(57)【要約】ターボチャージャーの為の流れ制御装置、流れ制御装置（１）は変動量によるターボチャージャー入口における流れ制限の為に変動可能に制限している流れ制限部材（１）を備えており、流れ制御装置（１）は流れ方向における圧力脈動により生じさせられた流れ制限部材の表面上に作用している力に対応して流れ制限部材位置が流れ制限を変動させ、流れ制限部材は流れの方向とは反対の方向に付勢（２１，２２）されている。【選択図】    図８
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ターボチャージャーの為の流れ制御装置であって、変動量によるターボチャージャー入口における流れ制限の為に変動可能に制限している流れ制限部材（１）を備えており、流れ制御装置（１）は流れ方向における圧力脈動により生じさせられた流れ制限部材の表面上に作用している力に対応して流れ制限部材位置が流れ制限を変動させ、流れ制限部材は流れの方向とは反対の方向に付勢（２１，２２）されている、流れ制御装置。
【請求項２】
流れ制限部材を付勢方向に付勢するよう配置されている付勢要素をさらに備えている、請求項１に従っている流れ制御装置。
【請求項３】
付勢要素は変動力を提供する、請求項２に従っている流れ制御装置。
【請求項４】
付勢要素はばねを備えている、請求項２又は請求項３に従っている流れ制御装置。
【請求項５】
ばねは変動硬さを有している、請求項４に従っている流れ制御装置。
【請求項６】
付勢要素は、流れ制限装置が上記力に対応して静止要素に対し付勢されるよう静止要素に流れ制限部材を連結している、請求項２乃至５のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項７】
流れ制限部材は、圧力脈動の少なくとも一つの成分が作用する方向とは実質的に反対の方向に付勢されている、請求項１乃至６のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項８】
付勢力は流れ制限部材を、付勢力及び複数の入って来る圧力脈動により引き起こされる力が流れ制限部材制限に振動方法を変化させるよう、付勢する、請求項１乃至７のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項９】
流れ制限部材は、最小にされたタービン渦巻き入口横断面積を与える閉位置と最大にされたタービン渦巻き入口横断面積を与える開位置とを有していて、流れ制限部材は、流れ制限部材が入ってくる圧力脈動により引き起こされた流れ制限部材に作用している所定の力に対応して開位置へと移動可能になるよう閉位置に向かい付勢されている、請求項１乃至８のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項１０】
流れ制限部材は、軸方向の周りの複数の流れ制限部材位置の間で枢動可能な複数の羽根を備えている、請求項１乃至９のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項１１】
個々の羽根に夫々連結されている複数の付勢要素を更に備えている、請求項１０に従っている流れ制御装置。
【請求項１２】
複数の羽根に連結されている羽根結合をさらに備えており、付勢要素が上記結合に連結されている、請求項１１に従っている流れ制御装置。
【請求項１３】
流れ制限部材上に作用している力を緩衝するよう配置されている緩衝機をさらに備えている、請求項１乃至１２のいずれか１項に従っている流れ制御装置。
【請求項１４】
緩衝機が電気力学的振動機を備えている、請求項１３に従っている流れ制御装置。
【請求項１５】
緩衝機がばねを備えている、請求項１３に従っている流れ制御装置。
【請求項１６】
請求項１乃至１５のいずれか１項に従っている流れ制御装置を備えているターボチャージャー。
【請求項１７】
請求項１６に従っているターボチャージャーを備えている車両又は機関。
【請求項１８】
ターボチャージャー入口における流れを制御する方法であって、圧力脈動により引き起こされる流れ制限部材上に作用している力に対応して変動可能に制限可能な流れ制限部材の流れ制限を備えており、
圧力脈動により流れ方向において流れ制限部材の表面に第１の力を適用する工程と；
第１の力に対応して第１位置から第２位置へと流れ制限部材の位置を移動させる工程と；
流れ制限部材の表面に対する第１の力の適用を取り止める工程と；
流れの方向とは反対の方向における付勢の下で、第１の力の適用の取り止めに対応して第２位置から第１位置へと流れ制限部材の位置を移動させる工程と；
を備えている、流れ制御方法。
【請求項１９】
添付図面を参照してここに実質的に記載されている方法又は装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、ターボチャージャーの為の流れ制御装置に関係している。
【背景技術】
【０００２】
ガソリン及びディーゼル内燃機関におけるターボチャージャーの使用は良く知られている。ターボチャージャーは、機関から排出された排気ガスの熱及び容積流を使用することにより吸入空気流を加圧する。空気流は排気ガス流により駆動された空気圧縮機を介して機関の燃焼室へと届けられる。詳細には、機関から排出された排気ガスは、ターボチャージャーのタービンハウジング中に届けられてハウジング中で排気ガス駆動タービンを回転させる。排気ガス駆動タービンは軸の一端に設けられていて、上記軸の他端にはラジアル空気圧縮機が設けられている。従って、タービンの回転動作はまた空気圧縮機をターボチャージャーの排気ハウジングから分離されている圧縮機ハウジング中で回転させる。空気圧縮機の回転動作は吸入空気を圧縮機ハウジング中へと送り込み、吸入空気が燃料と混合され機関燃焼室中で燃焼される前に所望の量に加圧される。
【０００３】
吸入空気が加圧される量は、廃ガスゲート（wastegate）及び／又は選択的に開閉する排気ガス管又は通路により、タービンハウジングを通過しタービンハウジング中を回転するタービンに向かう排気ガスの量を規制することにより制御されている。このような調節可能な排気ガス管を有している構成されているターボチャージャーは、当該技術分野において可変断面タービン（VGTs: Variable geometry turbines）として引用されている。可変断面タービンは、典型的は、排気ガス源とタービンとの間のタービンハウジング中に位置している可変部材を含んでいる。可変部材は適切な操作機構によりタービンハウジングの外側から操作され、例えば機関速度，機関負荷，増加（圧縮機）圧力又は機関における差圧である、現在の機関動作状況に応じてタービンに向かう排気ガスの容積流量を増加又は低下させる。タービンに向かう排気ガスの容積流を増加又は減少させることは、タービン軸の他端に設けられている圧縮機により発生される吸入空気増加圧力を増大又は減少させる。
【０００４】
このような従来のVGTsは、タービン入口面積を、固定された面積のターボチャージャーの為に選択されている最適な設計点を超えた機関動作範囲を通した排気ガス流れの特性に対し合致させる為に、全く良く知られている。このことは、粒子状排出物の減少（特に、組み合わされた排気ガス再循環システムとの組み合わせにおいて），より高い増加圧力（特により低い速度において），そして低い負荷状況に導かれ、従って機関動作包絡線（engine operating envelope）のより低い部分での向上された入手可能なトルク及び向上された加速を導く。さらに、ターボチャージャー遅延現象は、劇的に改良されている。
【０００５】
VGTsは機関動作状況に従いターボチャージャー面積を変化させることが出来とはいうものの、これらは入手可能なエネルギーの十分な利点を得ていない。もしも、個々の排気プロセス期間の間により多くのエネルギーが回収されたならば、タービンにより吸収されたエネルギーの量を上昇させることができ、そしてそれにより、ターボチャージャーは同じ機関動作状況下でもより多くの動力を抽出できる。
【０００６】
向上されたエネルギー回収を証明している開発では、国際公開  ＷＯ２００６／０６１５８８  号公報中に記載されている如く、排気ガス入口圧力の測定に依存してターボチャージャーにおける可動部材の位置決めを制御することにより、排気ガスの流れを積極的に制御している。
【０００７】
しかしながら、この積極制御は、可動部材の位置を変える為に、検知要素，制御回路，そしてエネルギー消費駆動装置の追加された複雑さを要求している。エネルギー回収における唯一の限定された改良は、駆動装置のエネルギー消費が如何なるエネルギー回収を上回る以前に可能である。
【０００８】
この発明は、請求の範囲中に明らかにされている。
【０００９】
入ってくる圧力脈動により生じる流れ制限部材の表面に作用している力に対応して流れ制限部材位置が変化するよう流れ制御装置が配置されているので、正反対の偏倚により生じる流れ制限部材表面上を打つ流入排気ガスの圧力脈動に対応した流れ制限部材の自然な振動に基づいて、排気ガス流の制御が受動的に提供される。これは、システム中における検知器及び電子制御手段の必要性を減少させ、そしてターボチャージャーによる入手可能なエネルギーの向上された使用を提供する。
【００１０】
この発明の実施形態が、添付の図面を参照しながら、これから記載される。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】図１は、枢動羽根流れ制限部材の一実施形態の分解図である。
【図２Ａ】図２Ａは、枢動羽根の一実施形態の斜視図である。
【図２Ｂ】図２Ｂは、図２Ａ中の枢動羽根の側面図である。
【図３】図３は、十分に開いた位置（半径方向から４０度）にある枢動羽根リング組立体の正面図である。
【図４Ａ】図４Ａは、図３中の位置Ａでの隣接した羽根の相対位置決めを示している。
【図４Ｂ】図４Ｂは、図３中の位置Ｂでの隣接した羽根の相対位置決めを示している。
【図５】図５は、殆ど接近した位置（半径から９０度）における枢動羽根リング組立体の正面図である。
【図６Ａ】図６Ａは、図５中の地点Ｃでの隣接した羽根の相対位置決めを示している。
【図６Ｂ】図６Ｂは、図５中の地点Ｄでの隣接した羽根の相対位置決めを示している。
【図７Ａ】図７Ａは、混流ロータに設置された枢動羽根リングを示している。
【図７Ｂ】図７Ｂは、図７Ａ中の地点Ｅでの隣接した羽根の側面斜視図を示している。
【図７Ｃ】図７Ｃは、図７Ａ中の地点Ｅでの隣接した羽根の上方斜視図を示している。
【図８】図８は、減衰配置の一実施形態を示している。
【図９Ａ】図９Ａは、時間経過に伴う異なったタービン速度での入口静圧力の変動を示しているグラフである。
【図９Ｂ】図９Ｂは、時間経過に伴う異なった脈動周波数での羽根角度の変動を示しているグラフである。
【図９Ｃ】図９Ｃは、時間経過に伴う異なったタービン速度でのノズルのど面積の変動を示しているグラフである。
【図９Ｄ】図９Ｄは、時間経過に伴う異なった脈動周波数でのタービン動力の変動を示しているグラフである。
【図１０Ａ】図１０Ａは、２０Ｈｚの流れの脈動の間の異なった場合の１つの脈動サイクル上でのタービン入口圧力の変動を示しているグラフである。
【図１０Ｂ】図１０Ｂは、２０Ｈｚの流れの脈動の間の異なった場合の１つの脈動サイクル上での羽根角度の変動を示しているグラフである。
【図１０Ｃ】図１０Ｃは、２０Ｈｚの流れの脈動の間の異なった場合の１つの脈動サイクル上でのノズルのど面積の変動を示しているグラフである。
【図１０Ｄ】図１０Ｄは、２０Ｈｚの流れの脈動の間の異なった場合の１つの脈動サイクル上でのタービン動力の変動を示しているグラフである。
【図１０Ｅ】図１０Ｅは、２０Ｈｚの流れの脈動の間の異なった固定された羽根設定の１つの脈動サイクル上でのタービン動力の変動を示しているグラフである。
【図１０Ｆ】図１０Ｆは、図１０Ｄ及び図１０Ｅ中に示されていた結果における平気動力値を示している表である。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
第１実施形態の流れ制御装置は、図１乃至図６Ｂ中に図示され、タービン固定子２に固定されていて、流れ制限部材として機能する、枢動ノズル羽根リング１を備えている。
【００１３】
図１中に示されている如く、羽根リング１は複数の羽根３を備えていて、羽根枢動ピン５及び枢動機構円板６により混流タービン４中に適合するよう構成されている。個々の枢動ピン５は、軸腕７（タービン４中で軸方向に平行に延出している）及び半径方向内方腕８を備えていて、その遠位端９は非回転移動に対抗して固定されている。軸腕７は枢動機構円板６中の孔１０中に設けられている。個々の羽根３は、対応している半径方向内方腕８の遠位端９に設けられている軸羽根腕１１に固定されている。
【００１４】
図２Ａ及び図２Ｂ中に示されている如く、個々の羽根３は、タービン４内で混流ロータ１８（図７Ａ参照）に対面している内方エアーフォイル（airfoil）表面１２及びそれとは反対の外方エアーフォイル（airfoil）表面１３とから成る。個々の羽根３は、キャンバー（camber）を伴うことなく真っ直ぐに構成されている。個々の羽根３は、頂（半径方向の最も内方）から底（半径方向の最も外方）まで増大する横断面積の翼幅（span-wise）を有しており、底表面１４の面積は頂表面１５の面積よりも１６．７％大きい。横断面積の増加は、入口空気流に対面している、固定された進行側縁（leading edge）１６から、羽根３の弦長（chord length）を増大させることにより達成されている。従って、翼幅方向において、個々の羽根３は一定の進行側縁１６の幅を有していて、追跡側縁（trailing edge）１７は、頂１５から底１４まで、混流ロータに更に向かい進行している。このことは、個々の羽根３に対し楔形状追跡側縁（trailing edge）１７を作り出している。
【００１５】
図７Ａ乃至図７Ｃ中に見ることが出来るように、羽根リング１は混流ロータ１８の上流でタービン渦巻き（turbine volute）内に配置されていて、混流ロータ１８の羽根１９に到達するよう、排気ガスは隣接した羽根３の間の隙間２０を流れなければならない。
【００１６】
この実施形態に従うと、羽根リング１は６２ミリメートルの半径の円環状リング領域中に等間隔で置かれた１５個の羽根３により構成されています。図３乃至図６Ｂ中に示されている如く、羽根リング組立体は軸方向の回りの羽根リング１の枢動を、個々の羽根３の外方エアーフォイル（airfoil）表面１３の平面が半径方向から４０度である全開位置から半径方向から８０度で殆ど閉じた位置へと可能にしている。ここに示されている実施形態の為の最適な角度範囲は４０度から８０度であるが、いかなる所定の実施形態のためにも、開位置と閉位置との間の最適な範囲は、機関からタービンへと供給されたエネルギーの量の如き入力状況に依存している。一般的な場合、ターボチャージャーは、羽根が半径に対し６０度と７０度との間の角度にされている時に最も効率的である。
【００１７】
個々の羽根３は、混流ロータ１８の進行側縁（leading edge）と合致する為に傾斜されている。（タービン渦巻き（turbine volute））の表面に対して考えた）傾斜された角度は、混流ロータ１８の円錐角（cone angle）に等しい。図２Ｂ中に示されている実施形態においては、混流ロータ１８の円錐角（cone angle）は５０°であり、そして傾斜角度は４０°である。このことは、羽根ノズル方向が正確に混流ロータ１８の進行側縁（leading edge）に向かって方向付けされることを確実にしている。
【００１８】
ここに明らかにされている利点を達成する為に、流れ制限部材は流れ方向に対抗する付勢（bias）のお蔭による圧力脈動に関係した変動可能な制限を提供する。図８を見ると、羽根リング１に関連して設けられている弾性付勢手段（biasing means）及び付勢手段に連結されている減衰手段（damping means）によって一つの実施形態に付勢（bias）が適用されている。詳細には、ばね２２及び減衰機構（damping mechanism）２１が羽根リング１に連結されていて、流れの方向と反対の成分（component）を有している方向に羽根３を付勢する羽根結合（vane linkage）として作用している。ノズルリング１の動作に対する制限のレベルは、機構の選択に依存しているとともに、羽根３上における表面力（surface force）の結果であるそこに作用している負荷の量にも依存している。減衰機構（damping mechanism）は、ノズルリング１に予負荷しその動きに対する制限を提供するよう、ばね２２とともに、電気力学的振動機（electrodynamic shaker）２１を使用することが出来る。枢動機構円板６は、入ってくる圧力脈動の力及び対抗する付勢力による振動（oscillation）が生じた時に矢印ａにより示されている方向に動く。電気力学的振動機（electrodynamic shaker）２１は、ばね２２とともに減衰力（damping force）を発生させるよう、矢印ｂにより示されている方向に移動する。振動機（shaker）２１は、枢動機構円板６の回転振動動作が振動機（shaker）２１の往復直線運動に変更されるよう流れ制限部材１に連結されている。このことは、例えば、枢動ヨーク（図示されていない）の受け入れ腕に取り付けられた流れ制限部材１の上の外向き突起（図示されていない）により、達成されることが出来る。機構円板６の振動はヨークを枢動させ、突起はまた、ヨークの枢動を流れ制限部材１による往復線状動作へと変化させることを許容するよう枢動可能である。もちろん、ばね２２のみを減衰機（damper）無しで採用することが出来る。代わりの又は追加の付勢要素を、減衰手段と組み合わされ又は減衰手段と組み合わされることなく適切に採用することが出来る。代わりに、個々の羽根３が付勢ばね又は他の要素を含むことも出来る。
【００１９】
付勢手段、この実施形態ではばね２２、は、減衰機とともに、若し１つがこの場合において使用されている（振動機２１）のであれば、適切な付勢力を有して入ってくる圧力脈動により適用された力に対する抵抗の所望の水準そしてそれにより羽根３が開く所望の地点を提供し、ノズル１の面積が増大する。
【００２０】
入ってくる圧力脈動は、以下の「数１」に記載されている式より計算された周波数を有した排気ガス脈動のお蔭である。
【数１】
2010525209.tif 000003
【００２１】
なお、ここにおいてNengはrpmによる機関速度であり、nは行程（stroke）数であり、fpulseは排気流れ周波数であり、Gはマニフォールド群（manifold group）であり、Cはマニフォールド群におけるシリンダの数である。
【００２２】
ばね２２は、排気圧により一旦力が減少しシステムがその初期位置へと引き込み戻ることを許容することに使用される。このことは、排気ガス脈動と同期してノズルリング中に自然振動（natural oscilation）を効果的に創出する。
【００２３】
排気圧による力がばね単独で拘束するには非常に高いときには、ノズル羽根３は開位置に向かい過度に付勢される傾向がある。このことを解決する一つの方法は、より大きな程度に力に抵抗するより硬いばねを使用することである。或いは、又はさらに、ばね２２と伴う減衰機２１の使用は、力に対するさらなる抵抗を提供する。詳細には、このことは、非常に高い圧力脈動を伴う機関の如き環境において有利である。このような機関は、例えば、船及び発電所（power plant）において見ることが出来る。
【００２４】
ノズル１の開閉能力は種々の要因に依存している。入ってくる圧力の水準は第１の要因であり、より高い圧力は羽根３のより大きな開きを生じさせ、そしてその結果としてより大きなタービン渦巻き入口横断面積（ノズル面積）を生じさせる。第２の要因は、ばねの硬さ（減衰機構を伴うかもしれない）であり、硬さがより大きくなると羽根３の移動に対するより大きな制限を提供し、その結果としてより小さなノズル面積となる。第３の要因は、振動システムの動的反応（dynamic response）であり、その反応は入ってくる圧力脈動の周波数の増加にともない減少する。さらに、ノズルリング１の移動の割合は、脈動における圧力の増加／減少の割合と決して同じではない。これは、振動システム（oscillation system）の質量のお蔭である。これに加えて、圧力脈動の期間内の変動（fluctuation）はノズルリング６の振動（oscillation）中には反映されない。従って、排気ガスと同様の圧力脈動は、ノズルリング１中により正弦波（sinusoidal）の振動を自然に生じさせる。最後に、羽根３上の枢動地点の位置は、ノズル１の開閉の為の羽根表面上での圧力の使用に影響する。
【００２５】
機関中でのターボチャージャーの使用以前に、圧力脈動，結果としての入口面積の変化，そして最適な領域にノズル面積を維持する為に要求される制限の水準のお蔭による力を決定する為に、前もった較正（pre-calibration）が行なわれ、そしてそれ故に適切な付勢力が、羽根３の最適な振動を達成する為に、入ってくる圧力脈動の力を効果的に釣り合わせる。
【００２６】
図８乃至図１０（図９及び図１０が以下に議論される）中に示されている実施形態中で使用された設定においては、大気圧よりも僅かに上から略２．４バール（Bar）まで、圧力脈動は２０Ｈｚ変動する。これは、低い硬さでの羽根角度動きの全ての範囲を創出するが、高い硬さでは限界になる。振動要素（ノズル羽根及び駆動リング）の質量もまた、この事態で役割を果たす。機関適用においては、これもまた較正（calibration）の間に考慮されることが出来る。
【００２７】
ばね硬さは、種々の段階にそれを予負荷することにより変動させることが出来る。或いは、異なった硬さのために異なったばねを使用できる。適切な硬さ水準の較正を、タービンを圧力脈動にさらしノズル羽根開閉における変動を監視することにより、実行することが出来る。このことは硬さの範囲に亘り繰り返へされることが出来、そして最適な羽根角度での平均値による最大の開閉を提供する地点を、操作の為の様式として理想的に選択することが出来る。図９及び図１０中に示されている実施形態のためには、最適な羽根角度は６０°−６５°（半径方向に対して）の範囲内であり、最大開口及び閉鎖は４０°と８０°との間の羽根角度（半径方向に対して）である。これらの値は、考慮するタービンの形式及びそのノズル開放限界に依存して変動する。
【００２８】
図８中の実施形態においては、上述した如く、振動機（shaker）２１及び外部のばね２２が、必要な自然振動（natural oscillation）を提供する為に使用されている。振動機（shaker）２１におけるばねの硬さは１２．３N/mmである。外部のばね２２の固さは、以下の方程式を基に計算される。
【００２９】
力＝０．７２Δｘ＋４３．３８
なおここで、０．７２Δｘは、ばね伸び／縮みの長さであり；４３．３８は予負荷である。
【００３０】
元の長さでのばねの硬さは、４３．３８N/mmである。硬さを増加するためには、引っ張りそしてその長さを伸ばすことにより予負荷される。従って、その硬さは、全てのmm当たり０．７２N/mm増加する。これらは例示の値にすぎず、詳細はこれらの特定の状況による。
【００３１】
動作においては、排気弁サークルの間に、排気弁が開かれた直後に排気ガス圧力が低下し、羽根腕１１上の力が、閉位置に向かい羽根３を付勢している付勢要素の対抗力を克服する必要がある力よりも低くなる。従って、その力は羽根３を開かせるにはあまりにも低い。このことは、半径に対する個々の羽根３の角度が高く、そして排気ガスが流れることが出来る隙間２０が制限されていて、その結果としてガス圧力が増大される、枢動機構円板６が位置付けされていることを意味している。逆に、排気弁が十分開口され排気ガス圧力がその頂点にあるとき、羽根腕１１上の力は付勢力を上回り羽根３を開位置へと移動させるのに十分であり、開位置において角度はより低くなり、その結果として隣接した羽根３間の隙間２０がその間をガスが流れることができるより大きな横断面積を提供する。このことは、以前の高い入口圧力がさらに増加されることを阻止し、機関動作限度を潜在的に超えることを阻止する。
【００３２】
入ってくる圧力脈動により負荷された力のお蔭による羽根３の移動は、羽根３の配向角度（orientation angle）の変化をもたらし、軸方向羽根腕１１のその中心軸（タービンにおける軸方向に対し平行である）の周りの回転を生じさせる。このことは、取り付けられている枢動ピン５を固定された遠位端９上で回転させる。これは次に、枢動機構円板６の回転を生じさせ、さらにこの回転は圧力脈動により直接打たれていないいかなる残りの羽根腕１１の回転を生じさせる。
【００３３】
従って、固定子出口面積における変化が羽根角度設定（半径方向に対する）における変化を通じて達成され、そして羽根角度におけるこれらの変化は、入ってくる排気ガスからの入ってくる圧力脈動に対応したノズル羽根３の位置の自然な振動の結果となる。
【００３４】
羽根３に関連して提供された付勢はさらに、羽根の振動のお蔭により装置の効率を向上させる。振動は、この実施形態では、減衰機２１と組み合わされているばね２２に対抗した羽根３のサスペンション（suspension）により可能にされている。脈動期間（脈動の頂）における圧力の増大の間、羽根３の表面上の力がばねに抗して羽根３を押し、ノズルを開口（羽根角度の減少）させる結果となる。頂の後は、圧力の減少（脈動の谷）の間は、ばねが羽根３をより閉じた位置へと引き込ませる。圧力脈動のお蔭による力に対抗している適切な大きさの付勢力は、圧力波の谷部分における所望の閉位置への羽根３の戻りを確実にしている。
【００３５】
図９は、２０Hzでの３つの異なった圧力脈動周波数の為の、時間の経過によるタービン入口圧力，羽根角度，ノズルのど面積，そしてタービン動力の夫々の実験室測定例を示している。タービンへ平均速度は３００００rpm（５０％速度）に維持されている。
【００３６】
図９Ａからは、圧力増加がより低い周波数でより高く、従って羽根３をより開かせる結果となっている−より低い角度（図９Ｂ）及びより高い面積（図９Ｃ）。
【００３７】
２０Hzでの脈動サイクルの比較的長い期間（図９Ａ乃至図９Ｄのいずれからも明らか）は、圧力脈動と合致するとともに面積変動の比較的大きな範囲を作り出すノズルリング−組立体１の動的反応の結果となる。対応しているタービン動力が図９Ｄ中に示されている。
【００３８】
図１０は、異なった減衰の場合（図１０Ａ乃至図１０Ｄの夫々）の為の一つのパルスサイクル上でのタービ入口圧力，羽根角度，ノズルのど面積，そしてタービン動力、及び異なった羽根角度（図１０Ｅ）の為の一つのパルスサイクル上でのタービン動力の実験室における測定を、全てにおいて図９中に示されている２０Hz脈動周波数／５０％速度の場合で、示している。図１０Ｆは、図１０Ｄ及び図１０Ｅ中に示されている動力の多数が与えられている表である。場合１は低ばね硬さ（５３N/mm）及び第２のばね無しであり、場合２は中間ばね硬さ（７４N/mm）及び第２のばね無しであり、そして場合３は高ばね硬さ（１１８N/mm）及び第２のばね付きである。これらのばね硬さは、この実施形態に対し特定されていて例示としてのみ使用されている。異なったばね硬さは、異なった実施形態のために低，中，そして高の硬さを考えていることが出来る。脈動の頂はＡが記されていて、谷はＢが記されている。
【００３９】
図１０Ｄ，Ｆ及び１１Ｄ，Ｆからは、ばね硬さを増大させること（場合１乃至場合３）は、ノズル開口（７０乃至４０度）を増加させるのと同様に、図１０Ｅ，Ｆ及び１１Ｅ，Ｆにより示されている如く、頂（領域Ａ）動力の減少及び谷（領域Ｂ）動力の増加という結果になる。
【００４０】
２０Hzで、場合１中のサイクル平均動力は６５°羽根設定よりも６．２％高く、そして場合１中の頂平均動力（Ａ）は４０°羽根設定よりも５．１％高い。場合１中の谷平均動力（Ｂ）は７０°羽根設定よりも４．８％低く、そして場合３中の谷平均動力（Ｂ）は７０°羽根設定よりも３．８％低い。場合１は、２０Hz状況では全体で最も良い。
【００４１】
より高い周波数でのシステム動的反応における減少が観察され、低い周波数での場合と比較してサイクル平均動力における低い向上の結果となる。従って、より高い周波数では、外部機構を伴った強制された振動が、ノズル位置変化の範囲の増大の為に使用でき、より低い周波数での動力出力における良好な向上を達成する。
【００４２】
一般に、自然ノズルリング１振動の使用は、脈動の頂と谷領域との間の折衷になることを見ることが出来る。谷における動力を増大させるいかなる努力（ノズル開口を減少させることによる）は、頂における動力減少により関連づけられていて、より高い周波数でより厳しくなる。 従って、最適な配置及び減衰提供、そしてまた上述した如き追加の強制された振動の提供を決定する時、このことを計算に入れるひつようがある。
【００４３】
もちろん、システムは、いかなる圧力脈動周波数でも使用することが出来る。如何なる外部の強制された振動を伴うことなく、自然にノズル位置を振動させるための圧力脈動の使用は、例えば２０Hzの如き、低い周波数状況では有利であることが出来る。このことは主に、ノズルシステムを入ってくる圧力に合わせうまく調整することを許容する、より長い脈動期間の故である。
【００４４】
自然に振動する枢動ノズルを有していることから最大の利益を達成できる低い周波数システムの実施形態は、低速機関である。低速機関の典型は、船舶及び発電所において使用されるこれらの大きなディーゼルユニットである。
【００４５】
これらの高動力機関は略一定の低速度（最小期間:minimal transient）で運転し、高い排気圧脈動を生じさせる。低周波数脈動と組み合わされた高圧は、（依然として全体の質量に係わっている）ノズルシステムの良好な動的反応の結果となり、そして従ってこのような機関は開示されているターボチャージャーを使用したときにターボチャ−ジャーの全動力における大きな改良を見ることが出来る。
【００４６】
上述したばね配置に対する代わりとして、いかなる他の適切な付勢配置を使用することが出来る。
【００４７】
若しも減衰機が要求されるのであれば、如何なる適切な公知の減衰の方法を必要に応じて使用することが出来る。例は、空気又は液体の減衰機である。焦点は、最小の外部エネルギー入力による最大面積の能力の変更になければならない。
【００４８】
さらに、ここに記載されている枢動羽根ノズル１配置は、この発明の実施の一例に過ぎない。入ってくる圧力脈動により生じる自然な振動に対応した流れ制限部材の能動的な制御を提供する為の入ってくる圧力脈動により生じる流れ制限部材上に作用する力に対応して流れ制限部材の移動又は変化が生じることを許容する如何なる他の実施も、使用することが出来る。
【図１】
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【図２Ａ】
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【図２Ｂ】
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【図３】
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【図４Ａ】
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【図４Ｂ】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図７Ｃ】
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【図８】
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【図９Ａ】
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【図９Ｂ】
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【図９Ｃ】
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【図９Ｄ】
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【図１０Ａ】
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【図１０Ｂ】
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【図１０Ｃ】
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【図１０Ｄ】
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【図１０Ｅ】
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【図１０Ｆ】
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【国際調査報告】
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