共に、前記圧力比の値が
おおよそ０．６５付近でユ最大になることを示している
。

またここで前記試算においては、この実施例の適用対象
機関を４２Ｍ型機関としているが、他の同種機関への適
用をも考慮するとき、前記圧力比の値の範囲については
、これを０．５≦Ｐ　Ｂ／Ｐ　５≦０゜８と設定するの
が適切であシ、これは第６図に示した結果からも十分に
明らかである。さらに前記試算においては、ＰＢ＝Ｐｓ
を条件としているが、実際の機関の場合、このように圧
力値を設定したのでは、当然のことながら十分なガス交
換ができないことになる。従ってここでもまたこの圧力
値として、給気圧力が過給機タービン前圧力よりも０．
２〜０．３に’／／Ｃｍ２の範囲で高圧となるように設
定するのがよく、この場合にも前記試算例と同様な効果
が得られるのでおる。

〔発明の効果〕

以上詳述したようにこの発明によるときは、排気ターボ
コンパウンド機関において、この機関を構成している過
給機タービンと回収タービンとのそれぞれに可変型ター
ビンノズルを設けると共に、これらの各タービンノズル
を絞り調整する調整装置を設けて、過給機タービン前圧
力が排気弁開直前のシリンダ内圧力の０．５〜０．８倍
、給気圧力が過給機タービン前圧力よシも０．２〜Ｑ、
３Ｋｙ／ｃＴｎ２　の範囲で高圧になるようにそれぞれ
に調整させ、また給気圧力が所定のシリンダ内圧力に等
しくなるクランク角度で吸気弁を閉じ、かつこのとき給
気温度が所定のシリンダ内温度に等しくなるようにそれ
ぞれに調整する調整装置を設けたので、この種の機関に
おける排気の吹き出し損失を、比較的簡単な装置、構造
の付加により、機関自体の燃焼性能を損なわずに減少さ
せてエネルギの回収増加、ひいては機関の最終出力の増
加向上を図シ得る特長がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来例による排気ターボコンパウンド機関の概
要を示すブロック構成図、第２図および第３図は同上機
関の作用を説明するそれぞれＰｖ線図でちゃ、また第４
図はこの発明の一実施例を適用した排気ターボコンパウ
ンド機関の概要を示すブロック構成図、第５図は同上機
関の制御系統ブロック図、第６図、第７図は同上機関の
作用を説明するそれぞれｐｖＢ図、第８図は過給機ター
ビン前圧力／′排気弁開直前のシリンダ内圧力の比と機
関出力との関係を示す説明−図である。 ２１・・―・機関本体、２２・―・−排気マニホルド、
２３拳−・・排気ターボ過給機タービン、２４・・拳・
過給機ブロワ、２５・・・・空気冷却器、２６・・−Φ
給気マニホルド、２ＴＩＩ・・争回収タービン、２８・
・・も減速伝導装置、２９拳・・・機関出力軸、３０．
３１・・−一町変型タービンノズル、３２−−φ−制御
器、３３，３４・・・・ノズル絞如調整装置、３５＠−
・・吸気弁閉時期調整装置、３６・・・・給気温度調整
装置、Ｐ−１・・・Φシリンダ内圧力検出センサ、Ｐ−
２・・・ｅ過給機タービン前圧力検出センサ、Ｐ−３・
・・・給気圧力検出センサ、Ｔ−１・・争・給気温度検
出センサ、Ｕ−１・・・・クランク角度検出上ンサ、Ｐ
Ｒ−ψ・・過給機タービン前圧力、ＰＲ・・・・給気圧
力、ＰＩ　・・・・排気弁開直前のシリンダ内ガス圧力
、１・・・・吸気弁閉時期、５＠・φ＠排気弁開時期。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 機関の排気によ多回転駆動される排気ターボ過給機ター
   ビンと、この過給機タービンに同軸結合されて給気を圧
   縮する過給機ブロワと、前記機関に供給される給気を冷
   却する空気冷却器と、前記過給機タービンの排気によ多
   回転駆動される回収タービンと、この回収タービンの出
   力を前記機関の出力に加える減速伝導装置とによシ構成
   された排気ターボコンパウンド機関において、前記過給
   機タービンおよび回収タービンにそれぞれに設はり可変
   型タービンノズルと、前記過給機ターヒン前圧力が排気
   弁開直前の所定のシリンダ内圧力の０．５〜０．８倍に
   表るように前記過給機タービンの可変型タービンノズル
   を絞シ調整する調整装置と、前記過給機プロワの仕事量
   が給気圧力を過給機タービン前圧力よりも０．２〜０．
   ３　Ｋｙ／ｚ　の範囲で高圧にし得るように前記回収タ
   ービンの可変壓タービンノズルを絞シ調整する調整装置
   と、前記給気圧力が所定のシリンダ内圧力に等しくなる
   クランク角度で吸気弁を閉じるように調整する調整装置
   と、前記給気温度が前記クランク角度での所定のシリン
   ダ内温度に等しくなるように前記空気冷却器を制御する
   調整装置とを備えたことを特徴とする排気ターボコンパ
   ウンド機関。