JP2001342911A - 内燃機関の排気再循環制御装置 - Google Patents
内燃機関の排気再循環制御装置Info
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- F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
- F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
- F02M26/23—Layout, e.g. schematics
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 排気再循環回路を有する内燃機関におい
て、吸気回路の圧力が排気回路の圧力よりも高い場合で
も排気の還流を可能にすることで、広範なエンジン回転
数領域においてターボチャージャの効率を高める。 【解決手段】 吸気回路(12)と排気回路(16)との間を連
通する給排気バイパス回路(20)と、排気再循環回路(15)
との間で熱交換を行う、第１熱交換器(15a)に加えて、
再循環排気を冷却水で冷やす第２熱交換器(15b)を設け
る。
て、吸気回路の圧力が排気回路の圧力よりも高い場合で
も排気の還流を可能にすることで、広範なエンジン回転
数領域においてターボチャージャの効率を高める。 【解決手段】 吸気回路(12)と排気回路(16)との間を連
通する給排気バイパス回路(20)と、排気再循環回路(15)
との間で熱交換を行う、第１熱交換器(15a)に加えて、
再循環排気を冷却水で冷やす第２熱交換器(15b)を設け
る。
Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関の排気再
循環制御装置に関する。
循環制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】環境保全の見地から、内燃機関の排出す
る有害物質に対する規制強化が各地で進んでいる昨今、
内燃機関の排気に含まれる有害物質を低減させる方法と
して排気再循環（通称ＥＧＲ）が広く知られ、用いられ
ている。燃焼室から排出される排気の一部を排気マニホ
ルドから吸気マニホルドへ還流し吸気に混合させて再度
燃焼室に送り込むことで、吸気中の酸素濃度を低下さ
せ、燃焼温度を下げる作用があり、排気に含まれる有害
物質特に窒素酸化物（以下ＮＯＸと略記）の発生を抑え
る効果が大きい。
る有害物質に対する規制強化が各地で進んでいる昨今、
内燃機関の排気に含まれる有害物質を低減させる方法と
して排気再循環（通称ＥＧＲ）が広く知られ、用いられ
ている。燃焼室から排出される排気の一部を排気マニホ
ルドから吸気マニホルドへ還流し吸気に混合させて再度
燃焼室に送り込むことで、吸気中の酸素濃度を低下さ
せ、燃焼温度を下げる作用があり、排気に含まれる有害
物質特に窒素酸化物（以下ＮＯＸと略記）の発生を抑え
る効果が大きい。
【０００３】図３に従来の形態として、特開平１０−２
８１０１７号公報に記載された、排気再循環装置を有す
るターボチャージャー付エンジン１４の給排気回路図を
示す。エンジン１４は、ターボチャージャー１１と、吸
気回路１２と、アフタクーラ１３と、排気再循環回路１
５と、排気回路１６とを有する。ターボチャージャー１
１のコンプレッサ１１ａで圧縮された吸気は吸気回路１
２を経て、その途中に設けられたアフタクーラ１３で冷
却され、吸気マニホールド１２ａを介してエンジン本体
１４ａに導入される。エンジン本体１４ａから排出され
た排気は排気回路１６を経てターボチャージャー１１に
流れ込み、タービン１１ｂを駆動して排出される。吸気
回路１２のアフタクーラ１３下流側と排気回路１６のタ
ービン１１ｂ入口近傍との間には、これらを連通する給
排気バイパス回路２０が設けられ、給排気バイパス回路
２０にはこれを開閉自在とする給排気バイパス弁２０ａ
が設けられている。排気再循環回路１５は、一端を排気
回路１６の排気マニホルド１６ａ近傍に分岐接続され、
他端を吸気回路１２の吸気マニホルド１２ａ近傍に分岐
接続される。排気再循環回路１５中には、排気再循環回
路１５を開閉自在とするＥＧＲ弁１５ｃと、排気再循環
回路１５と給排気バイパス回路２０との間で熱交換を行
う熱交換器１５ｄとが設けられている。
８１０１７号公報に記載された、排気再循環装置を有す
るターボチャージャー付エンジン１４の給排気回路図を
示す。エンジン１４は、ターボチャージャー１１と、吸
気回路１２と、アフタクーラ１３と、排気再循環回路１
５と、排気回路１６とを有する。ターボチャージャー１
１のコンプレッサ１１ａで圧縮された吸気は吸気回路１
２を経て、その途中に設けられたアフタクーラ１３で冷
却され、吸気マニホールド１２ａを介してエンジン本体
１４ａに導入される。エンジン本体１４ａから排出され
た排気は排気回路１６を経てターボチャージャー１１に
流れ込み、タービン１１ｂを駆動して排出される。吸気
回路１２のアフタクーラ１３下流側と排気回路１６のタ
ービン１１ｂ入口近傍との間には、これらを連通する給
排気バイパス回路２０が設けられ、給排気バイパス回路
２０にはこれを開閉自在とする給排気バイパス弁２０ａ
が設けられている。排気再循環回路１５は、一端を排気
回路１６の排気マニホルド１６ａ近傍に分岐接続され、
他端を吸気回路１２の吸気マニホルド１２ａ近傍に分岐
接続される。排気再循環回路１５中には、排気再循環回
路１５を開閉自在とするＥＧＲ弁１５ｃと、排気再循環
回路１５と給排気バイパス回路２０との間で熱交換を行
う熱交換器１５ｄとが設けられている。
【０００４】還流する排気を冷却することで、燃焼温度
が下がりＮＯＸの発生を抑えるとともに、排気回路１６
に合流する吸気を加熱して膨張させることで、還流によ
る排気の損失分を補い、ターボチャージャ１１の回転数
を維持することができる。
が下がりＮＯＸの発生を抑えるとともに、排気回路１６
に合流する吸気を加熱して膨張させることで、還流によ
る排気の損失分を補い、ターボチャージャ１１の回転数
を維持することができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかし、上記形態には
以下の問題がある。エンジン１４がある条件、例えば中
高速・高負荷で運転される場合は、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる
（これは、一般的にターボチャージャの特性が、頻用さ
れる運転条件にマッチングして、エンジンの効率を向上
させて高出力・低燃費を得るように設計されるからであ
る。吸気側の圧力が高いほど、また、排気側の圧力が低
いほど、出力のロスとなる給排気抵抗は小さい）。した
がってコンプレッサ１１ａで加圧した吸気の一部を給排
気バイパス回路２０を介して排気回路１６に流し、排気
との間で熱交換を行える。しかし、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力以下となるよう
な、例えば低速で低負荷運転時といった運転条件下で
は、上記のような給排気バイパス回路２０内の流れは生
じない。したがって熱交換器１５ｄを働かせて還流する
排気を冷却できる運転条件は限られている。
以下の問題がある。エンジン１４がある条件、例えば中
高速・高負荷で運転される場合は、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる
（これは、一般的にターボチャージャの特性が、頻用さ
れる運転条件にマッチングして、エンジンの効率を向上
させて高出力・低燃費を得るように設計されるからであ
る。吸気側の圧力が高いほど、また、排気側の圧力が低
いほど、出力のロスとなる給排気抵抗は小さい）。した
がってコンプレッサ１１ａで加圧した吸気の一部を給排
気バイパス回路２０を介して排気回路１６に流し、排気
との間で熱交換を行える。しかし、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力以下となるよう
な、例えば低速で低負荷運転時といった運転条件下で
は、上記のような給排気バイパス回路２０内の流れは生
じない。したがって熱交換器１５ｄを働かせて還流する
排気を冷却できる運転条件は限られている。
【０００６】本発明は、上記の問題点を解決すべくなさ
れたものであり、広範な運転条件において還流排気の冷
却が可能となる内燃機関の排気再循環制御装置を提供す
ることを目的としている。
れたものであり、広範な運転条件において還流排気の冷
却が可能となる内燃機関の排気再循環制御装置を提供す
ることを目的としている。
【０００７】
【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、本発明は、吸気回路上に配したコ
ンプレッサと排気回路上に配したタービンとを有するタ
ーボチャージャと、排気回路のタービン−内燃機関本体
間と吸気回路のコンプレッサ−内燃機関本体間とを接続
して第１開閉弁によって開閉自在とした排気再循環回路
と、排気回路のタービン−内燃機関本体間と吸気回路の
コンプレッサ−内燃機関本体間とを接続して第２開閉弁
によって開閉自在とした給排気バイパス回路とを設ける
とともに、排気再循環回路と給排気バイパス回路との間
で熱交換を行う第１熱交換器とを有する内燃機関の排気
再循環制御装置において、水を冷媒として排気再循環回
路内の還流排気を冷却する第２熱交換器を、第１熱交換
器よりも下流側となる排気再循環回路の位置に設けたこ
とを特徴とする。
的を達成するために、本発明は、吸気回路上に配したコ
ンプレッサと排気回路上に配したタービンとを有するタ
ーボチャージャと、排気回路のタービン−内燃機関本体
間と吸気回路のコンプレッサ−内燃機関本体間とを接続
して第１開閉弁によって開閉自在とした排気再循環回路
と、排気回路のタービン−内燃機関本体間と吸気回路の
コンプレッサ−内燃機関本体間とを接続して第２開閉弁
によって開閉自在とした給排気バイパス回路とを設ける
とともに、排気再循環回路と給排気バイパス回路との間
で熱交換を行う第１熱交換器とを有する内燃機関の排気
再循環制御装置において、水を冷媒として排気再循環回
路内の還流排気を冷却する第２熱交換器を、第１熱交換
器よりも下流側となる排気再循環回路の位置に設けたこ
とを特徴とする。
【０００８】また、特に、コンプレッサ−内燃機関本体
間に、吸気を冷却するアフタクーラを設けるとともに、
吸気回路に対する給排気バイパス回路の接続位置をコン
プレッサ−アフタクーラ間とするのが望ましい。
間に、吸気を冷却するアフタクーラを設けるとともに、
吸気回路に対する給排気バイパス回路の接続位置をコン
プレッサ−アフタクーラ間とするのが望ましい。
【０００９】さらに、コンプレッサ−内燃機関本体間の
吸気の流れを絞る狭隘部を有する絞りを吸気回路に設け
て排気再循環回路の接続位置をこの狭隘部略中央とし、
この絞りの直上流と直下流とをバイパス接続するととも
に第３開閉弁によって開閉自在とされる吸気バイパス回
路を設けるとともに、吸気回路に対する給排気バイパス
回路の接続位置をコンプレッサ−絞り間としてもよく、
コンプレッサ−内燃機関本体間の吸気の流れを絞る絞り
弁を吸気回路に設けて排気再循環回路の接続位置をこの
絞り弁−内燃機関本体間とし、吸気回路に対する給排気
バイパス回路の接続位置をコンプレッサ−絞り弁間とし
してもよい。また、第２開閉弁は、ターボチャージャの
コンプレッサ下流側からタービン上流側への一方向のみ
の流れを可能とする逆止弁であってもよい。
吸気の流れを絞る狭隘部を有する絞りを吸気回路に設け
て排気再循環回路の接続位置をこの狭隘部略中央とし、
この絞りの直上流と直下流とをバイパス接続するととも
に第３開閉弁によって開閉自在とされる吸気バイパス回
路を設けるとともに、吸気回路に対する給排気バイパス
回路の接続位置をコンプレッサ−絞り間としてもよく、
コンプレッサ−内燃機関本体間の吸気の流れを絞る絞り
弁を吸気回路に設けて排気再循環回路の接続位置をこの
絞り弁−内燃機関本体間とし、吸気回路に対する給排気
バイパス回路の接続位置をコンプレッサ−絞り弁間とし
してもよい。また、第２開閉弁は、ターボチャージャの
コンプレッサ下流側からタービン上流側への一方向のみ
の流れを可能とする逆止弁であってもよい。
【００１０】本発明の上記構成によれば、下記の効果が
得られる。 （１）還流する排気を、直列に配した第１熱交換器と第
２熱交換器との両方に通すことになる。したがって、
吸気側の圧力が排気側の圧力以下であるために給排気バ
イパス回路に流れが生じず第１熱交換器の冷却効果が得
られないような運転状態でも、水冷式の第２熱交換器で
還流する排気を冷却できる。また、吸気側の圧力が排気
側よりも高いために給排気バイパス回路に流れが生じて
第１熱交換器の冷却効果が得られるような運転状態で
は、第１熱交換器と第２熱交換器との両方で還流する排
気を冷却できるので、第２熱交換器を設けない場合と比
較して、第１熱交換器の冷却能力を小さくすなわち外寸
を小さくできる。通常、空冷式である第１熱交換器は水
冷式の第２熱交換器に比して冷却効率が劣り、必然的に
大型化しがちであるが、本発明によれば冷却能力の負担
軽減により小型化することで装置全体の小型化に対する
寄与度も大となる。さらに第１熱交換器が第２熱交換器
の上流側に位置して温度の高い排気を導入することによ
り、還流する排気とバイパスする吸気との温度差が広が
り、第２熱交換器に比して劣る第１熱交換器の冷却効率
を高められる。これにより、バイパスして排気回路に流
れる吸気の温度をより上げて体積をより膨張させ、ター
ボチャージャの回転速度をより高めることで、還流する
排気の熱エネルギをより有効に利用できる。これととも
に、第２熱交換器に導入する排気の温度が下がるので、
第２熱交換器内での冷却水の温度上昇を抑えられ、冷却
水の供給流量を、またラジエータがあればラジエータの
負担を、最小限度に抑えることができる。
得られる。 （１）還流する排気を、直列に配した第１熱交換器と第
２熱交換器との両方に通すことになる。したがって、
吸気側の圧力が排気側の圧力以下であるために給排気バ
イパス回路に流れが生じず第１熱交換器の冷却効果が得
られないような運転状態でも、水冷式の第２熱交換器で
還流する排気を冷却できる。また、吸気側の圧力が排気
側よりも高いために給排気バイパス回路に流れが生じて
第１熱交換器の冷却効果が得られるような運転状態で
は、第１熱交換器と第２熱交換器との両方で還流する排
気を冷却できるので、第２熱交換器を設けない場合と比
較して、第１熱交換器の冷却能力を小さくすなわち外寸
を小さくできる。通常、空冷式である第１熱交換器は水
冷式の第２熱交換器に比して冷却効率が劣り、必然的に
大型化しがちであるが、本発明によれば冷却能力の負担
軽減により小型化することで装置全体の小型化に対する
寄与度も大となる。さらに第１熱交換器が第２熱交換器
の上流側に位置して温度の高い排気を導入することによ
り、還流する排気とバイパスする吸気との温度差が広が
り、第２熱交換器に比して劣る第１熱交換器の冷却効率
を高められる。これにより、バイパスして排気回路に流
れる吸気の温度をより上げて体積をより膨張させ、ター
ボチャージャの回転速度をより高めることで、還流する
排気の熱エネルギをより有効に利用できる。これととも
に、第２熱交換器に導入する排気の温度が下がるので、
第２熱交換器内での冷却水の温度上昇を抑えられ、冷却
水の供給流量を、またラジエータがあればラジエータの
負担を、最小限度に抑えることができる。
【００１１】（２）給排気バイパス回路をアフタクーラ
よりも上流側となる吸気回路の位置に接続することで、
アフタクーラの熱収支を改善できる。すなわち、排気回
路にバイパスする分、アフタクーラを通過する吸気の流
量を減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。これ
によって燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をより
顕著に抑えることができる。
よりも上流側となる吸気回路の位置に接続することで、
アフタクーラの熱収支を改善できる。すなわち、排気回
路にバイパスする分、アフタクーラを通過する吸気の流
量を減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。これ
によって燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をより
顕著に抑えることができる。
【００１２】（３）狭隘部を有する絞りを設けて狭隘部
略中央に排気再循環回路を接続すれば、吸気回路の狭隘
部で吸気の流速を高めその圧力を部分的に低減できるよ
うになるとともに、吸気バイパス弁の開度を調整するこ
とで狭隘部を通過する吸気の流量を調整できて自在に狭
隘部吸気圧力が調整可能となる。また、絞り弁を吸気回
路に設けて排気再循環回路の接続位置を絞り弁−内燃機
関本体間とすれば、吸気回路に排気再循環回路の接続す
る位置での圧力を絞り弁の抵抗によって低減できるよう
になる。したがって、前記２つの構成の内いずれによっ
ても、低速・低負荷領域から高速・高負荷領域まで広範
囲の運転状態下で排気再循環装置を作動させて排気中の
有害成分を低減できる。また、給排気バイパス回路を、
逆止弁という単純な要素で開閉させるようにすれば、構
造の簡素化が図れる。
略中央に排気再循環回路を接続すれば、吸気回路の狭隘
部で吸気の流速を高めその圧力を部分的に低減できるよ
うになるとともに、吸気バイパス弁の開度を調整するこ
とで狭隘部を通過する吸気の流量を調整できて自在に狭
隘部吸気圧力が調整可能となる。また、絞り弁を吸気回
路に設けて排気再循環回路の接続位置を絞り弁−内燃機
関本体間とすれば、吸気回路に排気再循環回路の接続す
る位置での圧力を絞り弁の抵抗によって低減できるよう
になる。したがって、前記２つの構成の内いずれによっ
ても、低速・低負荷領域から高速・高負荷領域まで広範
囲の運転状態下で排気再循環装置を作動させて排気中の
有害成分を低減できる。また、給排気バイパス回路を、
逆止弁という単純な要素で開閉させるようにすれば、構
造の簡素化が図れる。
【００１３】
【発明の実施の形態】以下、本発明の第１実施形態につ
いて、図１を参照して説明する。なお、従来例で説明し
た構成要素と同一の構成には、同一の符号をつけ、説明
は省略する。排気再循環装置を有するターボチャージャ
ー付エンジン１４において、排気再循環回路１５は、吸
気回路１２の吸気マニホルド１２ａ上流側手前にて吸気
回路１２に合流接続される。吸気回路１２のコンプレッ
サ１１ａ出口近傍と排気回路１６のタービン１１ｂ入口
近傍との間には、これらを連通する給排気バイパス回路
２０が設けられ、給排気バイパス回路２０にはこれを開
閉自在とする給排気バイパス弁２０ａが設けられてい
る。吸気回路１２の、上流側となる給排気バイパス回路
２０の接続位置と下流側となる排気再循環回路１５の接
続位置との間には、吸気を冷却するアフタクーラ１３
と、吸気回路１２の通路断面積を自在に絞る絞り弁１７
とが設けられている。
いて、図１を参照して説明する。なお、従来例で説明し
た構成要素と同一の構成には、同一の符号をつけ、説明
は省略する。排気再循環装置を有するターボチャージャ
ー付エンジン１４において、排気再循環回路１５は、吸
気回路１２の吸気マニホルド１２ａ上流側手前にて吸気
回路１２に合流接続される。吸気回路１２のコンプレッ
サ１１ａ出口近傍と排気回路１６のタービン１１ｂ入口
近傍との間には、これらを連通する給排気バイパス回路
２０が設けられ、給排気バイパス回路２０にはこれを開
閉自在とする給排気バイパス弁２０ａが設けられてい
る。吸気回路１２の、上流側となる給排気バイパス回路
２０の接続位置と下流側となる排気再循環回路１５の接
続位置との間には、吸気を冷却するアフタクーラ１３
と、吸気回路１２の通路断面積を自在に絞る絞り弁１７
とが設けられている。
【００１４】排気再循環回路１５中には、上流側すなわ
ち排気回路１６側から順次直列に、排気再循環回路１５
を開閉自在とするＥＧＲ弁１５ｃと、排気再循環回路１
５と給排気バイパス回路２０との間で熱交換を行う第１
熱交換器１５ａと、排気再循環回路１５中の排気をエン
ジン冷却水で冷却する第２熱交換器１５ｂとが設けられ
ている。第２熱交換器１５ｂに供給されるエンジン冷却
水は、図示しないラジエータで放熱しながら循環する。
ち排気回路１６側から順次直列に、排気再循環回路１５
を開閉自在とするＥＧＲ弁１５ｃと、排気再循環回路１
５と給排気バイパス回路２０との間で熱交換を行う第１
熱交換器１５ａと、排気再循環回路１５中の排気をエン
ジン冷却水で冷却する第２熱交換器１５ｂとが設けられ
ている。第２熱交換器１５ｂに供給されるエンジン冷却
水は、図示しないラジエータで放熱しながら循環する。
【００１５】エンジン１４は更に、エンジン１４の運転
状態を検出する検出手段３１と、検出手段３１からの信
号を受けて、ＥＧＲ弁１５ｃと、絞り弁１７と、給排気
バイパス弁２０ａとの夫々の開度を制御する制御部３３
とを有する。制御部３３は必要に応じてＥＧＲ弁１５ｃ
の開度を調節し、還流する排気の流量（以下ＥＧＲ量と
呼称）を制御する。しかし、吸気マニホルド１２ａの圧
力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる場合に
はＥＧＲ弁１５ｃを開いても排気の還流ができない。そ
こで、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホルド１
６ａの圧力よりも高いことを検出手段３１によって検出
し、かつ排気を還流する必要がある場合に限り、制御部
３３は給排気バイパス弁２０ａを開く。すると、コンプ
レッサ１１ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回
路２０を介して排気回路１６に流れ、吸気マニホルド１
２ａの圧力が下がり、排気マニホルド１６ａの圧力が上
がる。もって吸気マニホルド１２ａの圧力を排気マニホ
ルド１６ａの圧力以下とできるので、排気の還流が可能
となる。また同時に制御部３３は絞り弁１７の開度を絞
る。すると、絞り弁１７の抵抗によって絞り弁１７の下
流すなわち吸気マニホルド１２ａの圧力がさらに下がる
ので、排気の還流がさらに容易となる。
状態を検出する検出手段３１と、検出手段３１からの信
号を受けて、ＥＧＲ弁１５ｃと、絞り弁１７と、給排気
バイパス弁２０ａとの夫々の開度を制御する制御部３３
とを有する。制御部３３は必要に応じてＥＧＲ弁１５ｃ
の開度を調節し、還流する排気の流量（以下ＥＧＲ量と
呼称）を制御する。しかし、吸気マニホルド１２ａの圧
力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる場合に
はＥＧＲ弁１５ｃを開いても排気の還流ができない。そ
こで、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホルド１
６ａの圧力よりも高いことを検出手段３１によって検出
し、かつ排気を還流する必要がある場合に限り、制御部
３３は給排気バイパス弁２０ａを開く。すると、コンプ
レッサ１１ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回
路２０を介して排気回路１６に流れ、吸気マニホルド１
２ａの圧力が下がり、排気マニホルド１６ａの圧力が上
がる。もって吸気マニホルド１２ａの圧力を排気マニホ
ルド１６ａの圧力以下とできるので、排気の還流が可能
となる。また同時に制御部３３は絞り弁１７の開度を絞
る。すると、絞り弁１７の抵抗によって絞り弁１７の下
流すなわち吸気マニホルド１２ａの圧力がさらに下がる
ので、排気の還流がさらに容易となる。
【００１６】吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホ
ルド１６ａの圧力よりも高くなる条件下で排気を還流す
る場合は、前述の通り制御部３３がＥＧＲ弁１５ｃと給
排気バイパス弁２０ａとを開く。すると排気の一部が排
気回路１６内で分岐して排気再循環回路１５に流れ、Ｅ
ＧＲ弁１５ｃを経て第１熱交換器１５ａと第２熱交換器
１５ｂとで冷却された後、吸気回路１２内で吸気と混じ
りエンジン本体１４ａに導入される。同時にコンプレッ
サ１１ａで加圧した吸気の一部が、アフタクーラ１３及
び排気再循環回路１５の接続位置より上流位置で給排気
バイパス回路２０に流れ、給排気バイパス弁２０ａを経
て第１熱交換器１５ａで加熱された後、排気回路１６内
で排気と混じりタービン１１ｂに導入される。吸気マニ
ホルド１２ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力より
も高くなるのは、例えば高負荷運転時といった運転条件
下であって、排気の温度が高いことが多い。したがっ
て、還流する排気を、第１熱交換器１５ａと第２熱交換
器１５ｂとの両方で冷却することにより、効果的に温度
を下げることができる。
ルド１６ａの圧力よりも高くなる条件下で排気を還流す
る場合は、前述の通り制御部３３がＥＧＲ弁１５ｃと給
排気バイパス弁２０ａとを開く。すると排気の一部が排
気回路１６内で分岐して排気再循環回路１５に流れ、Ｅ
ＧＲ弁１５ｃを経て第１熱交換器１５ａと第２熱交換器
１５ｂとで冷却された後、吸気回路１２内で吸気と混じ
りエンジン本体１４ａに導入される。同時にコンプレッ
サ１１ａで加圧した吸気の一部が、アフタクーラ１３及
び排気再循環回路１５の接続位置より上流位置で給排気
バイパス回路２０に流れ、給排気バイパス弁２０ａを経
て第１熱交換器１５ａで加熱された後、排気回路１６内
で排気と混じりタービン１１ｂに導入される。吸気マニ
ホルド１２ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力より
も高くなるのは、例えば高負荷運転時といった運転条件
下であって、排気の温度が高いことが多い。したがっ
て、還流する排気を、第１熱交換器１５ａと第２熱交換
器１５ｂとの両方で冷却することにより、効果的に温度
を下げることができる。
【００１７】吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホ
ルド１６ａの圧力以下となる条件下で排気を還流する場
合は、まず制御部３３がＥＧＲ弁１５ｃを開くとともに
給排気バイパス弁２０ａを閉じる。すると排気の一部が
排気回路１６内で分岐して排気再循環回路１５に流れ、
ＥＧＲ弁１５ｃを経て第１熱交換器１５ａと第２熱交換
器１５ｂとを通過し、吸気回路１２内のアフタクーラ１
３より下流位置で吸気と混じりエンジン本体１４ａに導
入される。このとき給排気バイパス回路２０には流れが
生じないので、還流する排気を第１熱交換器１５ａで冷
却することはできない。還流する排気は第２熱交換器１
５ｂによってのみ冷却されるので、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる
条件下で排気を還流する場合に比べて、冷却能力は低下
する。しかし、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニ
ホルド１６ａの圧力以下となるのは、例えば低速で低負
荷運転時といった運転条件下であって、排気の温度が低
いことが多く、冷却能力の低下はさほど問題にならな
い。
ルド１６ａの圧力以下となる条件下で排気を還流する場
合は、まず制御部３３がＥＧＲ弁１５ｃを開くとともに
給排気バイパス弁２０ａを閉じる。すると排気の一部が
排気回路１６内で分岐して排気再循環回路１５に流れ、
ＥＧＲ弁１５ｃを経て第１熱交換器１５ａと第２熱交換
器１５ｂとを通過し、吸気回路１２内のアフタクーラ１
３より下流位置で吸気と混じりエンジン本体１４ａに導
入される。このとき給排気バイパス回路２０には流れが
生じないので、還流する排気を第１熱交換器１５ａで冷
却することはできない。還流する排気は第２熱交換器１
５ｂによってのみ冷却されるので、吸気マニホルド１２
ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力よりも高くなる
条件下で排気を還流する場合に比べて、冷却能力は低下
する。しかし、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニ
ホルド１６ａの圧力以下となるのは、例えば低速で低負
荷運転時といった運転条件下であって、排気の温度が低
いことが多く、冷却能力の低下はさほど問題にならな
い。
【００１８】第１実施形態によれば、還流する排気を、
直列に配した第１熱交換器１５ａと第２熱交換器１５ｂ
との両方に通すことになる。したがって、 吸気マニホ
ルド１２ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力以下で
あるために給排気バイパス回路２０に流れが生じず第１
熱交換器１５ａの冷却効果が得られないような運転状態
でも、水冷式の第２熱交換器１５ｂで還流する排気を冷
却できる。また、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マ
ニホルド１６ａの圧力よりも高いために給排気バイパス
回路２０に流れが生じて第１熱交換器１５ａの冷却効果
が得られるような運転状態では、第１熱交換器１５ａと
第２熱交換器１５ｂとの両方で還流する排気の温度を効
果的に下げることができるので、第２熱交換器１５ｂを
設けない場合と比較して負担が軽減され、第１熱交換器
１５ａの冷却能力を小さくすなわち外寸を小さく設定で
きる。通常、空冷式である第１熱交換器１５ａは水冷式
の第２熱交換器１５ｂに比して冷却効率が劣り、必然的
に大型化しがちであるが、冷却能力の負担軽減により小
型化することで装置全体の小型化に対する寄与度も大と
なる。加えて、先に空冷式の第１熱交換器１５ａである
程度冷却した排気を水冷式の第２熱交換器１５ｂに導入
するので、第２熱交換器１５ｂ内でのエンジン冷却水の
温度上昇を最小限度に抑え、ラジエータの負担増を最小
限度に抑えられる。それとともに、第１熱交換器１５ａ
が先に温度の高い排気を導入することにより、還流する
排気とバイパスする吸気との温度差が広がり、第１熱交
換器１５ａの冷却効率を高められる。これにより、バイ
パスして排気回路１６に流れる吸気の温度をより上げて
体積をより膨張させ、ターボチャージャ１１の回転速度
をより高めることで、還流する排気の熱エネルギをより
有効に利用できる。
直列に配した第１熱交換器１５ａと第２熱交換器１５ｂ
との両方に通すことになる。したがって、 吸気マニホ
ルド１２ａの圧力が排気マニホルド１６ａの圧力以下で
あるために給排気バイパス回路２０に流れが生じず第１
熱交換器１５ａの冷却効果が得られないような運転状態
でも、水冷式の第２熱交換器１５ｂで還流する排気を冷
却できる。また、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マ
ニホルド１６ａの圧力よりも高いために給排気バイパス
回路２０に流れが生じて第１熱交換器１５ａの冷却効果
が得られるような運転状態では、第１熱交換器１５ａと
第２熱交換器１５ｂとの両方で還流する排気の温度を効
果的に下げることができるので、第２熱交換器１５ｂを
設けない場合と比較して負担が軽減され、第１熱交換器
１５ａの冷却能力を小さくすなわち外寸を小さく設定で
きる。通常、空冷式である第１熱交換器１５ａは水冷式
の第２熱交換器１５ｂに比して冷却効率が劣り、必然的
に大型化しがちであるが、冷却能力の負担軽減により小
型化することで装置全体の小型化に対する寄与度も大と
なる。加えて、先に空冷式の第１熱交換器１５ａである
程度冷却した排気を水冷式の第２熱交換器１５ｂに導入
するので、第２熱交換器１５ｂ内でのエンジン冷却水の
温度上昇を最小限度に抑え、ラジエータの負担増を最小
限度に抑えられる。それとともに、第１熱交換器１５ａ
が先に温度の高い排気を導入することにより、還流する
排気とバイパスする吸気との温度差が広がり、第１熱交
換器１５ａの冷却効率を高められる。これにより、バイ
パスして排気回路１６に流れる吸気の温度をより上げて
体積をより膨張させ、ターボチャージャ１１の回転速度
をより高めることで、還流する排気の熱エネルギをより
有効に利用できる。
【００１９】さらに、給排気バイパス回路２０をアフタ
クーラ１３よりも上流側となる吸気回路１２の位置に接
続することで、アフタクーラ１３で冷却した吸気の一部
を給排気バイパス回路２０に流して再び第１熱交換器１
５ａで加熱する、といった無駄がなくなり、アフタクー
ラ１３の熱収支を改善できる。すなわち、排気回路１５
にバイパスする分、アフタクーラ１３を通過する吸気の
流量を減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。こ
れによって燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をよ
り顕著に抑えることができる。その上、絞り弁の開度を
調整することで排気再循環回路の接続位置の吸気圧力が
調整可能となるので、排気の還流が可能な運転状態の範
囲が広がる。したがって、低速・低負荷領域から高速・
高負荷領域まで広範囲の運転状態下で排気再循環装置を
作動させて排気中の有害成分を低減できる。
クーラ１３よりも上流側となる吸気回路１２の位置に接
続することで、アフタクーラ１３で冷却した吸気の一部
を給排気バイパス回路２０に流して再び第１熱交換器１
５ａで加熱する、といった無駄がなくなり、アフタクー
ラ１３の熱収支を改善できる。すなわち、排気回路１５
にバイパスする分、アフタクーラ１３を通過する吸気の
流量を減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。こ
れによって燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をよ
り顕著に抑えることができる。その上、絞り弁の開度を
調整することで排気再循環回路の接続位置の吸気圧力が
調整可能となるので、排気の還流が可能な運転状態の範
囲が広がる。したがって、低速・低負荷領域から高速・
高負荷領域まで広範囲の運転状態下で排気再循環装置を
作動させて排気中の有害成分を低減できる。
【００２０】本発明の第２実施形態について、図２を参
照して説明する。なお、第１実施形態で説明した構成要
素と同一の構成には、同一の符号をつけ、説明は省略す
る。吸気回路１２の吸気マニホルド１２ａ上流側手前
に、狭隘部を形成したベンチュリ１２ｂを設ける。狭隘
部を挟むベンチュリ１２ｂの直上流側と直下流側との間
には、これらを連通する吸気バイパス回路１２ｃが設け
られ、吸気バイパス回路１２ｃには、これを開閉自在と
するとともに制御部３３によって制御される吸気バイパ
ス弁１２ｄが設けられている。また、給排気バイパス回
路２０中には給排気バイパス弁２０ａに替えて逆止弁２
０ｂが設けられている。逆止弁２０ｂは吸気回路１２か
ら排気回路１６への１方向の流れのみを許容する。な
お、排気再循環回路１５は、ベンチュリ１２ｂの狭隘部
略中央にて吸気回路１２に合流接続される。
照して説明する。なお、第１実施形態で説明した構成要
素と同一の構成には、同一の符号をつけ、説明は省略す
る。吸気回路１２の吸気マニホルド１２ａ上流側手前
に、狭隘部を形成したベンチュリ１２ｂを設ける。狭隘
部を挟むベンチュリ１２ｂの直上流側と直下流側との間
には、これらを連通する吸気バイパス回路１２ｃが設け
られ、吸気バイパス回路１２ｃには、これを開閉自在と
するとともに制御部３３によって制御される吸気バイパ
ス弁１２ｄが設けられている。また、給排気バイパス回
路２０中には給排気バイパス弁２０ａに替えて逆止弁２
０ｂが設けられている。逆止弁２０ｂは吸気回路１２か
ら排気回路１６への１方向の流れのみを許容する。な
お、排気再循環回路１５は、ベンチュリ１２ｂの狭隘部
略中央にて吸気回路１２に合流接続される。
【００２１】吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホ
ルド１６ａの圧力よりも高いことを検出手段３１によっ
て検出し、かつ排気を還流する必要がある場合に限り、
制御部３３は吸気バイパス弁１２ｄを絞る。吸気バイパ
ス弁１２ｄを絞ると吸気バイパス回路１２ｃの通過流量
が減少し、その分ベンチュリ１２ｂの通過流量が増大す
るので、狭隘部の流速が増大して狭隘部すなわち排気再
循環回路１５の接続位置の圧力が低下する。これと併せ
て、吸気マニホルド１２ａと排気マニホルド１６ａとの
圧力差によって逆止弁２０ｂが開き、コンプレッサ１１
ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回路２０を通
って排気回路１６に流れ、吸気マニホルド１２ａの圧力
を下げ、排気マニホルド１６ａの圧力を上げる。上記２
つの作用によって、排気再循環回路１５と吸気回路１２
との接続位置の圧力を、排気再循環回路１５と排気回路
１２との接続位置の圧力以下とできるので、排気の還流
が可能となる。
ルド１６ａの圧力よりも高いことを検出手段３１によっ
て検出し、かつ排気を還流する必要がある場合に限り、
制御部３３は吸気バイパス弁１２ｄを絞る。吸気バイパ
ス弁１２ｄを絞ると吸気バイパス回路１２ｃの通過流量
が減少し、その分ベンチュリ１２ｂの通過流量が増大す
るので、狭隘部の流速が増大して狭隘部すなわち排気再
循環回路１５の接続位置の圧力が低下する。これと併せ
て、吸気マニホルド１２ａと排気マニホルド１６ａとの
圧力差によって逆止弁２０ｂが開き、コンプレッサ１１
ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回路２０を通
って排気回路１６に流れ、吸気マニホルド１２ａの圧力
を下げ、排気マニホルド１６ａの圧力を上げる。上記２
つの作用によって、排気再循環回路１５と吸気回路１２
との接続位置の圧力を、排気再循環回路１５と排気回路
１２との接続位置の圧力以下とできるので、排気の還流
が可能となる。
【００２２】また、逆止弁２０ｂが開き、コンプレッサ
１１ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回路２０
を通って排気回路１６に流れると、還流する排気を第１
熱交換器１５ａで冷却できるのは第１実施形態と同様で
ある。なお、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホ
ルド１６ａの圧力以下となる場合、逆止弁２０ｂは開か
ず、よって給排気バイパス回路２０に流れは生じない。
１１ａで加圧した吸気の一部が給排気バイパス回路２０
を通って排気回路１６に流れると、還流する排気を第１
熱交換器１５ａで冷却できるのは第１実施形態と同様で
ある。なお、吸気マニホルド１２ａの圧力が排気マニホ
ルド１６ａの圧力以下となる場合、逆止弁２０ｂは開か
ず、よって給排気バイパス回路２０に流れは生じない。
【００２３】第２実施形態によれば、第１実施形態の効
果に加えて、給排気バイパス回路２０を逆止弁２０ｂと
いう単純な要素で開閉させるので、構造の簡素化が図れ
る。また、吸気回路１２に設けたベンチュリ１２ｂの狭
隘部で吸気の流速を高めその圧力を部分的に低減できる
ようになるとともにこの狭隘部略中央に排気再循環回路
を接続した。このため、吸気バイパス弁１２ｄの開度を
調整することで狭隘部を通過する吸気の流量を調整でき
て自在に狭隘部すなわち排気再循環回路の接続位置の吸
気圧力が調整可能となるので、排気の還流が可能な運転
状態の範囲が広がる。したがって、低速・低負荷領域か
ら高速・高負荷領域まで広範囲の運転状態下で排気再循
環装置を作動させて排気中の有害成分を低減できる。
果に加えて、給排気バイパス回路２０を逆止弁２０ｂと
いう単純な要素で開閉させるので、構造の簡素化が図れ
る。また、吸気回路１２に設けたベンチュリ１２ｂの狭
隘部で吸気の流速を高めその圧力を部分的に低減できる
ようになるとともにこの狭隘部略中央に排気再循環回路
を接続した。このため、吸気バイパス弁１２ｄの開度を
調整することで狭隘部を通過する吸気の流量を調整でき
て自在に狭隘部すなわち排気再循環回路の接続位置の吸
気圧力が調整可能となるので、排気の還流が可能な運転
状態の範囲が広がる。したがって、低速・低負荷領域か
ら高速・高負荷領域まで広範囲の運転状態下で排気再循
環装置を作動させて排気中の有害成分を低減できる。
【００２４】以上実施形態を例示して説明した通り、本
発明によれば、以下の効果が得られる。 （１）還流する排気を、直列に配した第１熱交換器と第
２熱交換器との両方に通すことになる。したがって、
吸気側の圧力が排気側の圧力以下であるために給排気バ
イパス回路に流れが生じず第１熱交換器の冷却効果が得
られないような運転状態でも、水冷式の第２熱交換器で
還流する排気を冷却できる。また、吸気側の圧力が排気
側よりも高いために給排気バイパス回路に流れが生じて
第１熱交換器の冷却効果が得られるような運転状態で
は、第１熱交換器と第２熱交換器との両方で還流する排
気を冷却できるので、第２熱交換器を設けない場合と比
較して、第１熱交換器の冷却能力を小さくすなわち外寸
を小さくできる。通常、空冷式である第１熱交換器は水
冷式の第２熱交換器に比して冷却効率が劣り、必然的に
大型化しがちであるが、本発明によれば冷却能力の負担
軽減により小型化することで装置全体の小型化に対する
寄与度も大となる。さらに第１熱交換器が第２熱交換器
の上流側に位置して温度の高い排気を導入することによ
り、還流する排気とバイパスする吸気との温度差が広が
り、第２熱交換器に比して劣る第１熱交換器の冷却効率
を高められる。これにより、バイパスして排気回路に流
れる吸気の温度をより上げて体積をより膨張させ、ター
ボチャージャの回転速度をより高めることで、還流する
排気の熱エネルギをより有効に利用できる。これととも
に、第２熱交換器に導入する排気の温度が下がるので、
第２熱交換器内での冷却水の温度上昇を抑えられ、冷却
水の供給流量を、またラジエータがあればラジエータの
負担を、最小限度に抑えることができる。
発明によれば、以下の効果が得られる。 （１）還流する排気を、直列に配した第１熱交換器と第
２熱交換器との両方に通すことになる。したがって、
吸気側の圧力が排気側の圧力以下であるために給排気バ
イパス回路に流れが生じず第１熱交換器の冷却効果が得
られないような運転状態でも、水冷式の第２熱交換器で
還流する排気を冷却できる。また、吸気側の圧力が排気
側よりも高いために給排気バイパス回路に流れが生じて
第１熱交換器の冷却効果が得られるような運転状態で
は、第１熱交換器と第２熱交換器との両方で還流する排
気を冷却できるので、第２熱交換器を設けない場合と比
較して、第１熱交換器の冷却能力を小さくすなわち外寸
を小さくできる。通常、空冷式である第１熱交換器は水
冷式の第２熱交換器に比して冷却効率が劣り、必然的に
大型化しがちであるが、本発明によれば冷却能力の負担
軽減により小型化することで装置全体の小型化に対する
寄与度も大となる。さらに第１熱交換器が第２熱交換器
の上流側に位置して温度の高い排気を導入することによ
り、還流する排気とバイパスする吸気との温度差が広が
り、第２熱交換器に比して劣る第１熱交換器の冷却効率
を高められる。これにより、バイパスして排気回路に流
れる吸気の温度をより上げて体積をより膨張させ、ター
ボチャージャの回転速度をより高めることで、還流する
排気の熱エネルギをより有効に利用できる。これととも
に、第２熱交換器に導入する排気の温度が下がるので、
第２熱交換器内での冷却水の温度上昇を抑えられ、冷却
水の供給流量を、またラジエータがあればラジエータの
負担を、最小限度に抑えることができる。
【００２５】（２）給排気バイパス回路をアフタクーラ
よりも上流側となる吸気回路の位置に接続すれば、アフ
タクーラの熱収支を改善できる。すなわち、排気回路に
バイパスする分、アフタクーラを通過する吸気の流量を
減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。これによ
って燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をより顕著
に抑えることができる。
よりも上流側となる吸気回路の位置に接続すれば、アフ
タクーラの熱収支を改善できる。すなわち、排気回路に
バイパスする分、アフタクーラを通過する吸気の流量を
減らせるために通過後の吸気温度が低くなる。これによ
って燃焼温度がさらに下がり、ＮＯＸの発生をより顕著
に抑えることができる。
【００２６】（３）給排気バイパス弁を逆止弁に置きか
えれば、給排気バイパス回路を、逆止弁という単純な要
素で開閉させるので、構造の簡素化が図れる。また、吸
気回路に狭隘部を有するベンチュリと、このベンチュリ
をバイパスする吸気バイパス回路と、この吸気バイパス
回路を開閉自在とするように開口面積を可変とされた吸
気バイパス弁とを設けるとともに、この狭隘部の略中央
で排気再循環回路が接続するようにする。そうすれば、
ベンチュリの狭隘部で吸気の流速を高めその圧力を部分
的に低減できるようになるとともに、吸気バイパス弁の
開度を調整することで狭隘部を通過する吸気の流量を調
整できて自在に狭隘部すなわち排気再循環回路が接続す
る位置の吸気圧力が調整可能となる。したがって、低速
・低負荷領域から高速・高負荷領域まで広範囲の運転状
態下で排気再循環装置を作動させて排気中の有害成分を
低減できる。ベンチュリ及び吸気バイパス回路の組み合
わせの替わりに、吸気回路に絞り弁を設けてこの絞り弁
とエンジン本体との間に排気再循環回路を接続しても、
絞り弁の抵抗で排気再循環回路が接続する位置の吸気圧
力を下げられるので同様の効果が得られる。
えれば、給排気バイパス回路を、逆止弁という単純な要
素で開閉させるので、構造の簡素化が図れる。また、吸
気回路に狭隘部を有するベンチュリと、このベンチュリ
をバイパスする吸気バイパス回路と、この吸気バイパス
回路を開閉自在とするように開口面積を可変とされた吸
気バイパス弁とを設けるとともに、この狭隘部の略中央
で排気再循環回路が接続するようにする。そうすれば、
ベンチュリの狭隘部で吸気の流速を高めその圧力を部分
的に低減できるようになるとともに、吸気バイパス弁の
開度を調整することで狭隘部を通過する吸気の流量を調
整できて自在に狭隘部すなわち排気再循環回路が接続す
る位置の吸気圧力が調整可能となる。したがって、低速
・低負荷領域から高速・高負荷領域まで広範囲の運転状
態下で排気再循環装置を作動させて排気中の有害成分を
低減できる。ベンチュリ及び吸気バイパス回路の組み合
わせの替わりに、吸気回路に絞り弁を設けてこの絞り弁
とエンジン本体との間に排気再循環回路を接続しても、
絞り弁の抵抗で排気再循環回路が接続する位置の吸気圧
力を下げられるので同様の効果が得られる。
【００２７】なお、本発明の実施形態は、上記二つの実
施形態に限定されるものではない。例えば、アフタクー
ラは必ずしも設けなくともよいし、第１実施形態におけ
る絞り弁は開度一定の固定絞りに置き換えてもよい。ま
た、上記二つの実施形態では第２熱交換器の冷媒をエン
ジン冷却水としたが、運転に支障なく連続供給可能でさ
えあれば、例えば水道、クーリングタワー、給水車、
海、河川または湖沼といった水源から、冷媒となる冷却
水を導入してもよい。
施形態に限定されるものではない。例えば、アフタクー
ラは必ずしも設けなくともよいし、第１実施形態におけ
る絞り弁は開度一定の固定絞りに置き換えてもよい。ま
た、上記二つの実施形態では第２熱交換器の冷媒をエン
ジン冷却水としたが、運転に支障なく連続供給可能でさ
えあれば、例えば水道、クーリングタワー、給水車、
海、河川または湖沼といった水源から、冷媒となる冷却
水を導入してもよい。
【図１】本発明の第１実施形態の給排気回路図である。
【図２】本発明の第２実施形態の給排気回路図である。
【図３】従来技術の給排気回路図である。
１１…ターボチャージャ、１１ａ…コンプレッサ、１１
ｂ…タービン、１２…吸気回路、１２ｂ…ベンチュリ、
１２ｃ…吸気バイパス回路、１２ｄ…吸気バイパス弁、
１５…排気再循環回路、１５ａ…第１熱交換器、１５ｂ
…第２熱交換器、１７…絞り弁、２０…給排気バイパス
回路、２０ａ…給排気バイパス弁、２０ｂ…逆止弁。
ｂ…タービン、１２…吸気回路、１２ｂ…ベンチュリ、
１２ｃ…吸気バイパス回路、１２ｄ…吸気バイパス弁、
１５…排気再循環回路、１５ａ…第１熱交換器、１５ｂ
…第２熱交換器、１７…絞り弁、２０…給排気バイパス
回路、２０ａ…給排気バイパス弁、２０ｂ…逆止弁。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Ｆターム(参考） 3G005 EA04 EA16 GB03 GB18 GD13 GD14 HA12 JA24 JA25 JA28 3G062 AA05 BA00 BA06 CA07 CA08 DA01 ED04 ED08 ED10
Claims (5)
- 【請求項１】 吸気回路(12)上に配したコンプレッサ(1
1a)と排気回路(16)上に配したタービン(11b)とを有する
ターボチャージャ(11)と、排気回路(16)のタービン(11
b)−内燃機関本体(14a)間と吸気回路(12)のコンプレッ
サ(11a)−内燃機関本体(14a)間とを接続して第１開閉弁
(15c)によって開閉自在とした排気再循環回路(15)と、
排気回路(16)のタービン(11b)−内燃機関本体(14a)間と
吸気回路(12)のコンプレッサ(11a)−内燃機関本体(14a)
間とを接続して第２開閉弁(20a)によって開閉自在とし
た給排気バイパス回路(20)とを設けるとともに、 排気再循環回路(15)と給排気バイパス回路(20)との間で
熱交換を行う第１熱交換器(15a)とを有する内燃機関の
排気再循環制御装置において、 水を冷媒として排気再循環回路(15)内の還流排気を冷却
する第２熱交換器(15b)を、第１熱交換器(15a)よりも下
流側となる排気再循環回路(15)の位置に設けたことを特
徴とする内燃機関の排気再循環制御装置。 - 【請求項２】 コンプレッサ(11a)−内燃機関本体(14a)
間に、吸気を冷却するアフタクーラ(13)を設けるととも
に、 吸気回路(12)に対する給排気バイパス回路(20)の接続位
置をコンプレッサ(11a)−アフタクーラ(13)間としたこ
とを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の排気再循環
制御装置。 - 【請求項３】 コンプレッサ(11a)−内燃機関本体(14a)
間の吸気の流れを絞る狭隘部を有する絞り(12b)を吸気
回路(12)に設けて排気再循環回路(15)の接続位置をこの
狭隘部略中央とし、 この絞り(12b)の直上流と直下流とをバイパス接続する
とともに第３開閉弁(12d)によって開閉自在とされる吸
気バイパス回路(12c)を設け、 吸気回路(12)に対する給排気バイパス回路(20)の接続位
置をコンプレッサ(11a)−絞り(12b)間としたことを特徴
とする請求項１または請求項２に記載の内燃機関の排気
再循環制御装置。 - 【請求項４】 コンプレッサ(11a)−内燃機関本体(14a)
間の吸気の流れを絞る絞り弁(17)を吸気回路(12)に設け
て排気再循環回路(15)の接続位置をこの絞り弁(17)−内
燃機関本体(14a)間とし、 吸気回路(12)に対する給排気バイパス回路(20)の接続位
置をコンプレッサ(11a)−絞り弁(17)間としたことを特
徴とする請求項１または請求項２に記載の内燃機関の排
気再循環制御装置。 - 【請求項５】 第２開閉弁(20a)は、ターボチャージャ
(11)のコンプレッサ(11a)下流側からタービン(11b)上流
側への一方向のみの流れを可能とする逆止弁(20b)であ
ることを特徴とする、請求項１、請求項２、請求項３ま
たは請求項４に記載の内燃機関の排気再循環制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000162582A JP2001342911A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | 内燃機関の排気再循環制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000162582A JP2001342911A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | 内燃機関の排気再循環制御装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001342911A true JP2001342911A (ja) | 2001-12-14 |
Family
ID=18666463
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000162582A Pending JP2001342911A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | 内燃機関の排気再循環制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001342911A (ja) |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005090290A (ja) * | 2003-09-16 | 2005-04-07 | Hino Motors Ltd | ディーゼルエンジンの排ガス再循環装置 |
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| JP2010531412A (ja) * | 2007-06-26 | 2010-09-24 | ボルボ ラストバグナー アーベー | チャージエアシステム及びチャージエアシステム動作方法 |
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| EP3406871A1 (en) * | 2017-05-26 | 2018-11-28 | Honeywell International Inc. | Method and system for aftertreatment preheating |
| US11885250B1 (en) | 2023-05-10 | 2024-01-30 | GM Global Technology Operations LLC | Vehicle systems and methods for aftertreatment preheating |
-
2000
- 2000-05-31 JP JP2000162582A patent/JP2001342911A/ja active Pending
Cited By (12)
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| US10598109B2 (en) | 2017-05-26 | 2020-03-24 | Garrett Transportation I Inc. | Methods and systems for aftertreatment preheating |
| US11885250B1 (en) | 2023-05-10 | 2024-01-30 | GM Global Technology Operations LLC | Vehicle systems and methods for aftertreatment preheating |
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