(57)【要約】【課題】コンパクトな構成で、排気干渉が起きることが少なく、ＥＧＲ式のエンジンにも応用可能なターボチャージャを提供する。【解決手段】ターボチャージャにおいて、排気流入通路（１９）の導入部（６９）は、入口（８１Ａ，８１Ｂ）からその下流の所定位置までを左右の排気流入通路（１９Ａ，１９Ｂ）に分割する仕切り部（７９）と、入口（８１Ａ，８１Ｂ）から仕切り部（７９）の終了する位置（８０Ａ，８０Ｂ）までの、断面積が徐々に小さくなる絞り部（７７Ａ，７７Ｂ）と、左右の排気流入通路（１９Ａ，１９Ｂ）を通る排気ガス（６３Ａ，６３Ｂ）が合流する合流部（８２）と、合流部（８２）から舌部（７６）までの、断面積が徐々に大きくなるディフューザ部（７８）とを備えたことを特徴とするターボチャージャ。【選択図】        図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
タービンインペラ（１４）に排気ガス（６３Ａ，６３Ｂ）を導く排気流入通路（１９）を備えたターボチャージャにおいて、
前記排気流入通路（１９）は、排気ガス（６３Ａ，６３Ｂ）が導入される入口（８１Ａ，８１Ｂ）から略直線状に形成された導入部（６９）と、タービンインペラ（１４）の周囲を環状に取り巻くスクロール部（６８）と、導入部（６９）とスクロール部（６８）との境界に設けられた舌部（７６）とを有し、
前記排気流入通路（１９）の導入部（６９）は、入口（８１Ａ，８１Ｂ）からその下流の所定位置までを左右の排気流入通路（１９Ａ，１９Ｂ）に分割する仕切り部（７９）と、入口（８１Ａ，８１Ｂ）から仕切り部（７９）の終了する位置（８０Ａ，８０Ｂ）までの、断面積が徐々に小さくなる絞り部（７７Ａ，７７Ｂ）と、左右の排気流入通路（１９Ａ，１９Ｂ）を通る排気ガス（６３Ａ，６３Ｂ）が合流する合流部（８２）と、合流部（８２）から舌部（７６）までの、断面積が徐々に大きくなるディフューザ部（７８）とを備えたことを特徴とするターボチャージャ。
【請求項２】
請求項１記載のターボチャージャにおいて、
前記仕切り部（７９）の終了する位置（８０Ａ，８０Ｂ）における排気流入通路（１９Ａ，１９Ｂ）の断面積の和が、舌部（７６）における排気流入通路（１９）の断面積の５０〜８０％となっていることを特徴とするターボチャージャ。
【請求項３】
請求項１又は２に記載のターボチャージャにおいて、
入口（８１Ａ，８１Ｂ）から仕切り部（７９）の終了する位置（８０Ａ，８０Ｂ）までの絞り部（７７Ａ，７７Ｂ）の流路長が、入口（８１Ａ，８１Ｂ）から舌部（７６）までの導入部（６９）の流路長の、２０〜４０％となっていることを特徴とするターボチャージャ。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれかに記載のターボチャージャにおいて、
合流部（８２）よりも下流に、排気流入通路（１９）を流れる排気ガス（６３Ａ，６３Ｂ）の一部を取り出してエンジン（６２）の給気側に回収するＥＧＲ通路（７３）を接続したことを特徴とするターボチャージャ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ターボチャージャに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、エンジンの給気量を増やす手段として、排気ガスのエネルギーを利用してタービンインペラを回転させ、タービンインペラに一体に形成されたシャフトを介して遠心型のコンプレッサインペラを駆動し、空気を圧縮してエンジンに給気する、ターボチャージャが知られている。
【０００３】
図７に、従来技術に関わるターボチャージャを用いた、エンジンの配管系統図を示す。
ここでは、直列６気筒エンジン６２を例に取って、説明する。図７に示すように、直列６気筒エンジン６２は、一直線状に配列された、６本のシリンダ６４Ａ，６４Ｂを備えている。ここでは、６本のシリンダ６４Ａ，６４Ｂを、図７中上側の３本のシリンダ群６４Ａと、下側の３本のシリンダ群６４Ｂとに分類している。図７中、上側のシリンダ群６４Ａを、前シリンダ群６４Ａと呼び、下側のシリンダ６４Ｂを、後シリンダ群６４Ｂと呼ぶ。
【０００４】
前シリンダ群６４Ａの排気口は、前排気マニホールド６５Ａに接続されており、前シリンダ群６４Ａの排気口から排気された排気ガス６３Ａは、前排気マニホールド６５Ａで合流する。
また、後シリンダ群６４Ｂの排気口は、後排気マニホールド６５Ｂに接続されており、後シリンダ群６４Ｂの排気口から排気された排気ガス６３Ｂは、後排気マニホールド６５Ｂで合流する。
【０００５】
前排気マニホールド６５Ａから出た排気ガス６３Ａは、前排気配管７５Ａを通って、ターボチャージャ１１の左排気流入通路１９Ａに流入する。また、後排気マニホールド６５Ｂから出た排気ガス６３Ｂは、後排気配管７５Ｂを通って、ターボチャージャ１１の右排気流入通路１９Ｂに流入する。
このように、前後のシリンダ群６４Ａ，６４Ｂに対して、それぞれ前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂ及び前後の排気配管７５Ａ，７５Ｂを設けることにより、排気干渉を小さくすることができる。
【０００６】
排気流入通路１９Ａ，１９Ｂを通る排気ガス６３Ａ，６３Ｂの流れによって、タービンインペラ１４が回転する。
タービンインペラ１４の回転によって、シャフト２３を介してコンプレッサインペラ１６が回転する。これによって、圧縮された空気は、アフタクーラ６７を通って冷却され、給気マニホールド７１を介して各シリンダ６４Ａ，６４Ｂに供給される。
【０００７】
次に、ターボチャージャ１１について、詳細に説明する。
図８に、従来技術に関わるターボチャージャ１１の斜視図、図９にその側面断面図を示す。
図８、図９においてターボチャージャ１１は、排気ガス６３Ａ，６３Ｂから回転エネルギーを取り出す排気側部１２と、この回転エネルギーによって、空気を圧縮してエンジンに送り込む給気側部１３とを備えている。
【０００８】
排気側部１２は、タービンハウジング１５に囲繞されたタービンインペラ１４を備えている。タービンハウジング１５は、タービンインペラ１４に排気ガス６３Ａ，６３Ｂを供給する、排気流入通路１９を備えている。
【０００９】
排気流入通路１９は、その内部で、隔壁６６によって左排気流入通路１９Ａと右排気流入通路１９Ｂとに分割されている。左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂには、それぞれ前後の排気配管７５Ａ，７５Ｂが接続されている。
【００１０】
そして排気流入通路１９は、前後の排気配管７５Ａ，７５Ｂに接続された略直線状の導入部６９と、タービンインペラ１４の外周を取り巻くように環状に形成されたスクロール部６８とからなっている。
【００１１】
またタービンハウジング１５は、タービンインペラ１４にエネルギーを与えた後の排気ガス６３Ａ，６３Ｂを排出する、排気流出口２１を備えている。排気流出口２１は、タービンインペラ１４の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。排気流出口２１と反対側の開口部は、排気側インナープレート２２によって塞がれている。
【００１２】
タービンインペラ１４は、排気流入通路１９Ａ，１９Ｂから流入してきた排気ガス６３Ａ，６３Ｂによってエネルギーを与えられ、回転する。
タービンインペラ１４には、一体にシャフト２３が形成されている。このシャフト２３は、排気側インナープレート２２を貫通し、軸受２４によって回転自在に支承されている。タービンインペラ１４とシャフト２３とは、一般的にニッケル基超合金及び合金鋼で製作されている。
【００１３】
シャフト２３のタービンインペラ１４と反対側（以下、シャフト２３の先端部側と呼ぶ）には、空気を圧縮する遠心型のコンプレッサインペラ１６が取着されている。コンプレッサインペラ１６は、複数の翼部１８を備えており、その中央部には、取付孔２５が貫通している。
シャフト２３は、取付孔２５に、わずかな隙間ばめ、又は締まりばめ程度で挿入されている。コンプレッサインペラ１６は、シャフト２３の先端部に形成されたオネジ部４０に取付ナット２６を締結することによって、シャフト２３に固定されている。
【００１４】
コンプレッサインペラ１６は、コンプレッサハウジング１７の内部に収納されている。コンプレッサハウジング１７は、コンプレッサインペラ１６に空気を吸い込む吸気流入口２７を備えている。吸気流入口２７は、コンプレッサインペラ１６の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。
コンプレッサインペラ１６によって圧縮された空気は、コンプレッサインペラ１６の外周部を取り巻くように環状に形成された給気排出通路２８を通って、遠心状に排出される。そして、図７に示すように、アフタクーラ６７を通って冷却され、給気マニホールド７１を介して各シリンダ６４Ａ，６４Ｂに供給される。
【００１５】
【特許文献１】
特開平８−２８２８６号公報（第１図、第３図）
【特許文献２】
特開昭５７−１２４０２８号公報（第２図）
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記従来技術には、次に述べるような問題がある。
即ち、排気流入通路１９は、導入部６９のみならずスクロール部６８までが、隔壁６６によって左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂに分割されている。そのため、特に少流量用の通路断面積の小さなタービンハウジング１５においては、排気ガス６３Ａ，６３Ｂの流路が狭く、エネルギーの損失が大きい。
【００１７】
また近年、ディーゼルエンジン６２の排気ガス６３Ａ，６３Ｂに含まれる窒素酸化物（ＮＯｘ）を低減することが対策として、求められるようになっている。その有効な解決策の１つが、ＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ  Ｇａｓ  Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ：排気ガス再循環）方式と呼ばれる技術である。これは、エンジン６２から排出された排気ガス６３Ａ，６３Ｂの一部を、エンジン６２の給気系統に戻して、再燃焼させるものである。
【００１８】
図１０に、ＥＧＲ方式を用いたエンジン６２の、配管系統図の一例を示す。
図１０において、前後のシリンダ群６４Ａ，６４Ｂにそれぞれ接続された前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂには、それぞれ前後のＥＧＲ通路７３Ａ，７３Ｂが接続されている。これらの前後ＥＧＲ通路７３Ａ，７３Ｂは、シリンダ６４Ａ，６４Ｂの給気マニホールド７１に接続されている。
これにより、排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂに入った排気ガス６３Ａ，６３Ｂのうちの一部（これを回収ガス７４Ａ，７４Ｂと呼ぶ）が、ＥＧＲ通路７３Ａ，７３Ｂから給気マニホールド７１を通ってシリンダ６４Ａ，６４Ｂに戻され、再燃焼される。
【００１９】
ところが、このように前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂに、それぞれＥＧＲ通路７３Ａ，７３Ｂを接続するとなると、ＥＧＲ通路７３Ａ，７３Ｂが２本必要であり、その取り回しのために、装置が大型化するという問題がある。
しかも、それぞれのＥＧＲ通路７３の途中に、回収ガス７４Ａ，７４Ｂを冷却するＥＧＲクーラ７２Ａ，７２Ｂなどのさまざまな部品を接続する必要が生じる。また、ＥＧＲクーラ７２Ａ，７２Ｂへの冷却水の配管なども２組必要であり、装置の構成が複雑になる。
【００２０】
また図１１に示すように、一方の排気マニホールド６５Ｂのみに、ＥＧＲ通路７３Ｂを接続し、回収ガス７４Ｂを給気マニホールド７１に戻すという構成も、考えられている。
しかしながらこのようにすると、前の排気マニホールド６５Ａの配管抵抗と、後の排気マニホールド６５Ｂの配管抵抗との間に、差が生じる。その結果として、前シリンダ群６４Ａから排気される排気ガス６３Ａの流量と、後シリンダ群６４Ｂから排気される排気ガス６３Ｂの流量とが、異なってしまう。その結果、各シリンダ６４Ａ，６４Ｂにおける燃焼が不均一となり、動作にアンバランスが生じるという問題がある。
【００２１】
また図１２に示すように、排気流入通路１９に隔壁６６を設けず、排気流入通路１９の手前で、前後の排気配管７５Ａ，７５Ｂを合流させる。そして、合流した排気配管７５にＥＧＲ通路７３を接続し、ＥＧＲクーラ７２を通して回収ガス７４を給気マニホールド７１に戻すという構成も、考えられている。
しかしながらこのようにすると、排気配管７５の内部に、例えば前シリンダ群６４Ａから排気された排気ガス６３Ａが残っている状態で、後シリンダ群６４Ｂから排気ガス６３Ｂが入ってくることがある。その結果、排気干渉が生じて、前シリンダ群６４Ａからの排気ガス６３Ａの流れによって、後シリンダ群６４Ｂからの排気ガス６３Ｂの流れが妨げられ、エンジンポンピング仕事が増加し、燃費が悪化する。
【００２２】
このような排気干渉を避けるために、例えば特許文献１には、ＥＧＲを用いた例ではないが、タービンインペラ１４を２個設けて排気干渉を避ける技術が開示されている。しかしながら、タービンインペラ１４を２個設けると、ターボチャージャ１１の占有容積が増加するとともに、高価になるという問題がある。
【００２３】
また特許文献２に示すように、排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂの内部に渦巻室を設けることにより、排気干渉を防止するという技術も知られている。
しかしながら、このような技術によれば、排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂが非常に大型化する。従ってこの技術を、例えば船舶用等の大型のエンジンに用いるのは可能であるが、建設機械などの設置面積に限りのある装置に応用することは、困難である。
【００２４】
本発明は、上記の問題に着目してなされたものであり、コンパクトな構成で、排気干渉が起きることが少なく、ＥＧＲ式のエンジンにも応用可能なターボチャージャを提供することを目的としている。
【００２５】
【課題を解決するための手段、作用及び効果】
上記の目的を達成するために、本発明に関わるターボチャージャは、
前記排気流入通路は、排気ガスが導入される入口から略直線状に形成された導入部と、タービンインペラの周囲を環状に取り巻くスクロール部と、導入部とスクロール部との境界に設けられた舌部とを有し、
前記排気流入通路の導入部は、入口からその下流の所定位置までを左右の排気流入通路に分割する仕切り部と、入口から仕切り部の終了する絞り出口までの、断面積が徐々に小さくなる絞り部と、左右の排気流入通路を通る排気ガスが合流する合流部と、合流部から舌部までの、断面積が徐々に大きくなるディフューザ部とを備えている。
これにより、パルスコンバータを、ターボチャージャ内部の排気流入通路に設けたため、コンパクトな構成となる。また、パルスコンバータにより、２箇所の入口から導入した排気ガスの干渉を低減できる。また、動圧を静圧に効率良く変換できるので、タービンインペラを回転させるためのエネルギーの損失が小さくなる。
【００２６】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
前記絞り出口における排気流入通路の断面積の和が、舌部における排気流入通路の断面積の５０〜８０％となっている。
これにより、動圧を静圧として回収する際のエネルギーの損失が、小さくなる。
【００２７】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
入口から絞り出口までの絞り部の流路長が、入口から舌部までの導入部の流路長の、２０〜４０％となっている。
これにより、排気ガスの流速を充分上げて排気干渉を防止するとともに、ディフューザ部が長いために、動圧を効率良く静圧に変換することができる。
【００２８】
また、本発明に関わるターボチャージャは、
合流部よりも下流に、排気流入通路を流れる排気ガスの一部を取り出してエンジンの給気側に回収するＥＧＲ通路を接続している。
これにより、前後のシリンダ群から排気された排気ガスのバランスを崩すことなく、１本のＥＧＲ通路のみで排気ガスの一部を取り出すことができる。従って、ＥＧＲクーラなどの部品数が少なくなる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
以下、図を参照しながら、本発明に関わる実施形態を詳細に説明する。
まず、第１実施形態を説明する。第１実施形態は、ＥＧＲ方式でない、エンジンの例である。
図１は、第１実施形態に関わるターボチャージャ１１を用いたエンジン６２の配管系統図、図２は、ターボチャージャ１１の側面断面図を示している。また、図３は、図２のＡ−Ａ断面図、図４は図３のＢ−Ｂ断面図を示している。
【００３０】
図１〜図４に示すように、前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂには、それぞれ排気配管７５Ａ，７５Ｂが接続されている。
排気流入通路１９の導入部６９は、その入口８１Ａ，８１Ｂからほぼ中ほどまでが、仕切り部７９によって、左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂに２分割されている。そして、排気配管７５Ａ，７５Ｂは、排気流入通路１９Ａ，１９Ｂの入口８１Ａ，８１Ｂにそれぞれ接続されている。
【００３１】
前後のシリンダ群６４Ａ，６４Ｂから排気された排気ガス６３Ａ，６３Ｂは、それぞれ前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂ及び前後の排気配管７５Ａ，７５Ｂを通って、左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂの入口８１Ａ，８１Ｂに流入する。そして排気ガス６３Ａ，６３Ｂは、導入部６９の中ほどの、仕切り部７９の終わった後の合流部８２で合流する。
【００３２】
このとき図４に示すように、左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂは、入口８１Ａ，８１Ｂで最も断面積が大きく、仕切り部７９の終わる絞り出口８０Ａ，８０Ｂに至るまで、断面積が徐々に小さくなるように構成されている。即ち、入口８１Ａ，８１Ｂから絞り出口８０Ａ，８０Ｂまでの間で、絞り部７７Ａ，７７Ｂが形成されている。
【００３３】
その結果、入口８１Ａ，８１Ｂに入った排気ガス６３Ａ，６３Ｂは、次第にその流速を上げていき、合流部８２に到達する。
【００３４】
尚、絞り部７７Ａ，７７Ｂの構造として、図４においては、タービンハウジング１５の外壁及び内壁が内側に凹んでいるように描画されているが、これに限られるものではない。例えば外壁がフラットで、内壁が内側に凸となって、絞り部７７Ａ，７７Ｂを形成してもよい。
【００３５】
排気流入通路１９は、合流部８２の下流では、その断面積が徐々に広くなるように構成されている。これにより、ディフューザ部７８が形成されている。
尚、上流／下流という言葉で向きを表す場合には、図３に矢印６３Ａ，６３Ｂで示した排気ガスの流れの向きに基づくものとする。
【００３６】
このようなディフューザ部７８により、高速で絞り部７７Ａ，７７Ｂを出た排気ガス６３Ａ，６３Ｂは、徐々に静圧を回復する。そして、エネルギーをさほど失うことなくスクロール部６８に流入し、タービンインペラ１４を駆動する。
このとき、図３に示すように、導入部６９からスクロール部６８に至る境界の、内周側の部位を、舌部７６と呼ぶ。
【００３７】
以上説明したように本実施形態によれば、タービンハウジング１５の排気流入通路１９において、絞り部７７Ａ，７７Ｂと、その下流にディフューザ部７８とを設けている。
これにより、パルスコンバータをコンパクトに構成し、排気ガス６３Ａ，６３Ｂのエネルギーを、効率的にタービンインペラ１４に伝えることができる。
【００３８】
また、前排気マニホールド６５Ａから出た排気ガス６３Ａと、後排気マニホールド６５Ｂから出た排気ガス６３Ｂとを、それぞれ絞り部７７Ａ，７７Ｂで流速を上げた後で合流させている。
従って、排気干渉が起こりにくくなる。
【００３９】
尚、入口８１Ａ，８１Ｂから絞り出口８０Ａ，８０Ｂまでの、絞り部７７Ａ，７７Ｂの流路長は、入口８１Ａ，８１Ｂから舌部７６までの、導入部６９の流路長の、２０〜４０％程度が好適である。
これにより、排気ガスの流速を充分上げて排気干渉を防止するとともに、充分な長さのディフューザ部７８を得ることができるので、動圧を効率良く静圧に変換することができる。
【００４０】
また、絞り出口８０Ａ，８０Ｂにおける、左右の排気流入通路１９Ａ，１９Ｂの断面積の和は、舌部７６における排気流入通路１９の断面積の、５０〜８０％とするのがよい。
このようにすることにより、ディフューザ部７８を排気ガス６３Ａ，６３Ｂが通る際に、エネルギーの損失を小さくしながら、動圧を静圧に変換することができる。
【００４１】
次に第２実施形態について、説明する。
図５に、第２実施形態に関わるターボチャージャ１１を用いたエンジン６２の配管系統図、図６にターボチャージャ１１の排気流入通路１９の側面断面図を示す。
図５、図６に示すように、排気流入通路１９のスクロール部６８の外側には、ＥＧＲ通路７３が接続されている。ＥＧＲ通路７３によって取り出された回収ガス７４は、給気マニホールド７１を介して、各シリンダ６４Ａ，６４Ｂに供給され、再燃焼される。
【００４２】
このように第２実施形態によれば、排気ガス６３Ａ，６３Ｂが合流した後で、回収ガス７４としてＥＧＲ通路７３に入るようにしている。
これにより、前後の排気マニホールド６５Ａ，６５Ｂから出た排気ガス６３Ａ，６３Ｂが、平等にＥＧＲ通路７３に入るため、前後のシリンダ群６４Ａ，６４Ｂの燃焼にアンバランスが生じるということがない。従って、第１実施形態の効果に加え、ＥＧＲ方式においても、エンジン６２の良好な動作が可能となっている。
【００４３】
また、ディフューザ部７８によって排気ガス６３Ａ，６３Ｂの静圧を回復させてから、ＥＧＲ通路７３によってその一部を回収ガス７４として取り出している。従って、取り出し時に、排気ガス６３Ａ，６３Ｂの圧損が生じにくく、エネルギーの損失が小さい。
尚、図６においては、舌部７６よりも下流にＥＧＲ通路７３を接続しているが、ほぼ同位置でもよく、舌部７６よりもわずかに上流でもよい。即ち、回収ガス７４を取り出す際に、なるべく圧損が小さくなるようにすればよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に関わるターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図２】ターボチャージャの側面断面図。
【図３】図２のＡ−Ａ断面図。
【図４】図３のＢ−Ｂ断面図。
【図５】第２実施形態に関わるターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図６】ターボチャージャの排気流入通路の側面断面図。
【図７】従来技術に関わる、ターボチャージャを用いたエンジンの配管系統図。
【図８】従来技術に関わるターボチャージャの斜視図
【図９】従来技術に関わるターボチャージャの側面断面図
【図１０】従来技術に関わる、ＥＧＲ方式を用いたエンジンの配管系統図。
【図１１】従来技術に関わる、ＥＧＲ方式を用いたエンジンの配管系統図。
【図１２】従来技術に関わる、ＥＧＲ方式を用いたエンジンの配管系統図。
【符号の説明】
１１：ターボチャージャ、１２：排気側部、１３：給気側部、１４：タービンインペラ、１５：タービンハウジング、１６：コンプレッサインペラ、１７：コンプレッサハウジング、１９：排気流入通路、２１：排気流出口、２２：排気側インナープレート、２３：シャフト、２４：軸受、２５：取付孔、２６：取付ナット、２７：吸気流入口、２８：給気排出通路、６２：エンジン、６３：排気ガス、６４：シリンダ、６５：排気マニホールド、６６：隔壁、６７：アフタークーラ、６８：スクロール部、６９：導入部、７１：給気マニホールド、７２：ＥＧＲクーラ、７３：ＥＧＲ通路、７４：回収ガス、７５：排気配管、７６：舌部、７７：絞り部、７８：ディフューザ部、７９：仕切り部、８０：絞り出口、８１：入口、８２：合流部。
【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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【図６】
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【図７】
2005016313.tif 000009
【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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