JP4760598B2 - 過給機付きエンジン - Google Patents

Description

本発明は、排気ターボ過給機を備えた過給機付きエンジンに関するものである。

従来から、エンジントルクの増大を図る手段として、排気ガスのエネルギーを利用して吸気を過給する排気ターボ過給機が知られている。この排気ターボ過給機を備えたエンジンとして、例えば特許文献１には、４気筒エンジンに、燃焼順序が連続しない気筒に接続される排気通路をグループ化した第１の排気系と、残余の気筒に接続される排気通路をグループ化した第２の排気系とを設け、各排気系をツインスクロール式の排気ターボ過給機に接続している。また、開閉弁の開動作によって両排気系を連通する連通管が設けられており、運転領域に応じて連通管の開閉弁を制御することにより、当該エンジンに設けられたＥＧＲガスによる排気性能の向上とポンプ損失の低減とを図っている。
特開２００４−１２４７４９号公報

ところで、過給領域を拡げるためには、エンジンの回転領域に応じて過給特性を調整することが好ましい。例えば、エンジンの低速運転領域では、排気エネルギーを高めて、タービンを駆動するとともに、高速運転領域では、排気エネルギーを抑制してタービン等の耐熱限界内で過給することが好ましい。

そこで、エンジンの回転領域に応じて過給特性を調整するために、可動容量式過給機（ＶＧＴ）や、シーケンシャルターボを採用することも考えられるが、コストや信頼性の点で問題がある。

また、特許文献１の構成では、低速側と高速側の何れにおいても、ＥＧＲガスによる性能向上を図ることができるものの、排気ターボ過給機をツインスクロール式のものにしなければならない制約があり、コスト面で不利である。

本発明は上記の事情に鑑み、可及的に過給領域を拡大し、各領域にわたり高い過給性能を持たせることができる低廉な過給機付きエンジンを提供することを課題としている。

上記課題を解決するために本発明は、多気筒エンジンのエンジン本体に互いに隣接して配置され、且つ点火時期が連続しない気筒の排気ポートに接続される排気通路をグループ化した第１の排気系と、この第１の排気系よりも容積が大きく設定され、残余の気筒に接続される排気通路をグループ化した第２の排気系と、両排気系に接続される排気ターボ過給機とを備えた過給機付きエンジンにおいて、前記第１の排気系の各排気通路のうち前記排気ポートから前記排気ターボ過給機までの部分の容積が、それぞれ、前記第２の排気系の各排気通路のうち前記排気ポートから前記排気ターボ過給機までの部分の容積よりも小さくされ、前記排気ターボ過給機は、両排気系に接続されるタービンスクロールと、前記タービンスクロール内に配置され、両排気系から吐出される排気ガスによって駆動されるタービンホイールとを有し、前記第１の排気系から排出された排気ガス流れのうち流速が最速となる流速最速ラインから前記タービンホイールの回転中心までの距離が、前記第２の排気系から排出された排気ガス流れのうち流速が最速となる流速最速ラインから前記タービンホイールの回転中心までの距離よりも長くなるように、前記第１の排気系が前記タービンホイールの外周側に、前記第２の排気系が前記タービンホイールの内周側に、それぞれ接続されており、前記タービンスクロールには、前記第１の排気系から排出された排気ガスが当該タービンスクロールの全周にわたって周回可能な流路が形成されており、当該流路は、エンジンの回転速度が所定値未満の低速領域において、前記第１の排気系から排出された排気ガスがこの流路に沿ってタービンスクロールの全周にわたって周回可能である一方、エンジンの回転速度が所定値以上の高速領域において、前記第１の排気系から排出された排気ガスがこの流路に沿ってタービンスクロールの全周にわたって周回するのを、前記第２排気系から排出された排気ガスが規制するように、前記タービンスクロールのうち前記第１の排気系よりもタービンホイールに近い位置に配置された前記第２の排気系が開口する部分近傍とつながっていることを特徴とする過給機付きエンジンである。
この態様では、タービンホイールまでの排気通路容積が小さいほど、排気ガスの流速低下（エネルギーダウン）が小さいため、容積の小さい第１の排気系から、比較的高い流速を得ることができるとともに、この高い流速を出力する第１の排気系をタービンホイールの径方向外方にレイアウトしているので、エンジンの低速運転領域において、高い過給性能を発揮することが可能になる。また、複数の排気系をタービンホイールの外周側と内周側とに配置しているので、コンベンショナルで廉価な排気ターボ過給機をそのまま採用しても、低速運転領域で、高い排気性能を発揮することが可能になる。
しかも、この態様では、エンジンの低速運転時においては、第１の排気系から排出された排気ガスの主流が流速を損なうことなくタービンホイールの内周側に回り込みつつ全周を巡るので、低速運転時においては、排気ガスの下流端がタービンホイールを接線方向に沿って駆動する。この結果、タービンホイールは、第１の排気系の容積が第２の排気系の容積よりも小さいことに相俟って、比較的高いエネルギーで駆動されることになる。次に、エンジンの回転速度が高速域に移行すると、第２の排気系からの主流も強くなるため、タービンホイールの外周を回り込もうとする第１の排気系の主流は、第２の排気系の主流によって、タービンホイールの周回を規制される結果、タービンホイールのトルクが過度に高まるのを抑制される。従って、耐熱限界に至ることなく、高速運転領域の過給領域を拡げることが可能になる。

好ましい態様において、前記排気ターボ過給機の過給圧を所定の圧力以下に制御するウェイストゲートバルブを設け、このウェイストゲートバルブのリリーフ口は、当該ウェイストゲートバルブの開弁時に前記第１の排気系からの排気圧力を低減する位置に形成されている。この態様では、エンジンの回転速度が上昇すると、それに伴ってウェイストゲートバルブがリリーフ口を開き、タービンホイールに導入される排気ガスをリリーフする。すなわち、排気ガスがタービンホイールをバイパスして、下流側の排気通路へ排出される。ここで、ウェイストゲートバルブのリリーフ口は、当該ウェイストゲートバルブの開弁時に前記第１の排気系からの排気圧力を低減する位置に形成されているので、エンジンの高速側では、第１の排気系からの排気圧力が低減し、第２の排気系からの排気圧力によって過給が継続されることになる。ここで、第２の排気系は、第１の排気系に比べて容積が大きく、しかも、当該第２の排気系の排気主流中心からタービンホイールの回転中心までの距離が、第１の排気系に比べて相対的に短くなっているので、高速側でも比較的低い流速で、排気ガスがタービンホイールを駆動することになる。従って、エンジンの高速運転領域においても、耐熱限界に至ることなく、好適な過給圧を得ることが可能になる。

以上説明したように、本発明は、少なくともエンジンの低速運転領域において、高い過給性能を発揮することが可能になり、低廉な構成で可及的に過給領域を拡大することができるという顕著な効果を奏する。

以下、添付図面を参照しながら本発明の好ましい実施の形態について説明する。

図１は、本発明の実施の一形態による過給機付きエンジンの全体構成を示す概略図であり、図２は、図１の実施形態に係るエンジンの側面図である。

図１および図２を参照して、各図に示すエンジンはガソリンエンジンであり、そのエンジン本体１には複数の気筒（図示の例では４気筒）１ａ〜１ｄが設けられている。各気筒１ａ〜１ｄには、燃焼室２が形成されている。各燃焼室２には、吸気ポート及び排気ポートが開口し、これらのポートに吸気弁３および排気弁４が設けられている。さらに各燃焼室２に対して点火プラグ５及び燃料噴射弁６が装備されている。本実施形態において、各気筒１ａ〜１ｄを仮に１番気筒１ａ〜４番気筒１ｄと定義すると、その燃焼順序は、１番気筒１ａ、３番気筒１ｃ、４番気筒１ｄ、２番気筒１ｂの順となっている。

上記エンジン本体１には、各気筒１ａ〜１ｄに新気を供給する吸気通路１０と、各気筒１ａ〜１ｄからの排気ガスを導出する排気通路１５とが接続されている。

吸気通路１０は、各気筒１ａ〜１ｄの吸気ポートに接続される気筒別の吸気通路１１を有する吸気マニホールド１２と、その上流の共通吸気通路１３とを備えている。この共通吸気通路１３には、吸入空気量を調節するスロットル弁１４が設けられている。また、排気通路１５は、各気筒１ａ〜１ｄの排気ポートに接続される気筒別の排気通路１６ａ〜１６ｄを有する排気マニホールド１７と、その下流の共通排気通路１８とを備えている。

本実施形態において、排気マニホールド１７には、互いに隣接して配置され、点火時期が連続しない気筒（図示の例では２番気筒１ｂと３番気筒１ｃ）に接続される排気通路１６ｂ、１６ｃをグループ化した第１の排気系１６１と、この第１の排気系１６１よりも容積が大きく設定され、残余の気筒に（図示の例では１番気筒１ａと４番気筒１ｄ）接続される排気通路１６ａ、１６ｄをグループ化した第２の排気系１６２とが形成されている。

図２を参照して、各排気系１６１、１６２の経路長Ｌ１、Ｌ２は、レイアウト上、第１の排気系１６１の経路長Ｌ１の方が第２の排気系１６２の経路長Ｌ２よりも短くなっており、これに伴って、第１の排気系１６１の容積の方が第２の排気系１６２の容積よりも小さくなっている。各排気系１６１、１６２は、排気ターボ過給機２０を介して共通排気通路１８に接続されている。

図１に示すように、排気ターボ過給機２０は、排気ガスのエネルギーで駆動されて回転するタービン２１と、このタービン２１にシャフト２２を介して連結されたコンプレッサ２３とを備え、タービン２１の回転に連動したコンプレッサ２３の回転により吸気を過給するようになっている。この排気ターボ過給機２０としては、比較的大型であって、高速域で高い過給性能を有する高速型の過給機が用いられる。

上記タービン２１は共通排気通路１８に介設されている。なお、２４はタービン２１をバイパスするウェイストゲート通路、２５はこの通路２４に設けられたウェイストゲートバルブである。

上記コンプレッサ２３は、共通吸気通路１３に介設されている。共通吸気通路１３におけるコンプレッサ２３より下流には、過給された空気を冷却するためのインタークーラ２６が設けられている。

図３は、図１の実施形態に係る排気ターボ過給機２０の断面部分略図である。

まず、図３を参照して、排気ターボ過給機２０のタービン２１は、第１および第２の排気系１６１、１６２と接続されるタービンスクロール２１１と、タービンスクロール２１１に内蔵され、シャフト２２を駆動するタービンホイール２１２とを有している。

タービンスクロール２１１は、各排気系１６１、１６２が接続された接続部２１１ａと、この接続部２１１ａと連通して内部にタービンホイール２１２を囲繞する囲繞部２１１ｂとを一体に有する蝸牛形状の筐体である。

本実施形態においては、第１の排気系１６１の排気主流中心からタービンホイール２１２の回転中心までの距離Ｒ１が、前記第２の排気系１６２の排気主流中心からタービンホイール２１２の回転中心までの距離Ｒ２よりも長くなるように両排気系１６１、１６２がタービンスクロール２１１の接続部２１１ａに接続されている。また、本実施形態において、両排気系１６１、１６２による流れの断面積Ａ１、Ａ２は、それぞれ概ね等しく設定されている。この結果、第１の排気系１６１の容積が第２の排気系１６２よりも小さいことと相俟って、比較的流速Ｆ１の速い第１の排気系１６１からの主流が、囲繞部２１１ｂ内に導入されることになる。

囲繞部２１１ｂは、タービンホイール２１２との間で、略環状の流路を形成しており、接続部２１１ａから導入された排気ガスをタービンホイール２１２の外周を約３３０°〜約３５０°程度周回させて、内周側に形成された通気孔２１１ｃから下流の共通排気通路１８に排出するように構成されている。

接続部２１１ａと囲繞部２１１ｂとの間には、過給圧を所定の圧力以下に制御するウェイストゲートバルブ２５のリリーフ口２５ａが形成されている。

図４は、図１の実施形態に係る排気ターボ過給機２０の断面部分略図であり、図５は、同排気ターボ過給機２０に採用されているウェイストゲートバルブの駆動機構を示す断面略図である。

図２〜図５を参照して、ウェイストゲートバルブ２５は、リリーフ口２５ａを開閉する弁体２５ｂと、弁体２５ｂに取り付けられたリンクアーム２５ｃと、リンクアーム２５ｃを片持ち状に担持し、弁体２５ｂがリリーフ口２５ａを開く開ポジションとリリーフ口２５ａを閉じる閉ポジションとの間で駆動するリンク機構２５ｄとリンク機構２５ｄを駆動するアクチュエータ２５ｅとを備えている。図５に示すように、アクチュエータ２５ｅには、ダイアフラム２５ｆが設けられており、リンク機構２５ｄは、このダイアフラム２５ｆに連結されている。ダイアフラム２５ｆは、チューブ２５ｇ（図５のみ図示）によって過給された排気ガスの一部が導入される過給室２５ｈを間仕切っている。他方、ダイアフラム２５ｆは、過給室２５ｈの反対側に配置されたリターンスプリング２５ｉによって、弁体２５ｂが閉ポジションを取るようにリンク機構２５ｄを付勢している。そして、過給圧が上昇すると、このリターンスプリング２５ｉの付勢力に抗してリンク機構２５ｄが弁体２５ｂを開ポジションに駆動するように構成されている。これにより、弁体２５ｂは、リリーフ口２５ａを低速側では閉じ、高速側では次第に開いて、所定のインターセプトポイントで全開になるように構成されている。

ここで、本実施形態においては、図２および図３に示すように、リリーフ口２５ａの開口位置を、第１の排気系１６１からの排気流がタービンスクロール２１１内に導入される位置に設定されている。このため、エンジンの回転速度が高速になるに連れて、第１の排気系１６１からの排気流が弱くなるように構成されている。

以上説明したように、本実施形態では、第１の排気系１６１の排気主流中心からタービンホイール２１２の回転中心までの距離Ｒ１が、前記第２の排気系１６２の排気主流中心からタービンホイール２１２の回転中心までの距離Ｒ２よりも長くなるように両排気系１６１、１６２がタービンスクロール２１１の接続部２１１ａに接続されている。ここで、タービンホイール１２１までの排気通路容積が小さいほど、排気ガスの流速低下（エネルギーダウン）が小さいことため、容積の小さい第１の排気系１６１から、比較的高い流速Ｆ１を得ることができる。また、この高い流速Ｆ１を出力する第１の排気系１６１をタービンホイール２１２の径方向外方にレイアウトしているので、エンジンの低速運転領域において、高い過給性能を発揮することが可能になる。また、複数の排気系１６１、１６２をタービンホイール２１２の外周側と内周側とに配置しているので、コンベンショナルで廉価な排気ターボ過給機２０をそのまま採用しても、低速運転領域で、高い排気性能を発揮することが可能になる。

また、本実施形態では、両排気系１６１、１６２による流れの断面積Ａ１、Ａ２は、それぞれ概ね等しく設定されている。このため本実施形態では、第１の排気系１６１によるタービン駆動エネルギーが常に大きくなる。すなわち、排気系のタービンホイール２１２を駆動するためのモーメントは、排気系の排気主流中心から前記タービンホイール２１２の回転中心までの距離をＲ、排気系の排気主流の断面積Ａ１、Ａ２をＡとすると、Ａ／Ｒに反比例することが知られている。本実施形態では、第１の排気系１６１の距離Ｒ１が、前記第２の排気系１６２の距離Ｒ２よりも長くなるように両排気系１６１、１６２がタービンスクロールに接続されているので、Ａ／Ｒは常に第１の排気系１６１の方が小さくなり、エネルギーは第１の排気系１６１の方が大きくなるからである。このため、第１の排気系１６１の容積が第２の排気系１６２の容積よりも小さいことに相俟って、第１の排気系１６１は、より低速運転領域でもタービンホイール２１２を駆動するために必要なエネルギーを出力することが可能になる。

また、本実施形態では、前記排気ターボ過給機２０の過給圧を所定の圧力以下に制御するウェイストゲートバルブ２５を設け、このウェイストゲートバルブ２５のリリーフ口２５ａは、当該ウェイストゲートバルブ２５の開弁時に前記第１の排気系１６１からの排気圧力を低減する位置に形成されている。このため本実施形態では、エンジンの回転速度が上昇すると、それに伴ってウェイストゲートバルブ２５がリリーフ口２５ａを開き、タービンホイール２１２に導入される排気ガスをリリーフする。すなわち、排気ガスが、タービンホイール２１２をバイパスして下流側の共通排気通路１８へ排出される。ここで、ウェイストゲートバルブ２５のリリーフ口２５ａは、当該ウェイストゲートバルブ２５の開弁時に前記第１の排気系１６１からの排気圧力を低減する位置に形成されているので、エンジンの高速側では、第１の排気系１６１からの排気圧力が低減し、第２の排気系１６２からの排気圧力によって過給が継続されることになる。ここで、第２の排気系１６２は、第１の排気系１６１に比べて容積が大きく、しかも、当該第２の排気系１６２の排気主流中心からタービンホイール２１２の回転中心までの距離Ｒ２が、第１の排気系１６１に比べて相対的に短くなっているので、高速側でも比較的低い流速Ｆ２で、排気ガスがタービンホイール２１２を駆動することになる。従って、エンジンの高速運転領域においても、耐熱限界に至ることなく、好適な過給圧を得ることが可能になる。

このように本実施形態によれば、エンジンの低速運転領域においても、高速運転領域においても、高い過給性能を発揮することが可能になり、低廉な構成で可及的に過給領域を拡大することができるという顕著な効果を奏する。

上述した実施形態は、本発明の好ましい具体例に過ぎず、本発明は上述した実施形態に限定されない。

図６は、本発明の別の実施形態に係る排気ターボ過給機２０の要部を示す断面略図である。

図６を参照して、この実施形態におけるタービンスクロール２１１は、第１の排気系１６１から排出された排気ガスの主流が、当該タービンホイール２１２の全周にわたって周回可能な流路２１１０を、第２の排気系１６２が排気ガスをタービンスクロール２１２に吐出する流路の上流近傍に形成しているものである。還元すれば、図３の形状に相当する内壁の一部を破線で示すようにカットしている。このため本実施形態では、エンジンの低速運転時においては、第１の排気系１６１から排出された排気ガスの主流が、矢印ＡＷ１で示すように、流速Ｆ１を損なうことなくタービンホイール２１２の内周側に回り込みつつ全周を巡るので、低速運転時においては、排気ガスの下流端がタービンホイール２１２を接線方向に沿って駆動する。この結果、タービンホイール２１２は、第１の排気系１６１の容積が第２の排気系１６２の容積よりも小さいことに相俟って、比較的高いエネルギーで駆動されることになる。次に、エンジンの回転速度が高速域に移行すると、第２の排気系１６２からの主流も強くなるため、タービンホイール２１２の外周を回り込もうとする第１の排気系１６１の主流は、第２の排気系１６２の主流によって、タービンホイール２１２の周回を規制される結果、実質的に流路２１１０が閉塞され、タービンホイール２１２のトルクが過度に高まるのを抑制される。従って、耐熱限界に至ることなく、高速運転領域の過給領域を拡げることが可能になる。

このように、図６に示す実施形態においても、エンジンの低速運転領域においても、高速運転領域においても、高い過給性能を発揮することが可能になり、低廉な構成で可及的に過給領域を拡大することができるという顕著な効果を奏する。

その他、本発明の特許請求の範囲内で種々の変更が可能であることはいうまでもない。

本発明の実施の一形態による過給機付きエンジンの全体構成を示す構成図である。 図１の実施形態に係るエンジンの側面図である。 図１の実施形態に係る排気ターボ過給機の断面部分略図である。 図１の実施形態に係る排気ターボ過給機の断面部分略図である。 同排気ターボ過給機に採用されているウェイストゲートバルブの駆動機構を示す断面略図である。 本発明の別の実施形態に係る排気ターボ過給機の要部を示す断面略図である。

符号の説明

１ エンジン本体
１ａ １番気筒
１ｂ ２番気筒
１ｃ ３番気筒
１ｄ ４番気筒
１０ 吸気通路
１１ 吸気通路
１２ 吸気マニホールド
１３ 共通吸気通路
１４ スロットル弁
１５ 排気通路
１６ａ 排気通路
１６ｂ 排気通路
１６ｃ 排気通路
１６ｄ 排気通路
１７ 排気マニホールド
１８ 共通排気通路
２０ 排気ターボ過給機
２１ タービン
２５ ウェイストゲートバルブ
２５ａ リリーフ口
１６１ 第１の排気系
１６２ 第２の排気系
２１１ タービンスクロール
２１２ タービンホイール
２１２０ 流路
Ａ１ 断面積
Ａ２ 断面積
Ｒ１ 距離
Ｒ２ 距離

Claims (2)

1. 多気筒エンジンのエンジン本体に互いに隣接して配置され、且つ点火時期が連続しない気筒の排気ポートに接続される排気通路をグループ化した第１の排気系と、
   残余の気筒に接続される排気通路をグループ化した第２の排気系と、
   両排気系に接続される排気ターボ過給機と
   を備えた過給機付きエンジンにおいて、
   前記第１の排気系の各排気通路のうち前記排気ポートから前記排気ターボ過給機までの部分の容積が、それぞれ、前記第２の排気系の各排気通路のうち前記排気ポートから前記排気ターボ過給機までの部分の容積よりも小さくされ、
   前記排気ターボ過給機は、両排気系に接続されるタービンスクロールと、前記タービンスクロール内に配置され、両排気系から吐出される排気ガスによって駆動されるタービンホイールとを有し、
   前記第１の排気系から排出された排気ガス流れのうち流速が最速となる流速最速ラインから前記タービンホイールの回転中心までの距離が、前記第２の排気系から排出された排気ガス流れのうち流速が最速となる流速最速ラインから前記タービンホイールの回転中心までの距離よりも長くなるように、前記第１の排気系が前記タービンホイールの外周側に、前記第２の排気系が前記タービンホイールの内周側に、それぞれ接続されており、
   前記タービンスクロールには、前記第１の排気系から排出された排気ガスが当該タービンスクロールの全周にわたって周回可能な流路が形成されており、
   当該流路は、エンジンの回転速度が所定値未満の低速領域において、前記第１の排気系から排出された排気ガスがこの流路に沿ってタービンスクロールの全周にわたって周回可能である一方、エンジンの回転速度が所定値以上の高速領域において、前記第１の排気系から排出された排気ガスがこの流路に沿ってタービンスクロールの全周にわたって周回するのを、前記第２排気系から排出された排気ガスが規制するように、前記タービンスクロールのうち前記第１の排気系よりもタービンホイールに近い位置に配置された前記第２の排気系が開口する部分近傍とつながっている
   ことを特徴とする過給機付きエンジン。
2. 請求項１記載の過給機付きエンジンにおいて、
   前記排気ターボ過給機の過給圧を所定の圧力以下に制御するウェイストゲートバルブを設け、このウェイストゲートバルブのリリーフ口は、当該ウェイストゲートバルブの開弁時に前記第１の排気系からの排気圧力を低減する位置に形成されている
   ことを特徴とする過給機付きエンジン。

Images