(57)【要約】  本発明は、排気ラインに設けられる排気タービンと吸気ラインに設けられるコンプレッサとを有する、内燃機関用の排気ガスターボチャージャに関する。排気タービンには２つの排気ガス流が導かれ、それらを介して排気ガスがタービンホイールに送られる。コンプレッサホイール径に対するタービンホイール径の直径比は、内燃機関の動作容積に依存する所定の関数に従う。
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
排気マニホールド（４）に設けられる排気タービン（３）と、吸気マニホールド（６）に設けられるコンプレッサ（５）を有し、前記排気タービン（３）が少なくとも２つのスクロール流路（７、８）を有し、それらの流路によって排気ガスがタービンロータ（１０）に送られる、内燃機関用の排気ガスターボチャージャ（２）において、
コンプレッサホイール径ＤＶに対するタービンロータ径ＤＴの比ＤＴ／ＤＶが、
ＤＴ／ＤＶ＞Ｊ−Ｋ＊Ａｓｙ
Ｊ：１〜１．０５の間の範囲の定数
の関係によって規定され、
Ｋは、リットルで測定された排気量ＶＨの関数として
【数１】
2008503685.tif 000006
ＶＨ：内燃機関（１)の排気量の関数として変化するパラメータ
の関係に従って決定され、
さらにＡｓｙは、排気タービン（３）の第１のスクロール流路（７）のチョーク限度の領域の臨界流量パラメータΦ１、ｓ及び排気タービン（３）の第２のスクロール流路（８）の対応流量パラメータΦ２、ｓの関数として、
Ａｓｙ＝Φ１、ｓ／Φ２、ｓ
の関係に従って決定されるタービン固有の非対称度を示す、ことを特徴とする排気ガスターボチャージャ。
【請求項２】
前記２つのスクロール流路（７、８）が異なる大きさであり、異なる容積を有することを特徴とする請求項１に記載の排気ガスターボチャージャ。
【請求項３】
前記排気タービン（３）の小さいスクロール流路（７）が、前記コンプレッサ（５）に面する排気ガスターボチャージャ（２）の軸受側に配置されることを特徴とする請求項２に記載の排気ガスターボチャージャ。
【請求項４】
前記排気タービン（３）が有効タービン入口断面の可変調整用の可変ノズル機構（９）を有することを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の排気ガスターボチャージャ。
【請求項５】
前記可変ノズル機構（９）が、大きいスクロール流路（８）のタービン入口断面内に配置されることを特徴とする請求項２あるいは３及び４に記載の排気ガスターボチャージャ。
【請求項６】
前記排気タービン（３）がラジアル式タービンとして設計されることを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の排気ガスターボチャージャ。
【請求項７】
前記２つのスクロール流路（７、８）は異なる大きさであり、
前記スクロール流路（７）に至る排気マニホールド（４ａ）と、前記内燃機関（１）の吸気マニホールド（６）との間に再循環ライン（１５）を有する排気ガス再循環装置（１４）を設け、
前記再循環ライン（１５）が、前記小さいスクロール流路（７）に至る排気マニホールド（４ａ）から分岐することを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項に記載の排気ガスターボチャージャを有する内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、請求項１及び請求項７のそれぞれの前段による内燃機関用の排気ガスターボチャージャ及びそれを備えた内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１は、排気マニホールドに設けられる排気タービンと吸気マニホールドに設けられるコンプレッサとを有し、タービンロータが内燃機関からの高圧の排気ガスによって駆動され、シャフトによってタービンロータの回転がコンプレッサホイールに伝達され、コンプレッサホイールが周囲空気を吸い込み、それをより高いブースト圧力まで圧縮する内燃機関用の排気ガスターボチャージャについて説明する。排気タービンは、異なる大きさの２つのスクロール流路を有し、それらにそれぞれ内燃機関の２つのシリンダバンクの内の一方からの排気ガスが供給される。異なる大きさのスクロール流路のおかげで、高い排気ガス背圧は、より大きなスクロール流路に供給される排気マニホールド部分におけるよりも、小さいスクロール流路の排気マニホールド側に生成される。この高い排気ガス背圧は、排気ガス再循環に利用でき、小さいスクロール流路の排気ガスライン部分から分岐して吸気マニホールド内に開口する再循環ラインを有する。排気ガス再循環は、特にＮＯｘ排出量を削減する働きをし、排気特性を改良する。さらに、非対称のタービンを用いる排気ガス再循環は、好ましい燃費の向上をもたらす。
【０００３】
【特許文献１】独国特許出願公開第１０１  ５２  ８０４  Ａ１号明細書
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
このような技術の現状を背景とし、本発明の目的は、過給式内燃機関の汚染物質排出量及び燃費をさらに向上することである。特に、その目的として、レシプロタイプの内燃機関用の排気ガスターボチャージャの効率を改良することである。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
この目的は、請求項１の特徴を有する排気ガスターボチャージャによって、及び請求項７の特徴を有する内燃機関により達成される。従属請求項はその好適な実施態様を規定する。
【０００６】
タービンの効率を改良するために、コンプレッサホイール径に対するタービンロータ径の比が、内燃機関の総排気量及びタービン固有の非対称度に事実上依存する、線形関数を上回ることが提案され、その非対称度は、２つのスクロール流路のチョーク流量パラメータの比を表す。この関係は、周速度がタービンロータの外径で増加する利点を与え、それによってタービン効率をも改良する、タービンロータ径が、コンプレッサホイール径と比較して画定された最小寸法を有することを確実にする働きをする。効率におけるこの改良は、排気タービンの２つのスクロール流路の非対称構造によってもたらされた効率の固有の欠点を補償する。つまり、スクロール流路のこのような非対称構成は、排気ガス特性を改良し、燃費に対する好ましい影響を有する排気ガス再循環の効率化に望ましい効果をもたらす。排気ガス再循環の利点は、改良されたタービン効率の利点と組み合わせることができる。組み合わせでのこれらの２つの手段は、改良された排気ガス及び燃費の向上をもたらす。
【０００７】
コンプレッサホイール径に対するタービンロータ径の比に線形的影響を与えるのは、使用された内燃機関の総排気量の関数として決定されるパラメータである。総排気量の平方根（√）に従い変化する関数は、このパラメータを計算するのに記述できる。このパラメータの値は、リットルで測定された、内燃機関の総排気量の平方根の略４％である。
【０００８】
タービンロータ及びコンプレッサホイールの関連する径は、それぞれの最大径である。コンプレッサホイールでは、これは出口断面の領域であり、タービンロータでは入口断面の領域である。
【０００９】
排気ガスターボチャージャは、排気ガスを排気マニホールドから吸気マニホールドに戻す排気ガス再循環装置が装備された内燃機関で使用されることが好ましい。ここでは排気ガス再循環装置の再循環ラインは小さい排気ガスマニホールドから分岐し、大きいスクロール流路の排気ライン部分におけるよりも高い排気ガス背圧を発生する。この高い排気ガス背圧は内燃機関の広い動作範囲の効果的な排気ガス再循環に使用できる。
【００１０】
好ましい実施態様において、排気タービンは、有効タービン入口断面を調整するための可変ノズル機構を備えている。タービン形状は、例えば、調整可能なガイド翼を有するガイド翼輪に、さらにタービン入口断面において軸方向に移動可能であるガイド翼輪をも有する。それぞれの場合で、可変ノズル機構は、流れ又はタービン入口断面を最小限に抑えるチョーク位置と最大流入口断面を与えるオープン位置との間で調整されることになる。可変ノズル機構は大きいスクロール流路の流入口断面内に好適に延びる。しかしながら、小さいスクロール流路の流入口断面に可変ノズル機構を追加的又は選択的に設けると好都合である。
【００１１】
他の利点や適当な実施形態は、他の請求項、図面及び図面の詳細な説明から明らかになるであろう。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
図１に示された内燃機関１は、２つの独立したシリンダバンク１ａ及び１ｂを有する火花点火式エンジン又はディーゼルエンジンである。排気マニホールド４に排気タービン３及び吸気マニホールド６にコンプレッサ５が接続された排気ガスターボチャージャ２は、内燃機関１に取り付けられる。排気タービン３のタービンロータ１０は、内燃機関からの高圧な排気ガスによって駆動され、タービンロータ１０の回転運動は、シャフト１１によってコンプレッサ５内のコンプレッサホイールに伝達され、そこで大気が吸気マニホールド６に吸い込まれ、高いブースト圧力まで圧縮される。圧縮空気は次に、その後にブースト圧力において内燃機関１のシリンダに送られる前に、コンプレッサ５の下流に設けられるインタークーラ１２で冷却される。
【００１３】
排気タービンは、ツインスクロール式のタービンであり、第１の小さいスクロール流路７と第２の大きいスクロール流路８とを有し、これらはそれぞれ流れ又はタービン入口断面によってタービンロータ１０に接続される。２つのスクロール流路７及び８のそれぞれは、独立した排気マニホールド４ａ及び４ｂによって各シリンダバンク１ａ及び１ｂのシリンダ出口にそれぞれ接続されるので、それぞれ割り当てられたシリンダバンク１ａ又は１ｂからの排気ガスだけが各スクロール流路７及び８にそれぞれ送られる。
【００１４】
特に調整可能なガイド翼を備えた可変機構として具体化される、可変ノズル機構９は、大きいスクロール流路８の流入口断面に配置され、軸方向に調整可能なガイド翼として実現される。可変ノズル機構９の調整を通じて、有効流入口断面を最小チョーク位置と最大オープン位置との間で調整できる。
【００１５】
タービンロータ１０への改良された流入を得るために、固定翼システム１３を小スクロール流路７の流入口断面内に配置しても良い。また、小さいスクロール流路７の流入口断面内に可変ノズル機構を配置しても良い。
【００１６】
スクロール流路７及び８に流入する高圧の排気ガスは、タービン入口断面を経由してタービンロータ１０に至り、そこで回転運動を生ずる。排気ガスはその後に膨張しながら排気タービン３から軸方向に流出する。
【００１７】
さらに内燃機関１に割り当てられているのは、排気ガス再循環ライン１５、再循環の調整弁１６及びＥＧＲクーラ１７を含む排気ガス再循環装置１４である。排気タービン３の上流で、再循環ライン１５は、小さいスクロール流路７に割り当てられる排気マニホールド４ａの途中から分岐し、インタークーラ１２の下流の吸気マニホールド６に開口している。吸気マニホールドで所定圧力を超える圧力が排気マニホールド４ａにおいて優勢となる動作状況において、排気ガスは、調整弁１６の開口によって排気マニホールドから吸気マニホールド内に送られる。
【００１８】
分岐調整弁１９が組み込まれるバイパスライン１８は、排気マニホールド４の２つの排気ライン４ａと４ｂとの間に設けてもよい。２つの排気ライン４ａと４ｂとの間の圧力平衡は、分岐調整弁１９の開口によって確立される。
【００１９】
制御ユニット２０は、状態及び動作変数の関数として可変ノズル機構９、調整弁１６及び分岐調整弁１９のような、内燃機関１の全ての調整可能なユニットをフードバック制御するように動作すると好ましい。
【００２０】
図２は排気ガスターボチャージャの断面図を示す。排気タービン３は、２つのスクロール流路７及び８を有し、それらはそれぞれタービンロータ１０に対する半径流入口断面を有する；ゆえにタービン３はラジアル式タービンである。小さいスクロール流路７は、コンプレッサ５に面する排気ガスターボチャージャの軸受側に位置し、他方、大きいスクロール流路８はタービン出口２２に面する。
【００２１】
代わりの実施形態において、スクロール流路の少なくとも一方をタービンロータに向かって軸方向に又は半軸方向に移動させることが、適切であることもある；この場合、複合流タービンである。このようなタービンは、図１に例で概略的に示されている。
【００２２】
図２に示すように、タービンロータ１０への大きいスクロール流路８の流入口断面内に配置される、可変ノズル機構９は、流入口断面外の動作不能位置から流入口断面内の動作可能位置まで移動できる、軸方向に移動可能なガイド翼システムとして設計される。調整可能なガイド翼を備えたガイド翼システムも、軸方向に移動可能なガイド翼システムの実施形態に代わるものとして実現可能である。さらに、小さいスクロール流路７の流入口断面内にも可変ノズル機構を設けることも可能である。また、両方の共用する可変ノズル機構を両方の流入口断面まで延ばすようにしても良い。
【００２３】
タービンロータ１０は、流入口断面の領域に、タービンロータブレードの外径を示す、その最大径ＤＴを有する。コンプレッサホイール２１は、その半径流出口の領域に、その最大外径ＤＶを有する。コンプレッサ径ＤＶに対するタービンロータ径ＤＴの比ＤＴ／ＤＶは、
ＤＴ／ＤＶ＞Ｊ−Ｋ＊Ａｓｙ
の関係に規定され、ここでＪは１〜１．０５の間の範囲の定数を示し、１．０５の値とすることが好ましい。Ｋは、
【数１】
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の関係に従う内燃機関の総排気量ＶＨの関数として変化するパラメータであり、ここでＫは、リットルで測定された排気量ＶＨの関数として決定される。用語Ａｓｙは、タービン固有の非対称度を示し、これは、排気タービン３の第１のスクロール流路７のチョーク限度の領域の臨界流量パラメータΦ１、ｓと排気タービン３の第２のスクロール流路８の対応流量パラメータΦ２、ｓとの関数としての、
Ａｓｙ＝Φ１、ｓ／Φ２、ｓ
の関係に従って決定されることになる。
【００２４】
チョーク限度における流量パラメータΦ１、ｓ及びΦ２、ｓは、一度に一方のスクロール流路を遮断し、第２のスクロール流路開口の臨界流量パラメータを決定することによって使用又は測定されたそれぞれの排気タービンに対し実験的に決定される、タービン固有値を想定する。流量パラメータΦは一般に、
【数２】
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の相関関係に従って決定され、ここで
【数３】
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は排気タービンのチョーク限度の領域のスクロール流路を通過する排気ガス質量流量であり、Ｔｓはチョーク限度の領域内のスクロール流路内の排気ガス温度であり、Ｐｓはチョーク限度の領域内と同様、スクロール流路内の排気ガス圧力である。
【００２５】
図４は、非対称度Ａｓｙの関数として説明された直径ＤＴ／ＤＶ間の比を表す。直径ＤＴ／ＤＶ間の比が想定する値の好ましい範囲は、直線Ｊ−Ｋ＊Ａｓｙで表される境界線上にある。所与のコンプレッサホイール径ＤＶでは、直径間のこの比率は、最小の大きさとして又はタービンロータ径ＤＴの直径の増加として表現されても良い。直径のこの増加は、タービン効率ηＴを上げ、それによって、スクロール流路の非対称構成のために起こり得る、効率損失を補正又は過剰補正さえする。
【００２６】
タービン効率ηＴの増加は図５に示されている。この表は、高速度指標ｕ／ｃｏの関数としてのタービン効率ηＴの曲線を示し、ここでｕは周速度を示し、ｃｏは等エントロピ膨張速度を示す。周速度はタービンロータ径ＤＴに比例するので、タービン径の増加も、例えば、ΔηＴの値だけのタービン効率の増加を伴うＤＴ０からＤＴまでのタービン径の増加で、図５の表で表される、タービン効率の増加をもたらす。
【００２７】
効率曲線の最大は、典型的に排気タービンに対しｕ／ｃｏ＝０．７程度の大きさにあるポイントＭａｘで達せられる。高速度指標の推奨上限値は効率の最大を超え、ｕ／ｃｏ＝上限値、の適当な数値は略０．８５である。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】複流排気タービンを有する過給内燃機関の概略図を示す。
【図２】排気ガスターボチャージャの断面図を示し、その排気タービンも同様に複流構造のものである。
【図３】可変ノズル機構として排気タービンの流入口断面に配置されるガイド翼輪を示す。
【図４】排気タービンの２つのスクロール流路のチョーク流量パラメータの比を示す、タービン特有の非対称度の関数としてコンプレッサホイール径に対するタービンロータ径の比のグラフを示す。
【図５】タービンの膨張による排気ガスの等エントロピ速度に対するタービンロータの周速度の比として定義される、高速度指標の関数としてタービン効率曲線を示す。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【国際調査報告】
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