(57)【要約】   本発明は、エンジンの燃焼室（１１）から排気ガスを送り出す少なくとも１個の排気管路（１５、１６）と前記燃焼室に空気を供給する少なくとも１個の吸気管路（１２）とを有する内燃エンジン（１０）のためのターボチャージャユニット（１８）に関する。前記ターボチャージャユニットは、コンプレッサ（１９）と相互作用して前記エンジンの排気ガス流からエネルギーを抽出するとともに前記エンジンの吸気を加圧するタービン（１７）からなる。前記コンプレッサ（１９）はラジアルタイプで、かつ出口接線方向の付け根部分と先端部分との間におけるブレードの中心線の想像延長線と、インペラの中心軸とブレードの外側先端部とを結ぶ線（３６）との間におけるブレード角（βｂ２）が少なくとも約４５°である後退翼（３５）を有するインペラを備える。前記コンプレッサ（１９）を駆動する前記タービン（１７）は、ラジアルタイプである。【選択図】  図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの燃焼室（１１）から排気ガスを送り出す少なくとも１個の排気管路（１５、１６）と前記燃焼室に空気を供給する少なくとも１個の吸気管路（１２）とを有する内燃エンジン（１０）のためのターボチャージャユニット（１８）であって、コンプレッサ（１９）と相互作用して前記エンジンの排気ガス流からエネルギーを抽出するとともに前記エンジンの吸気を加圧するタービン（１７）からなるターボチャージャユニット（１８）において、前記コンプレッサ（１９）はラジアルタイプであり、かつ出口接線方向の付け根部分と先端部分との間におけるブレードの中心線の想像延長線と、インペラの中心軸とブレードの外側先端部とを結ぶ線（３６）との間におけるブレード角（βｂ２）が少なくとも約４５°である後退翼（３５）を有するインペラを備えることと、前記コンプレッサ（１９）を駆動する前記タービン（１７）は、ラジアルタイプであることとを特徴とするターボチャージャユニット（１８）。
【請求項２】
前記ブレード角（βｂ２）は、少なくとも約４５°であることを特徴とする請求項１に記載のターボチャージャユニット。
【請求項３】
前記ブレード角（βｂ２）は、少なくとも約５５°であることを特徴とする請求項１に記載のターボチャージャシステム。
【請求項４】
前記コンプレッサは、ＬＳＡ（低弦節比翼）タイプのディフューザを備えることを特徴とする請求項１乃至３に記載のターボチャージャシステム。
【請求項５】
前記ラジアルタービンは、切欠部を持たないハブを有して製作されることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項６】
前記ラジアルタービンは、ホイールの直径の５％に対応する最大半径方向深さを有する切欠部を持つハブを有して製作されることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項７】
コンプレッサとタービンとが直列に配置される２ステージ給気のターボシステム用に意図されることを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンの燃焼室から排気ガスを送り出す少なくとも１個の排気管路と前記燃焼室に空気を供給する少なくとも１個の吸気管路とを有する内燃エンジン用ターボチャージャユニットにおいて、コンプレッサと相互作用してエンジンの排気ガス流からエネルギーを抽出するとともにエンジンの吸気を加圧するタービンからなるターボチャージャユニットに関する。
【背景技術】
【０００２】
特に大型自動車用のディーゼル式の過給内燃エンジン用ターボチャージャシステムに関する現在の技術は、一般に、単段タービンにより駆動される単段コンプレッサからなり、前記タービンと前記コンプレッサとのいずれもがラジアルタイプである。
【０００３】
６〜２０リットルの行程容積を有するディーゼルエンジンに適するターボチャージャは、通常、静止条件下において、５０％〜６０％の範囲内の効率を有する（？ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ＊？ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ＊？ｔｕｒｂｉｎｅ）。現在のディーゼルエンジンにおいては、効率の良さが、より高い給気圧力を必要とする未来のエンジンの場合ほど有利になるわけではない。過給の必要性を高める装置の例は、窒素酸化物の排出を減らす排気ガス再循環または吸気弁の可変制御を有する装置である。
【０００４】
静止条件下において、６０％を上回る効率を有するターボチャージャシステムは、環境に優しく、かつ経済的なエンジンに対する将来の要件を満たす、より高い可能性を提供する。これまでは、ディーゼルエンジンに関する環境要件は、一般に効率の低下をもたらし、このことは、結果的に燃料というエネルギー源が十分に活用されてこなかったことを意味する。
【０００５】
近代のインペラは、一般に、出口接線方向の付け根部分と先端部分との間におけるブレードの中心線の想像延長線と、インペラの中心軸とブレードの外側先端部とを結ぶ線との間におけるブレード角βｂ２は、３５°未満である後退翼を備える。
【０００６】
ターボ過給機に用いられるラジアルタービンは、しばしば、タービンホイールの質量を減じるために、タービンブレード間において扇形の切欠部（図４参照）を備えており、その結果として、過渡応答の向上、すなわちタービンホイールの容量の増加がもたらされて、より大量の排気ガス流に対応することができる。このことは、扇形の切欠部により、タービンホイールの周縁部の材料が除去されるために、慣性極モーメントが低下することによって、エンジンが速度をより迅速に増加させることを可能にする。しかしながら、前記扇形の切欠部は、タービンブレードの外側端部において圧力側から吸込み側に流れが漏れるため、タービンの効率に悪影響を及ぼす。タービンに扇形の切欠部を設けるまた別の理由は、始動時、停止時および負荷変更時における不均一な温度による応力を減じるためである。不均一な温度分布の問題は、大直径のホイールにおいてより重大になる。
【０００７】
コンプレッサのブレード角βｂ２を大きくすることの欠点は、同じ圧力比において、インペラの周縁部の速度が、以って応力が増加することである。このことは、より高い強度特性を有する材料が必要とされうることを意味する。たとえば、現在の鋳造アルミニウムのインペラおよびホイールは、はるかに高価な、鍛造され、かつ機械加工されたアルミニウムまたはチタニウムの構成部品に置き換えられうる。
【発明の開示】
【０００８】
よって、本発明の目的は、過渡応答と効率とのいずれの観点においても良好な特性を有するターボチャージャユニットを製作することにある。
【０００９】
この目的のために本発明にしたがって設計された、エンジンの燃焼室から排気ガスを送り出す少なくとも１個の排気管路と前記燃焼室に空気を供給する少なくとも１個の吸気管路とを有する内燃エンジンのためのターボチャージャユニットは、コンプレッサと相互作用してエンジンの排気ガス流からエネルギーを抽出するとともにエンジンの吸気を加圧するタービンからなっており、前記コンプレッサはラジアルタイプであり、かつ出口接線方向の付け根部分と先端部分との間におけるブレードの中心線の想像延長線と、インペラの中心軸とブレードの外側先端部とを結ぶ線との間におけるブレード角βｂ２が少なくとも約４５°である後退翼を有するインペラを備えることと、前記コンプレッサを駆動するタービンは、ラジアルタイプであることとを特徴とする。ターボチャージャユニットをこのように設計することにより、効率が高く保たれうると同時に過渡応答が向上する。
【００１０】
コンプレッサのブレード角βｂ２を大きくすると、その結果として、所定の回転速度における圧力上昇が小さくなる。これを補償するために、より高い速度またはより大きいインペラ直径が必要になる。しかしながら、予想外の効果は、コンプレッサの構造上最適な回転速度が、圧力上昇を維持するために必要とされる速度より大きくなり、したがって直径をさらに減じることができることである。
【００１１】
このことは、表１および２から理解され得、表１には、インペラの作動係数Δｈ０／Ｕ２がブレード角βｂ２の関数として示されており、ここで、Δｈ０はエンタルピーの増加量であり、Ｕはインペラの周縁部の速度である。ブレード角βｂ２が、たとえば４５°から５５°に増加することは、作業係数が約５％だけ低下することを意味する。したがって、圧力比を維持するために、周縁部の速度Ｕは、効率が変化しないと仮定すると、約２．５％（ｖ１．０５＝１．０２５）だけ増加せしめられなければならない。
【表１】
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【００１２】
最適な回転速度は、効率が比速度ＮＳとブレード角βｂ２との関数として示されている表２から読み取られうる。比速度ＮＳは、本明細書において、ＮＳ＝ω・√Ｖ／（Ｈａｄ）３／４として定義され、ここで、ω＝角速度、Ｖ＝吸気体積流量、Ｈａｄ＝断熱エンタルピー増加量（＝ＣＰ・Ｔ０、ｉｎ・（（圧力比）（（ｋ−１）／ｋ）−１））。表２から、最適なＮＳ、すなわち比速度は、体積流量と圧力比と吸気条件とが変化しない場合、ブレード角βｂ２が４５°から５５°に増加せしめられると、約４％だけ増加することが理解されうる。
【表２】
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【００１３】
コンプレッサを駆動することになるラジアルタービンは、少なくとも慣性極モーメントの低下によってもたらされるコンプレッサの回転速度の増加に対応して直径を減じられうる。これに代わる改良方法は、扇形の切欠部を縮小または排除することである。これは、効率が増加することを意味し、このこと自体が、さらに一層小さい直径が用いられうることを意味する。
【００１４】
本発明の有利な例証的実施形態は、以下の従属請求項から明らかになる。
【００１５】
２ステージターボシステムに記載のターボチャージャを用いることは、各ターボチャージャが、より小さい圧力上昇で、以ってより低い回転速度で動作するという利点を有する。このような場合には、大きい後退角（βｂ２）にもかかわらず、現在の材料が用いられうる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
添付図面に示されている例証的な実施形態を参照して、以下に本発明をより詳細に説明する。
【００１７】
本発明を、好ましくはトラック、バスおよび建設機械等の大型自動車に用いられる、主に６〜２０リットル程度の範囲内の行程容積を有するディーゼルエンジン用の２ステージ過給装置に適用される場合において説明する。前記過給装置の特徴は、現在の装置と比べてはるかに効果的な過給が達成されることである。この過給は、中間冷却を有するラジアルタイプの２個の直列接続コンプレッサを用いて２段階で行なわれる。低圧コンプレッサと呼ばれる第１のコンプレッサステージは、アキシャルタイプの低圧タービンによって駆動される。第２のコンプレッサステージは、ラジアルタイプの高圧タービンによって駆動される。
【００１８】
図１に、従来の方法で吸気マニホルド１２および２個の別個の排気マニホルド１３、１４と連通する６個のエンジンシリンダ１１を有するエンジンブロック１０が示されている。これらの２個の排気マニホルドの各々は、３個のエンジンシリンダから排気ガスを受ける。これらの排気ガスは、別個の管路１５、１６を介して、タービン１７と共通の軸に取り付けられるコンプレッサ１９からなる高圧ターボ装置１８内のタービン１７に送られる。
【００１９】
前記排気ガスは、さらに管路２０を介して、タービン２１と共通のシャフトに取り付けられるコンプレッサ２３からなる低圧ターボユニット２２内のタービン２１に送られる。前記排気ガスは、最終的に、さらに管路２４を介して、排気ガスの後処理装置からなりうる、エンジンの排気システムに送られる。
【００２０】
濾過された吸気は、管路２５を介してエンジンに引き込まれるとともに、低圧ターボユニット２２のコンプレッサ２３に送られる。管路２６は、前記吸気をさらに第１の給気冷却器２７を介して高圧ターボユニット１８のコンプレッサ１９に送る。中間冷却を有する２ステージにおけるこの給気後に、吸気は、さらに管路２８を介して第２の給気冷却器２９に送られ、その後、前記吸気は、管路３０を介して吸気マニホルド１２に到達する。
【００２１】
このターボチャージャシステムは、入口ガイドベーン１７ａによりタービンの半分にガス流を供給する、高圧タービン１７への二重の螺旋状の各吸気口１５、１６が図示されている図２に、より詳細に図示されている。高圧タービン１７は、ラジアルタイプであるとともに、中間ダクト２０を介して低圧タービン２１に接続される。
【００２２】
高圧タービン１７は、高圧コンプレッサ１９と一緒にシャフト３１に取り付けられる。低圧タービン２１は、類似の方法で、低圧コンプレッサ２３と一緒にシャフト３２に取り付けられる。
【００２３】
高圧ターボは、本明細書に記載の本発明にしたがって設計されるとともに、図３を参照して以下に説明される大きい後退角を有して設計されるブレードを有する高圧コンプレッサによって構成される。
【００２４】
図３から、出口接線方向の付け根部分と先端部分との間における中心線に沿ったブレード３５の想像延長線と、インペラの中心軸とブレードの外側先端部とを結ぶ線（鎖線）３６との間におけるブレード角βｂ２は、少なくとも約４５°、好ましくは少なくとも約５０〜５５°であることが理解されうる。市場で入手可能なターボコンプレッサは、約２５〜約３５°の範囲内のブレード角βｂ２を有する。本発明にしたがったターボチャージャシステムの試験から、ブレード角を少なくとも約４５°に増加させることが有利であることがわかった。このブレード角の増加の効果は、主として、付随するタービンを有するインペラが、所定の圧力比において、より高い回転速度で回転することによって構成される。この速度の増加は、タービンホイールの直径が、以ってさらにまた質量慣性が減じられうることを意味する。さらにまた、質量慣性の減少は、タービンホイールがより容易に自身の有効速度範囲まで加速されうることを意味するため、このことの二次的効果として、エンジンの過渡応答が向上する。コンプレッサの効率もまた、特に、二次流れの減少と、以って損失の減少とにつながる、ブレードの圧力側と吸込み側とに沿った流れの間における速度差の減少の結果として、かつ、さらにまた、後続のディフューザにおける損失の減少につながる、ロータ出口における流量の減少により向上する。
【００２５】
いずれのコンプレッサも、それぞれのインペラの下流においてガイドベーンを備えて、圧力増大が最適化される。このディフューザは、ブレードの長さが入口において周方向にブレード間の間隙（ピッチ）に対して０．７５〜１．５の範囲内のある比をなす空力学的に設計されたブレードを有するディフューザを意味するＬＳＡ（低弦節比翼）タイプであることが有利である。この種のディフューザの特徴は、長いブレードを有する従来のディフューザほどコンプレッサの可能動作範囲（圧力比と体積流量との組合せ）を制限しないところにある。
【００２６】
出口ディフューザ３７は、低圧タービン２１の後に配置されて、タービンから動圧を回収する。このディフューザは、排気ガスを排気管２４に送り出す排気集合管３８へと続く。
【００２７】
図４に示される、高圧コンプレッサ１９を駆動する高圧タービン１７は、相対的に高い回転速度で回転するために小直径を有して製作されるタービンホイールを有するラジアルタイプである。このことは、この種のタービンにおいて一般に従来技術にしたがって用いられる（扇形切欠きとして知られている）種類のタービンホイールハブ４０における切欠部３９を排除することを可能にする。これらの切欠部３９は、単に従来技術を示すために、図４に破線により示されている。これらの切欠部が必要とされないため、タービンホイールは、より効果的に動作して、より高い全効率を達成しうる。
【００２８】
本発明は、前記の例証的な実施形態に制限されると見なされるべきではなく、多数のさらに他の変形態様および改変が以下の特許請求の範囲内において考えられうる。たとえば、本発明にしたがったターボチャージャユニットは、２ステージ過給を有する６気筒ディーゼルエンジンに関して説明されているが、本発明は、２行程または４行程の動作で駆動される１気筒以上の全ての異なるピストンエンジンに適用されうる。本発明は、さらにまた、船舶用エンジンおよび前記の行程容量以外の行程容量を有するエンジンにも適用されうる。高圧タービン１７は、入口ガイドベーンを有さなくてもよく、または代案として固定式または幾何学的に回転可能な入口ガイドベーン１７ａを備えてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】２ステージターボチャージャシステムを有する内燃エンジンの表である。
【図２】ターボチャージャシステムに含まれる２ステージのターボチャージャを通る縦断面図である。
【図３】本発明のターボチャージャユニットに用いられるインペラの部分切取平面図である。
【図４】高圧タービンのタービンホイールの平面図である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【国際調査報告】
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