(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンから直に送出される排気によって高圧段タービンを作動させ且つ高圧段コンプレッサで圧縮した吸気をエンジンへ送給する高圧段ターボチャージャと、該高圧段ターボチャージャの高圧段タービンから送出される排気によって低圧段タービンを作動させ且つ低圧段コンプレッサで圧縮した吸気を前記高圧段コンプレッサへ送給する低圧段ターボチャージャとを備え、前記低圧段コンプレッサとキャブ後面に設置されるエアクリーナとを湾曲させた吸気管を介して接続する二段過給システムの配置構造において、
前記高圧段ターボチャージャの軸線に対し低圧段ターボチャージャの軸線を、両軸線が平行で前記吸気管がＵ字状に湾曲する場合の曲率と比較して該吸気管の曲率が小さくなるよう、傾斜させ、
前記高圧段ターボチャージャの軸線に対する低圧段ターボチャージャの軸線の傾斜角度である低圧段ターボチャージャの搭載角度θを、
０＜θ≦２０°
という範囲に設定したことを特徴とする二段過給システムの配置構造。
【請求項２】
前記高圧段タービンと低圧段タービンとをつなぐ排気接続管の一端部を、高圧段タービンに対しその軸線方向へスライド自在となるようシールリングを介して接続した請求項１記載の二段過給システムの配置構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、二段過給システムの配置構造に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、エンジン排気流路から分流した排気を水冷式の管形熱交換器であるＥＧＲクーラ（ＥＧＲ：Exhaust Gas Recirculation）により冷却した上でエンジン吸気流路へ戻し、燃焼温度を下げてＮＯxの発生を低減させる排気再循環が一般的に行われている。
【０００３】
排気容量を変えずにエンジンの出力を高めるためには、１サイクル当たりの燃料噴射量を多くすると共に、ターボチャージャにより過給圧を上げてシリンダへの吸気の送給量を増やす必要がある。
【０００４】
又、吸気の送給量を減らさずに高ＥＧＲ率を達成するためにも、ターボチャージャを用いて過給圧を上げる必要がある。
【０００５】
そこで、高圧力比が得られる二段過給システムをエンジンに採用することが提案されている。
【０００６】
図６は従来の二段過給システムの一例を示すものであり、車載のエンジン１の排気マニホールド２から直に送出される排気Ｇによって高圧段タービン３を作動させ且つ高圧段コンプレッサ４で圧縮した吸気Ａをエンジン１の吸気マニホールド５へ送給する高圧段ターボチャージャ６と、該高圧段ターボチャージャ６の高圧段タービン３から送出される排気Ｇ、或いは該高圧段タービン３の吸込側から吐出側へ至るウエストゲート配管７を経た排気Ｇによって低圧段タービン８を作動させ低圧段コンプレッサ９で圧縮した吸気Ａを前記高圧段コンプレッサ４へ送給する低圧段ターボチャージャ１０とを備え、前記ウエストゲート配管７には、高圧段タービン３に対応するウエストゲートバルブ１１が組み込まれている。
【０００７】
前記低圧段ターボチャージャ１０の低圧段コンプレッサ９の吐出側と前記高圧段ターボチャージャ６の高圧段コンプレッサ４の吸入側とをつなぐ低圧吸気流路１２には、インタクーラ１３が介装されており、前記高圧段コンプレッサ４の吐出側とエンジン１の吸気マニホールド５とをつなぐ高圧吸気流路１４には、アフタクーラ１５が介装されている。
【０００８】
又、前記高圧段タービン３よりも上流側のエンジン排気流路（図６の例では排気マニホールド２）からは、前記アフタクーラ１５よりも下流側の高圧吸気流路１４（図６の例では吸気マニホールド５）へ至るＥＧＲ配管１６が分岐接続され、該ＥＧＲ配管１６には、前記エンジン排気流路から分流した排気Ｇを冷却するＥＧＲクーラ１７と、前記高圧吸気流路１４（図６の例では吸気マニホールド５）へ還流すべき排気Ｇの流量を調整するＥＧＲバルブ１８とが設けられている。
【０００９】
尚、図６中、１９は前記低圧段コンプレッサ９へ吸気Ａを供給する吸気管、２０は前記高圧段タービン３と低圧段タービン８とをつなぐ排気接続管、２１は低圧段タービン８を駆動した後の排気Ｇを排出する排気管である。
【００１０】
そして、前述の如き二段過給システムにおいては、エンジン１が稼動状態にあるとき、排気マニホールド２から送出される排気Ｇの大部分は、高圧段タービン３へ流入して高圧段コンプレッサ４を駆動した後、排気接続管２０を介し低圧段タービン８へ流入して低圧段コンプレッサ９を駆動し、排気管２１から排出される。
【００１１】
前記吸気管１９から低圧段コンプレッサ９に流入し且つ圧縮された吸気Ａは、前記低圧吸気流路１２に介装されたインタクーラ１３を経て高圧段コンプレッサ４に送給され、該高圧段コンプレッサ４で再び圧縮され、前記高圧吸気流路１４に介装されたアフタクーラ１５を経て吸気マニホールド５へ送給される。
【００１２】
これにより、シリンダへの吸気Ａの送給量が増加し、１サイクル当たりの燃料噴射量を多くすれば、エンジン１の出力を高めることができる。
【００１３】
又、前記排気Ｇの一部は、排気マニホールド２からＥＧＲ配管１６へ流入し、ＥＧＲクーラ１７で冷却され且つＥＧＲバルブ１８で流量調整が行われた排気Ｇが、吸気Ａと一緒に吸気マニホールド５へ送給され、これにより、シリンダ内の燃焼温度の低下が図られ、ＮＯxの発生が低減される。
【００１４】
更に、前記エンジン１が高速高負荷領域に達した際には、高圧段タービン３の能力を上回るような高エネルギ（大流量で高圧力）の排気Ｇが、該高圧段タービン３に流れ込むことがないようにウエストゲートバルブ１１を開き、排気Ｇの一部をウエストゲート配管７から低圧段タービン８に導くようにして、タービン内の圧力過上昇抑制と過回転防止、並びにポンピングロス低減を図るようになっている。因みに、前記ウエストゲート配管７から低圧段タービン８に導かれる排気Ｇは、全体の０〜３０％程度の範囲内で、前記ウエストゲートバルブ１１の開度調節による流量調節が行われ、ウエストゲートバルブ１１全閉時より燃費改善を図っている。
【００１５】
尚、前述の如き二段過給システムと関連する一般的技術水準を示すものとしては、例えば、特許文献１がある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１６】
【特許文献１】特開２００７−７１１７９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１７】
ところで、トラック等の大型の車両は、普通乗用車と比べて未舗装の悪路を走行する機会が多いことから、エンジンの吸気としては、塵埃が多く含まれている地面付近の空気ではなく、地面から充分高い部分の清浄な空気を取り入れることが好ましく、又、地面付近では、走行時に跳ね上げられる雨水や積雪等を一緒に取り込んでしまう虞もあるため、地面から充分高い部分で空気だけを確実に取り入れることが好ましい。
【００１８】
このため、図７に示される如く、トラック等の車両２２の場合、該車両２２のキャブ２３後面における左右方向一側下部に、前記低圧段ターボチャージャ１０の低圧段コンプレッサ９に吸気管１９から空気を吸気Ａとして供給するエアクリーナ２４を配置し、該エアクリーナ２４から上方へ立ち上がるエアクリーナ入口ダクト２５に対し、可撓性を有するブーツ２６を介して吸気ダクト２７を接続し、該吸気ダクト２７を前記キャブ２３の後面に組み付け、前記吸気ダクト２７の上部に開口させた空気取入口２８から外気を、水や塵埃等の異物が吸気ダクト２７内に侵入することを防止しつつ、吸気ダクト２７内へ導き、前記エアクリーナ２４で濾過し、清浄な吸気Ａとして前記吸気管１９から低圧段コンプレッサ９へ供給するようになっている。
【００１９】
一方、従来の場合、前記高圧段ターボチャージャ６に対し低圧段ターボチャージャ１０は、図６に示される如く、その軸線Ｏ１，Ｏ２が平行となるよう配置されるのが一般的であるが、前記エアクリーナ２４はキャブ２３の後面側に設置されるため、該キャブ２３の後面側に設置されるエアクリーナ２４に対し低圧段コンプレッサ９を吸気管１９を介して接続するには、該吸気管１９をＵ字状に折り曲げてその曲率を大きくせざるを得なかった。
【００２０】
しかしながら、前記吸気管１９内部を流れる吸気Ａの圧力は低いため、前述の如く、吸気管１９をＵ字状に折り曲げてその曲率を大きくした場合、吸気Ａが低圧段コンプレッサ９に流入する手前で略１８０°方向転換しなければならず、通気抵抗が非常に大きくなってしまい、ポンピングロスが増大し、燃費が悪くなるという不具合を有していた。
【００２１】
又、前記高圧段タービン３と低圧段タービン８との間には、およそ１００［℃］前後の温度差が生じ、軸線Ｏ１，Ｏ２方向での熱膨張差が約３［ｍｍ］程度となることが本発明者の研究によって明らかとなっており、このため、前記排気接続管２０によって互いに接続される高圧段タービン３と低圧段タービン８との間に過大な応力が発生することが懸念されていた。
【００２２】
本発明は、斯かる実情に鑑み、吸気の通気抵抗を抑えてポンピングロスを低減し得、燃費向上を図り得ると共に、高圧段タービンと低圧段タービンとの間の熱膨張差に伴う応力の発生を抑制し得る二段過給システムの配置構造を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【００２３】
本発明は、エンジンから直に送出される排気によって高圧段タービンを作動させ且つ高圧段コンプレッサで圧縮した吸気をエンジンへ送給する高圧段ターボチャージャと、該高圧段ターボチャージャの高圧段タービンから送出される排気によって低圧段タービンを作動させ且つ低圧段コンプレッサで圧縮した吸気を前記高圧段コンプレッサへ送給する低圧段ターボチャージャとを備え、前記低圧段コンプレッサとキャブ後面に設置されるエアクリーナとを湾曲させた吸気管を介して接続する二段過給システムの配置構造において、
前記高圧段ターボチャージャの軸線に対し低圧段ターボチャージャの軸線を、両軸線が平行で前記吸気管がＵ字状に湾曲する場合の曲率と比較して該吸気管の曲率が小さくなるよう、傾斜させ、
前記高圧段ターボチャージャの軸線に対する低圧段ターボチャージャの軸線の傾斜角度である低圧段ターボチャージャの搭載角度θを、
０＜θ≦２０°
という範囲に設定したことを特徴とする二段過給システムの配置構造にかかるものである。
【００２４】
上記手段によれば、以下のような作用が得られる。
【００２５】
前述の如く高圧段ターボチャージャの軸線に対し低圧段ターボチャージャの軸線を、両軸線が平行で前記吸気管がＵ字状に湾曲する場合の曲率と比較して該吸気管の曲率が小さくなるよう、傾斜させ、
前記高圧段ターボチャージャの軸線に対する低圧段ターボチャージャの軸線の傾斜角度である低圧段ターボチャージャの搭載角度θを、
０＜θ≦２０°
という範囲に設定すると、吸気が低圧段コンプレッサに流入する手前で方向転換する角度が緩やかになるため、前記吸気管内部を流れる吸気の圧力が低くても、前記吸気管をＵ字状に折り曲げてその曲率を大きくした場合に比べ、通気抵抗が抑えられ、ポンピングロスが増大せず、燃費が良くなる。
【００２６】
前記二段過給システムの配置構造においては、前記高圧段タービンと低圧段タービンとをつなぐ排気接続管の一端部を、高圧段タービンに対しその軸線方向へスライド自在となるようシールリングを介して接続することができ、このようにすると、前記高圧段タービンと低圧段タービンとの間に、大きな温度差が生じ、軸線方向での熱膨張差が大きくなったとしても、前記排気接続管の一端部がシールリングによって気密性を保持しつつ高圧段タービンに対しその軸線方向へスライドすることにより、該高圧段タービンと低圧段タービンとの間に過大な応力が発生しなくなる。
【発明の効果】
【００２７】
本発明の二段過給システムの配置構造によれば、吸気の通気抵抗を抑えてポンピングロスを低減し得、燃費向上を図り得ると共に、高圧段タービンと低圧段タービンとの間の熱膨張差に伴う応力の発生を抑制し得るという優れた効果を奏し得る。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】本発明の二段過給システムの配置構造の実施例を示す平面図である。
【図２】本発明の二段過給システムの配置構造の実施例を示す側面図であって、図１のＩＩ−ＩＩ矢視相当図である。
【図３】本発明の二段過給システムの配置構造の実施例における排気接続管及びシールリングを示す分解斜視図である。
【図４】本発明の二段過給システムの配置構造の実施例における排気接続管及びシールリングの組み付け状態を示す破断斜視図である。
【図５】本発明の二段過給システムの配置構造の実施例における低圧段ターボチャージャの搭載角度と通気抵抗との関係を示す線図である。
【図６】従来の二段過給システムの一例を示す概念図である。
【図７】従来の吸気ダクトの一例を示す概略斜視図である。
【発明を実施するための形態】
【００２９】
以下、本発明の実施の形態を添付図面を参照して説明する。
【００３０】
図１〜図５は本発明の二段過給システムの配置構造の実施例であって、図中、図６及び図７と同一の符号を付した部分は同一物を表わしており、基本的な構成は図６及び図７に示す従来のものと同様であるが、本実施例の特徴とするところは、図１〜図５に示す如く、高圧段ターボチャージャ６の軸線Ｏ１に対し低圧段ターボチャージャ１０の軸線Ｏ２を、前記湾曲する吸気管１９の曲率が小さくなるよう、傾斜させた点にある。
【００３１】
前記高圧段ターボチャージャ６の軸線Ｏ１に対する低圧段ターボチャージャ１０の軸線Ｏ２の傾斜角度、即ち低圧段ターボチャージャ１０の搭載角度を図１に示す如くθとした場合、該搭載角度θを鋭角の範囲内で大きくしていくと、通気抵抗は小さくなり、この関係は、図５に示すような線図で表されるため、該搭載角度θは、レイアウト的に可能な限り大きくすれば良く、
０＜θ≦２０°
といった範囲に設定することができる。
【００３２】
又、本実施例の場合、図３及び図４に示す如く、前記高圧段タービン３と低圧段タービン８とをつなぐ排気接続管２０の一端部を、高圧段タービン３に対しその軸線Ｏ１方向へスライド自在となるようシールリング２９，３０を介して接続してある。
【００３３】
前記シールリング２９，３０は、ピストンリングと同様のものを使用し、その材質としては、例えば、鋳鉄を用いることができ、前記高圧段タービン３の吐出口外周縁部に凹設したリング溝３１，３２に嵌合させるようにしてある。
【００３４】
尚、前記排気接続管２０の他端部は、図２及び図３に示す如く、低圧段タービン８の吸込側に対しフランジ３３によりボルト・ナット等の締結部材３４を用いて接合してある。
【００３５】
次に、上記実施例の作用を説明する。
【００３６】
前述の如く高圧段ターボチャージャ６の軸線Ｏ１に対し低圧段ターボチャージャ１０の軸線Ｏ２を、前記湾曲する吸気管１９の曲率が小さくなるよう、傾斜させると、吸気Ａが低圧段コンプレッサ９に流入する手前で、図６に示される例のように略１８０°方向転換しなくて済む。
【００３７】
これにより、前記吸気Ａが低圧段コンプレッサ９に流入する手前で方向転換する角度が緩やかになるため、前記吸気管１９内部を流れる吸気Ａの圧力が低くても、前記吸気管１９をＵ字状に折り曲げてその曲率を大きくした場合に比べ、通気抵抗が抑えられ、ポンピングロスが増大せず、燃費が良くなる。
【００３８】
又、本実施例の場合、図３及び図４に示す如く、前記高圧段タービン３と低圧段タービン８とをつなぐ排気接続管２０の一端部を、高圧段タービン３に対しその軸線Ｏ１方向へスライド自在となるようシールリング２９，３０を介して接続してあるため、前記高圧段タービン３と低圧段タービン８との間に、およそ１００［℃］前後の温度差が生じ、軸線Ｏ１方向での熱膨張差が約３［ｍｍ］程度となっても、前記排気接続管２０の一端部がシールリング２９，３０によって気密性を保持しつつ高圧段タービン３に対しその軸線Ｏ１方向へスライドすることにより、該高圧段タービン３と低圧段タービン８との間に過大な応力が発生しなくなる。
【００３９】
こうして、吸気の通気抵抗を抑えてポンピングロスを低減し得、燃費向上を図り得ると共に、高圧段タービン３と低圧段タービン８との間の熱膨張差に伴う応力の発生を抑制し得る。
【００４０】
尚、本発明の二段過給システムの配置構造は、上述の実施例にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
【符号の説明】
【００４１】
１  エンジン
３  高圧段タービン
４  高圧段コンプレッサ
６  高圧段ターボチャージャ
８  低圧段タービン
９  低圧段コンプレッサ
１０  低圧段ターボチャージャ
１９  吸気管
２０  排気接続管
２３  キャブ
２４  エアクリーナ
２９  シールリング
３０  シールリング
Ｏ１  軸線
Ｏ２  軸線
θ  搭載角度 
【図１】
0005855396.tif 000002
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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