(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの燃焼室（１１）から排ガスを排出するための少なくとも一本の排気ライン（１５，１６）と前記燃焼室に空気を供給するための少なくとも一本の吸気管（１２）を備える内燃エンジン（１０）のためのターボチャージャシステムであって、
エンジンの流入空気を加圧するための高圧コンプレッサ（１９）に接続された、エンジンの排気流からエネルギーを取り出す高圧タービン（１７）と、
エンジンの流入空気を加圧するための低圧コンプレッサ（２３）に接続された、エンジンの排気流からエネルギーを取り出す低圧タービン（２１）と、を有し、
両方の前記コンプレッサは、ラジアルタイプであり、ブレードの基部と出口接線方向の先端部との間の中心線の仮想延長線とコンプレッサホイールの中心軸とブレードの外側を結ぶ線（３６）との間のブレード角（βｂ２）が少なくとも４０度である後退翼ブレード（３５）を持つコンプレッサホイールが設けられ、前記後退翼ブレード（３５）は、前記基部と前記出口接線方向の先端部との間で、前記コンプレッサホイールの中心軸方向視で略Ｓ字形状に形成されており、前記高圧タービン（１７）はラジアルタイプで、短い中間ダクト（２０）によって低圧タービンに接続され、且つ低圧タービン（２１）は入口ガイドベーン（３４）が設けられていることを特徴とする、
内燃エンジン（１０）のためのターボチャージャシステム。
【請求項２】
低圧タービン（２１）はアキシャルタイプ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３】
低圧タービン（２１）はラジアルタイプ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】
ブレード角（βｂ２）は少なくとも４５度であることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項５】
ブレード角（βｂ２）は少なくとも５０度であることを特徴とする請求項１乃至３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】
高圧タービン（１７）は固定された入口ガイドベーンを有するステータリングが設けられていることを特徴とする請求項１乃至５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】
高圧タービン（１７）は幾何学的に変更可能な入口ガイドベーンを有するステータリングが設けられていることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項８】
高圧タービン（１７）は二重の入口を有するフィードワームが設けられ、各入口ダクト（１５，１６）は入口ガイドベーンを経てガス流の半分をタービンに供給することを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項９】
コンプレッサ（１９及び２３）の少なくとも一つにデフューザが設けられていることを特徴とする請求項１乃至８のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項１０】
高圧コンプレッサ（１９）を駆動する高圧タービン（１７）はラジアルタイプであり、相対的に高速の回転に対し、小さい半径と凹所のないハブで実現されるタービンホイールを有することを特徴とする請求項１乃至９のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項１１】
アキシャルタービンのガイドベーン（３４）は、最高効率を得るため、前記エンジンの排気流をタービンの中心部分に近づけるように最適化されるように形成（いわゆる「コンパウンド  リーン」形状）されることを特徴とする請求項２に記載のターボチャージャシステム。
【請求項１２】
二つのコンプレッサ（１９，２３）はチャージエアクーラ（２７）により流体結合されていることを特徴とする請求項１乃至１１のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項１３】
中間ダクト（２０）は環状をなし、下流にいくに従い増加する断面の内側（２０ａ）を持つことを特徴とする請求項１乃至１２のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項１４】
環状の出口デフューザ（３７）は、ガス流からの運動エネルギーを得るために低圧タービン（２１）の下流に配置されていることを特徴とする請求項１乃至１３のいずれかに記載のターボチャージャシステム。
【請求項１５】
出口デフューザ（３７）は排ガスコレクタ（３８）に開口していることを特徴とする請求項１４に記載のターボチャージャシステム。
【請求項１６】
出口デフューザの外壁は対称的に配置されたフランジ（３７ａ）により遮断されていることを特徴とする請求項１５に記載のターボチャージャシステム。
【請求項１７】
出口デフューザの外壁は、排ガスコレクタの出口と直径方向に反対側に径方向の延長部を少なくとも持つ、対称的に配置されたフランジ（３７ａ）により遮断されていることを特徴とする請求項１５に記載のターボチャージャシステム。
【請求項１８】
吸気バルブの早期の閉鎖又は遅延閉鎖手段を持つ内燃エンジンにおいての請求項１乃至１７のいずれかに記載のターボチャージャシステムの使用。
【請求項１９】
排ガスが低圧タービン（２１）の出口を出た後に低圧コンプレッサの入口前にエンジンの入口側に再循環される排ガスが再循環手段をもつ内燃エンジンにおいての請求項１乃至１８のいずれかに記載のターボチャージャシステムの使用。
【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排出するための少なくとも一つの排気管と前記燃焼室に空気を供給するための少なくとも一つの導入管を持つ内燃エンジンのためのターボチャージャシステムに関し、このターボチャージャシステムは、エンジンの排気流からエネルギーを取り出し、エンジンの流入空気を加圧するための、高圧コンプレッサに接続される高圧タービンと低圧コンプレッサに接続される低圧タービンを備えている。
【背景技術】
【０００２】
過給ジーゼル型の内燃エンジンのためのターボチャージャシステムに関する技術水準は、通常、共にラジアルタイプである、単一ステージタービンにより駆動される単一ステージコンプレッサを有している。時には、中間冷却を含む、２ステージの過給機を持つターボチャージャも、また、見られるが、その構成は、単一ステージの過給を行う標準の装置に基づくものである。
【０００３】
６から２０リットルの排気量のジーゼルエンジンのために適した過給器は、通常、静的条件下で、５０%から６０%の間の効率を持つ（ηcompressor * ηmechanical * ηturbine）。現代のジーゼルエンジンにおいては、より高いチャージ圧力を必要とする将来のエンジンより効率比が低い。過給が要請されるシステムの例としては、酸化窒素の放出を低くするための排ガスの再循環、即ち、吸気口バルブの種々の制御を与えるシステムである。
【０００４】
静的条件で、６０%より高い効率を持つターボチャージャシステムは、環境に適し、燃料効率が要求される将来の要求に合致するというより大きな見通しを与えるものである。これまでは、ジーゼルエンジンに対する環境問題の要求は、通常は、効率の低下につながり、したがって、このことは燃料のエネルギー源が十分に利用されていないことを意味してきた。
【発明の開示】
【０００５】
したがって、本発明の一つの目的は、エンジンの排ガス流におけるエネルギーを有効に使用し、効率を高め、大きな空間的要求を生じることのない、経済的に実現可能なターボチャージャシステムを得ることである。
【０００６】
本発明のこの目的に適合するように構成され、エンジンの燃焼室から排ガスを排出するための少なくとも一つの排ガス管と、前記燃焼室に空気を供給するための少なくとも一つの流入管を備える内燃エンジンのためのターボチャージャシステムは、エンジンの排ガス流からエネルギーを取り出し、エンジンの流入空気を加圧するための、高圧コンプレッサに接続される高圧タービンと、低圧コンプレッサに接続される低圧タービンを有し、本発明によれば、両コンプレッサのステージはラジアルタイプで、後退角のついたブレードを持つコンプレッサホイールが設けられ、ブレードの基部と出口接線方向の先端部との間の中心線の仮想延長線とコンプレッサホイールの中心軸とブレードの外側を結ぶ線との間のブレード角βｂ２が少なくとも約４０度であり、高圧タービンは、ラジアルタイプであり、短い中間ダクトにより低圧タービンに接続され、低圧タービンは、流入ガイドベーンが設けられていることを特徴とするものである。
【０００７】
本発明の利点を示す実施例は以下の独立特許クレームから導出することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
本発明は、以下に、添付図面に示された説明のための実施例を参照としてより詳細に説明されるであろう。
【０００９】
本発明は、第１に、好ましくは、トラック、バス及び建設機械のような重量車両において使用される、６リットルから２０リットルの容積を持つジーゼルエンジンのための過給機に関する。この過給システムは、現在のシステムよりかなり効率の良い過給を行う特徴を有している。この過給は、２つの直列に接続された、中間冷却手段を持つラジアルタイプコンプレッサを持つ２つのステージによって実現される。低圧コンプレッサとして示される第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。
【００１０】
図１は６個のエンジンシリンダー１１を持つエンジンブロック１０で、通常の方法で吸気マニホルド１２と二つの分離した排気マニホルド１３，１４と接続されている。これら二つの排気マニホルドの各々は３個のエンジンシリンダーより排ガスを受ける。排ガスは分離したパイプ１５，１６を通して高圧ターボユニット１８のタービン１７に導かれ、この高圧ターボユニット１８は、タービン１７と共通のシャフトに取り付けられたコンプレッサ１９を有している。
【００１１】
排ガスはパイプ２０を通して低圧ターボユニット２２のタービン２１に導かれ、低圧ターボユニット２２はタービン２１と共通のシャフト上に取り付けられたコンプレッサ２３を有している。排ガスは、最終的には、パイプ２４を通して、排ガスの後処理を行うためのユニットを持つエンジンの排気システムに送られる。
【００１２】
フィルターを通った流入空気は、パイプ２５を通してエンジンに入れられ、低圧ターボユニット２２のコンプレッサ２３に導かれる。パイプ２６は流入空気を第１のチャージエアクーラー２７を通して高圧タービンユニット１８のコンプレッサ１９に送り込む。中間冷却手段を持つこの２ステージの過給の後、流入空気はパイプ２８を通して第２チャージエアクーラー２９に送られ、その後、流入空気はパイプ３０を経由して給気マニホルド１２に到達する。
【００１３】
本発明によるターボチャージャシステムは図２により詳細に示されており、高圧タービン１７への二重の螺旋状の流入口１５，１６を示し、それらの各々は、入口ガイドベーン１７ａを経て該タービンへガス流を半分供給する。高圧タービン１７はラジアルタイプで、短い中間ダクト２０により低圧タービン２１に接続されており、この短い中間ダクト２０低圧タービンがアキシャルタイプであるために使用可能となっている。この短い流路はタービンステージ間での圧力損失を最小限にしている。
【００１４】
高圧タービン１７はシャフト３１に高圧コンプレッサ１９と共に取り付けられている。低圧タービン２１はシャフト３２に低圧コンプレッサ２３と共に対応して取り付けられている。二つのターボユニット１８，２２は事実上同軸に沿って配向されている。中間ダクト２０はシール３３が設けられ、取り付け張力と軸方向と半径方向への移動による漏れを抑制し、また、熱応力と組立上のある程度の欠陥を吸収する。
【００１５】
アキシャルタイプの低圧タービンは入口ガイドベーン３４が設けられており、このガイドベーン３４は、ワークをタービンの中心に近接させるために最適化するような形状とされる（いわゆるガイドベーンを持つ“コンパウンド  リーン”形状で、輪郭の重心が曲線上にあり、限界効果と損失を少なくするように、タービンブレードの中心に向かわせるように最適化にするために、タービンステージにあるワークを分配することを目的とするものである）。低圧コンプレッサは大きなバックスイープを持つ形状とされたブレードを持つラジアルタイプで、図３を参照にして以下により詳細に説明する。高圧コンプレッサ１９は同様なラジアルタイプで、そのブレードは好ましくは低圧コンプレッサ２３と同様に後退翼とされている。
【００１６】
図３から、ブレード３５の基部と出口接線方向の先端部との間の中心線の仮想延長線とコンプレッサホイールの中心軸とブレードの外側を結ぶ線３６（一点鎖線でしめす）との間のブレード角βｂ２は少なくとも４０度で、好ましくは少なくとも約４５−５０度である。市場で得られるターボコンプレッサは、ブレード角βｂ２は約２５度から約３５度の間である。本発明によるターボチャージャシステムのテストにおいて、ブレード角を少なくとも４０度にまで増加する方が有利であることが実証された。ブレード角の増加による効果は主に、コンプレッサホイールが与えられた圧力比に対してより高い速度回転するタービンを備えているという点にある。この速度の増加は、タービンホイールの直径、したがって、質量慣性モーメントを減少することができることを意味する。これによる付随的効果として、少ない質量慣性モーメントはタービンホイールがその効率的速度にまで容易に速度を上げることができることを意味するものであるから、エンジンの過渡的応答も、また、改善される。さらに、コンプレッサの効率が増加し、とりわけ、ブレードの加圧側と吸引側での流れの速度差の減少の結果として、二次的流れが減少し、したがって損失が減少し、また、ロータの出口における速度が減少する結果、それに続くデヒューザにおける損失も少なくなる。
【００１７】
両方のコンプレッサには、圧力の蓄積が最適化するように、それぞれのコンプレッサホイールの下流におけるガイドベーンが設けられている。このデヒューザはLSA( Low Solidity Airfoil)タイプが有利であり、このタイプは、ブレードの長さとブレード間の間隔（ピッチ）との比が０．７５と１．５の間にあるように空気力学的に形成されたデヒューザを意味する。
【００１８】
出口デヒューザ３７は低圧タービン２１の後に配置されてタービンを出る動圧を回復するようにしている。このデヒューザは、排ガスを排気管２４に案内する排ガスコレクタ３８に開口している。このデヒューザは軸が流入口で半径方向が出口側となる環状に設計されている。デヒューザの外側ダクトはフランジ３７ａで遮断されていて、排出される流れが、下流のコレクタからの再循環ガスによって乱されることを防いでいる。このフランジ３７ａはコレクタのサイズを小さくするために対称形に配置することができる。フランジは、排ガスコレクタ３８の出口の直前において半径方向の高さが最高とされ、その直径方向の反対側で半径方向の高さが最小とされている。
【００１９】
図４に示されている、高圧コンプレッサ１９を駆動する高圧タービン１７は、ラジアルタイプであり、比較的高速で回転するためのタービンホイールを持ち、小さい直径で実現される。このことは、通常、この種のタイプの従来のタービン（いわゆる“スキャロッピング”）で使用されるタービンホイールハブ４０における凹所３９のようなものを除去することができる。これらの凹所３９は、図４に、単に先行技術を示すために、点線で示されている。これらの凹所を除いた結果、タービンホイールは全体としてより効率的に運転することが可能となる。
【００２０】
タービンは、ホイールに対して最適な流れをつくるため、各ホイールの上流に入口ガイドベーンを有している。ラジアルタイプの高圧タービン及びアキシャルタイプの低圧タービンを有するこの装置は、タービンステージの間での流量損失が中間ダクトによって最小に抑えることができることを意味している。高圧タービンは、ジーゼルエンジンからの排ガス中のエネルギーを最適に利用するために、二重のフィードワームが設けられている。しかしながら、本発明は、また、単一でも、二重でも、またそれ以上の流入口を持つ通常の吸気口においても使用することができる。
【００２１】
６リットルから２０リットル容量のジーゼルエンジンのために好適な圧力、約４〜６絶対気圧を与えるために、各コンプレッサは吸気圧の２〜２．５倍の圧力を有していればよく、したがって、通常の単一ステージのコンプレッサより低い圧力比に最適化することができる。
【００２２】
上述のターボチャージャシステムは、（固定または調節可能な）いわゆるミラーカム（Miller cam）と称される４−ストロークジーゼルエンジンに使用される場合に利点があり、このことは、ある程度の有効な圧縮が、シリンダーの外の、チャージエアクーラーにおける冷却手段を後方に持つターボコンプレッサに移動することを意味し、その際、空気ボリュームの温度が減少し、シリンダー内においてより効率的な熱運動過程が達成され、排出物、例えば、酸化窒素（NＯx）の排出を低くすることができる。
【００２３】
このターボチャージャシステムは、また、「Long Rout EGR」タイプの排ガス再循環装置を持つエンジンで使用することができる、即ち、排気ガスが低圧タービン２１の出口の後で除去され、低圧コンプレッサの吸気口の前のエンジンの吸気側に再循環される。
【００２４】
本発明は、上述の説明するための実施例に限定されるものとみなされるべきでなく、さらに多くの変形や改良が、以下の特許クレームの範囲内において想定できる。例えば、本発明によるターボチャージャシステムは、６気筒ジーゼルエンジンとの関連で説明されたが、本システムは１気筒からそれ以上の種々のピストンエンジンにも適用でき、また、２ストロークでも４ストロークサイクルで駆動されるものにも適用できる。
【００２５】
本発明は、また、船舶用のエンジンや前述のものとは異なる容量のエンジンにも適用できる。上述の全ての実施例はアキシャルタイプの低圧タービンを含むものとして説明されたが、本発明は、また、ラジアルタイプの低圧タービンと共に使用できる。更に、高圧タービン１７に、固定されたものや、又は幾何学的に回転できる吸気ガイドベーン１７ａを設けることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１】本発明による２ステージターボチャージャシステムを持つ内燃エンジンの模式図である。
【図２】ターボチャージャシステムを構成する２つのターボチャージャステージの長手方向の断面図である。
【図３】本発明のターボチャージャシステムに使用されるコンプレッサホイールを部分的に破断した平面図である。
【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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