JPH10238354A - ハイブリッド過給エンジン - Google Patents
ハイブリッド過給エンジンInfo
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- JPH10238354A JPH10238354A JP9345816A JP34581697A JPH10238354A JP H10238354 A JPH10238354 A JP H10238354A JP 9345816 A JP9345816 A JP 9345816A JP 34581697 A JP34581697 A JP 34581697A JP H10238354 A JPH10238354 A JP H10238354A
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- supercharger
- positive displacement
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
- F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
- F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
- F02B37/04—Engines with exhaust drive and other drive of pumps, e.g. with exhaust-driven pump and mechanically-driven second pump
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
- F02B39/02—Drives of pumps; Varying pump drive gear ratio
- F02B39/04—Mechanical drives; Variable-gear-ratio drives
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
- F02B39/02—Drives of pumps; Varying pump drive gear ratio
- F02B39/12—Drives characterised by use of couplings or clutches therein
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
- F02B2275/32—Miller cycle
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Abstract
(57)【要約】 （修正有）
【課題】低速トルクが充分で車両に搭載したときのゼロ
発進能力が高く、中速トルクが最大出力を犠牲にせずに
得られ、ターボラグが小さく、低燃費で始動性に優れた
過給エンジンを提供すること。 【解決手段】エンジンの最高トルク回転速度より高い速
度において最大能力となるターボチャージャＴＣと、該
ＴＣと直列に設置された容積型過給機ＳＣとを備え、該
ＳＣをエンジン速度にかかわらず給気量一定に保つよう
制御しつつ２段過給を行うハイブリッド過給エンジン
で、また、低速時には主としてＳＣによって過給してエ
ンジンへの給気量を増大し、ＴＣを加速するので、ター
ボラグの発生を抑え、低速時からの急加速時にも定常運
転時の性能を発揮できる。また、始動時にもＳＣは有効
に機能してエンジンの圧縮圧力と温度を高め、低圧縮比
とせざるを得ない高比出力エンジンの始動も容易とな
る。
発進能力が高く、中速トルクが最大出力を犠牲にせずに
得られ、ターボラグが小さく、低燃費で始動性に優れた
過給エンジンを提供すること。 【解決手段】エンジンの最高トルク回転速度より高い速
度において最大能力となるターボチャージャＴＣと、該
ＴＣと直列に設置された容積型過給機ＳＣとを備え、該
ＳＣをエンジン速度にかかわらず給気量一定に保つよう
制御しつつ２段過給を行うハイブリッド過給エンジン
で、また、低速時には主としてＳＣによって過給してエ
ンジンへの給気量を増大し、ＴＣを加速するので、ター
ボラグの発生を抑え、低速時からの急加速時にも定常運
転時の性能を発揮できる。また、始動時にもＳＣは有効
に機能してエンジンの圧縮圧力と温度を高め、低圧縮比
とせざるを得ない高比出力エンジンの始動も容易とな
る。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、エンジンの過給シ
ステム、殊に過給機としてターボチャージャ（以下ＴＣ
と称す）を備えたディーゼルエンジン（以下エンジンと
称す）に排気ガス以外を動力源とする過給機をＴＣと直
列配置として、エンジンを２段過給するハイブリッド過
給エンジンに関するものであり、また平成８年特許願第
３５８８４７号の改良に関するものである。
ステム、殊に過給機としてターボチャージャ（以下ＴＣ
と称す）を備えたディーゼルエンジン（以下エンジンと
称す）に排気ガス以外を動力源とする過給機をＴＣと直
列配置として、エンジンを２段過給するハイブリッド過
給エンジンに関するものであり、また平成８年特許願第
３５８８４７号の改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】ディーゼルエンジンの出力増大の目的
で、ＴＣによって過給することは平地の多い欧米ではよ
く普及しているが、次の理由から山坂の多い我が国では
普及していないのが現状である。即ち、前記ＴＣは速度
型で図２に示す特性をもつが、（ａ）ＴＣにおける回転
速度及び流量に比例して圧力比（以下圧力と称す）を高
める特性によって、低速トルクが必要である車輌用エン
ジンとして搭載したときは、作動線を図２の線ａ−ｂと
することにより、無過給時に図３の線ｃ−ｄであったト
ルクを、中速以上において線ａ−ｂとトルクを増大する
ことは可能であるが、無過給エンジンと比較して低速ト
ルクは不足し、車輌用エンジンとしては、殊に停止から
の発進加速（以下ゼロ発進と称す）能力が不充分であ
る。
で、ＴＣによって過給することは平地の多い欧米ではよ
く普及しているが、次の理由から山坂の多い我が国では
普及していないのが現状である。即ち、前記ＴＣは速度
型で図２に示す特性をもつが、（ａ）ＴＣにおける回転
速度及び流量に比例して圧力比（以下圧力と称す）を高
める特性によって、低速トルクが必要である車輌用エン
ジンとして搭載したときは、作動線を図２の線ａ−ｂと
することにより、無過給時に図３の線ｃ−ｄであったト
ルクを、中速以上において線ａ−ｂとトルクを増大する
ことは可能であるが、無過給エンジンと比較して低速ト
ルクは不足し、車輌用エンジンとしては、殊に停止から
の発進加速（以下ゼロ発進と称す）能力が不充分であ
る。
【０００３】（ｂ）上記のＴＣの特性により、ＴＣ過給
エンジンでは低速だけでなく中速トルクも、高速トルク
に比して充分に高くすることは、最大出力を制限する以
外には不可能である。 （ｃ）上記の（ａ）において、図２に示すＴＣの作動線
ａ−ｂは、最高効率曲線ｃ−ｄとは、点ｒにおいて交わ
るだけで、図２の点ｒに相当する図３の点ｒの近辺では
燃料消費率（以下ＢＳＦＣと称す）は低いものの、それ
以外のエンジン作動状態においては、ＴＣの効率は低
く、低いＢＳＦＣとすることはできない。
エンジンでは低速だけでなく中速トルクも、高速トルク
に比して充分に高くすることは、最大出力を制限する以
外には不可能である。 （ｃ）上記の（ａ）において、図２に示すＴＣの作動線
ａ−ｂは、最高効率曲線ｃ−ｄとは、点ｒにおいて交わ
るだけで、図２の点ｒに相当する図３の点ｒの近辺では
燃料消費率（以下ＢＳＦＣと称す）は低いものの、それ
以外のエンジン作動状態においては、ＴＣの効率は低
く、低いＢＳＦＣとすることはできない。
【０００４】（ｄ）車輌用エンジンとして、エンジン
は、図３の走行抵抗曲線ｆ−ｂに沿って作動し、最も作
動頻度の高い、図３のｇゾーンのＢＳＦＣによってｋｍ
／ｌで現わせる車輌の走行燃費率は大きく影響される。
エンジンのＢＳＦＣは、図５に示すように、ＢＭＥＰの
増大とともに鎖線ｅ−ｆに示した図示燃料消費率（以下
ＩＳＦＣと称す）に近づき、低下することは知られてい
る。
は、図３の走行抵抗曲線ｆ−ｂに沿って作動し、最も作
動頻度の高い、図３のｇゾーンのＢＳＦＣによってｋｍ
／ｌで現わせる車輌の走行燃費率は大きく影響される。
エンジンのＢＳＦＣは、図５に示すように、ＢＭＥＰの
増大とともに鎖線ｅ−ｆに示した図示燃料消費率（以下
ＩＳＦＣと称す）に近づき、低下することは知られてい
る。
【０００５】これを図３によって説明すると、ＴＣ過給
された図３の線ａ−ｂを辿る車両用過給エンジンは、例
えば１６ｋｇ／ｃｍ2 のＢＭＥＰにまで性能を高め、そ
のときのＢＳＦＣは図５の点ａに示すように、１４０ｇ
／ｐｓ−ｈｒとすることができるが、図３のｇゾーンで
は、エンジンの負荷は約１／４となり、このときのＢＳ
ＦＣは図５から、点ｔと２００ｇ／ｐｓ−ｈｒに増大す
るのである。
された図３の線ａ−ｂを辿る車両用過給エンジンは、例
えば１６ｋｇ／ｃｍ2 のＢＭＥＰにまで性能を高め、そ
のときのＢＳＦＣは図５の点ａに示すように、１４０ｇ
／ｐｓ−ｈｒとすることができるが、図３のｇゾーンで
は、エンジンの負荷は約１／４となり、このときのＢＳ
ＦＣは図５から、点ｔと２００ｇ／ｐｓ−ｈｒに増大す
るのである。
【０００６】従って、更にＢＭＥＰを、例えば３２ｋｇ
／ｃｍ2 図５の点ｊとＴＣ過給エンジンの２倍に高める
ことができれば１／４負荷時のＢＳＦＣを、点ｔの２０
０ｇ／ｐｓ−ｈｒから点ｉの１５５ｇ／ｐｓ−ｈｒとす
ることが可能である。現状のＴＣ過給エンジンは更にＢ
ＭＥＰを高めるべきで、これによって、ＢＳＦＣを下げ
るばかりか、同出力であるならば、更に小型、軽量、安
価なエンジンとすることが要望されているが、前述の理
由によって不可能である。
／ｃｍ2 図５の点ｊとＴＣ過給エンジンの２倍に高める
ことができれば１／４負荷時のＢＳＦＣを、点ｔの２０
０ｇ／ｐｓ−ｈｒから点ｉの１５５ｇ／ｐｓ−ｈｒとす
ることが可能である。現状のＴＣ過給エンジンは更にＢ
ＭＥＰを高めるべきで、これによって、ＢＳＦＣを下げ
るばかりか、同出力であるならば、更に小型、軽量、安
価なエンジンとすることが要望されているが、前述の理
由によって不可能である。
【０００７】（ｅ）ＴＣ過給エンジンの普及を阻げてい
る更なる要因はターボラグである。車輌の停止時にアイ
ドル状態にあるエンジンのＴＣの速度は約５０００ｒｐ
ｍで、車輌の加速とともに約５万ｒｐｍにまでＴＣが加
速されることが要求されるが、ターボラグのため、ゼロ
発進加速時にＴＣは全く過給の機能を有せず、図３の線
ｃ−ｄにて表わされる無過給時の性能のままで車輌はゼ
ロ発進加速を強いられることになるのである。
る更なる要因はターボラグである。車輌の停止時にアイ
ドル状態にあるエンジンのＴＣの速度は約５０００ｒｐ
ｍで、車輌の加速とともに約５万ｒｐｍにまでＴＣが加
速されることが要求されるが、ターボラグのため、ゼロ
発進加速時にＴＣは全く過給の機能を有せず、図３の線
ｃ−ｄにて表わされる無過給時の性能のままで車輌はゼ
ロ発進加速を強いられることになるのである。
【０００８】（ｆ）過給することによってエンジンの圧
縮圧力は高まり、従って、理論上燃焼時の最高圧力はエ
ンジンの許容最高圧力を超えることになるが、ＴＣ過給
エンジンにおいても圧縮比を低下させることによって、
このようにならぬよう対処している。しかしながら、デ
ィーゼルエンジンの圧縮比は、一般に始動性能を考慮し
て決定されるものであって、圧縮比の低下はエンジンの
始動を困難にする。グロープラグ等の始動補助装置はエ
ンジンの始動には役立つが、始動直後のホルムアルデヒ
ドなどの毒性物質を含む白煙の排出の防止には役に立た
ない。そしてＴＣにおける始動時の１００ｒｐｍ、始動
直後のアイドル回転時の６００ｒｐｍでは、過給機とし
ての機能を有せず、始動時に圧縮圧力及び圧縮温度を高
めることはなく、ＴＣ過給エンジンは始動対策に苦慮し
ているのが現状である。
縮圧力は高まり、従って、理論上燃焼時の最高圧力はエ
ンジンの許容最高圧力を超えることになるが、ＴＣ過給
エンジンにおいても圧縮比を低下させることによって、
このようにならぬよう対処している。しかしながら、デ
ィーゼルエンジンの圧縮比は、一般に始動性能を考慮し
て決定されるものであって、圧縮比の低下はエンジンの
始動を困難にする。グロープラグ等の始動補助装置はエ
ンジンの始動には役立つが、始動直後のホルムアルデヒ
ドなどの毒性物質を含む白煙の排出の防止には役に立た
ない。そしてＴＣにおける始動時の１００ｒｐｍ、始動
直後のアイドル回転時の６００ｒｐｍでは、過給機とし
ての機能を有せず、始動時に圧縮圧力及び圧縮温度を高
めることはなく、ＴＣ過給エンジンは始動対策に苦慮し
ているのが現状である。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】依って、本発明が解決
しようとする課題は、低速トルクが充分で車両に搭載し
たときのゼロ発進能力が高く、中速トルクが最大出力を
犠牲にせずに得られ、ターボラグが小さく、低燃費で始
動性に優れた過給エンジンを提供することにある。
しようとする課題は、低速トルクが充分で車両に搭載し
たときのゼロ発進能力が高く、中速トルクが最大出力を
犠牲にせずに得られ、ターボラグが小さく、低燃費で始
動性に優れた過給エンジンを提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】本発明のハイブリッド過
給エンジンは、エンジンの最高トルク回転速度より高い
速度において最大能力となるターボチャージャと、該タ
ーボチャージャと直列に設置された容積型過給機とを備
え、該過給機をエンジン速度にかかわらず給気量一定に
保つよう制御しつつ２段過給を行うことを特徴とする。
給エンジンは、エンジンの最高トルク回転速度より高い
速度において最大能力となるターボチャージャと、該タ
ーボチャージャと直列に設置された容積型過給機とを備
え、該過給機をエンジン速度にかかわらず給気量一定に
保つよう制御しつつ２段過給を行うことを特徴とする。
【００１１】
【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を図１乃至図
１２により詳細に説明する。図１は本発明ハイブリッド
過給エンジンの一例であり、プーリ３はエンジン１のク
ランク軸の先端２に固定され、ベルト４によりＳＣ５の
駆動軸６に固定されたプーリ７と連結されており、エン
ジン１によって駆動されるＳＣ５は大気を吸気管８によ
り吸入し、圧縮して吐出管９、給気冷却器１１を経てＴ
Ｃ１０の圧縮機１０ａに供給し、ＴＣ１０で更に圧縮
し、圧力を高めて給気管１３及び給気冷却器１２を経て
エンジン１に給気される。給気管１３には圧力センサ２
１が付設され、給気圧力を電子制御器１７に伝える。な
お、５ａはＳＣ５の駆動軸６に付設されたＳＣ回転速度
センサで、ＳＣ５の回転速度を電子制御器１７に伝達す
るよう結線されている。
１２により詳細に説明する。図１は本発明ハイブリッド
過給エンジンの一例であり、プーリ３はエンジン１のク
ランク軸の先端２に固定され、ベルト４によりＳＣ５の
駆動軸６に固定されたプーリ７と連結されており、エン
ジン１によって駆動されるＳＣ５は大気を吸気管８によ
り吸入し、圧縮して吐出管９、給気冷却器１１を経てＴ
Ｃ１０の圧縮機１０ａに供給し、ＴＣ１０で更に圧縮
し、圧力を高めて給気管１３及び給気冷却器１２を経て
エンジン１に給気される。給気管１３には圧力センサ２
１が付設され、給気圧力を電子制御器１７に伝える。な
お、５ａはＳＣ５の駆動軸６に付設されたＳＣ回転速度
センサで、ＳＣ５の回転速度を電子制御器１７に伝達す
るよう結線されている。
【００１２】エンジン１の排気は排気マニホールド１４
よりＴＣ１０のタービン１０ｂを駆動し、排気管１５よ
り大気側に排出され、タービン１０ｂの動力は軸１０ｃ
により圧縮機１０ａを駆動する。タービン１０ｂ及び圧
縮機１０ａの回転速度は軸１０ｃに付設されたＴＣ回転
速度センサ１０ｄにより検出され、電子制御器１７に伝
達されるようになっている。吸気管８に流量計１６が、
エンジン１の冷却水中には冷却水温センサ２４が、クラ
ンク軸の先端２にはエンジン速度センサ２５が、またエ
ンジン１の運転状態を制御するアクセルペダル２２に
は、運転者の負荷制御量をポジションセンサ２３がそれ
ぞれ設けられ、それらにより、それぞれの情報を電子制
御器１７に伝え、該制御器１７は制御量を決定し、アク
チュエータ１８に伝え、該アクチュエータ１８により、
バイパス１９に設けられたバイパス弁２０の開度を制御
する。
よりＴＣ１０のタービン１０ｂを駆動し、排気管１５よ
り大気側に排出され、タービン１０ｂの動力は軸１０ｃ
により圧縮機１０ａを駆動する。タービン１０ｂ及び圧
縮機１０ａの回転速度は軸１０ｃに付設されたＴＣ回転
速度センサ１０ｄにより検出され、電子制御器１７に伝
達されるようになっている。吸気管８に流量計１６が、
エンジン１の冷却水中には冷却水温センサ２４が、クラ
ンク軸の先端２にはエンジン速度センサ２５が、またエ
ンジン１の運転状態を制御するアクセルペダル２２に
は、運転者の負荷制御量をポジションセンサ２３がそれ
ぞれ設けられ、それらにより、それぞれの情報を電子制
御器１７に伝え、該制御器１７は制御量を決定し、アク
チュエータ１８に伝え、該アクチュエータ１８により、
バイパス１９に設けられたバイパス弁２０の開度を制御
する。
【００１３】エンジン１の冷却水ジャケット内に取り付
けられた冷却水温センサ２４はエンジン１の冷却水温度
を、また、エンジン速度センサ２５はエンジン１のクラ
ンク軸の先端２の回転速度を測定し、それぞれ電子制御
器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８に命
じてバイパス弁２０の開度を調節し、エンジン１の始動
を容易とするとともに、排出ガスの汚染度を低くしてい
る。
けられた冷却水温センサ２４はエンジン１の冷却水温度
を、また、エンジン速度センサ２５はエンジン１のクラ
ンク軸の先端２の回転速度を測定し、それぞれ電子制御
器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８に命
じてバイパス弁２０の開度を調節し、エンジン１の始動
を容易とするとともに、排出ガスの汚染度を低くしてい
る。
【００１４】上記の如き構成の本発明ハイブリッド過給
エンジンにおいて、エンジン１のＴＣ１０は、図２の性
能曲線の最高効率線ｃ−ｄに沿って流量の増大とともに
圧力比を高めるように、そしてエンジン１の最高速度に
おいては、ＴＣ１０の最大能力である点ｄになるように
チューニングすることによって、エンジン１は、図３の
線ａ−ｈなる圧力比の給気によって過給され、それに相
当するトルク曲線にて示される性能となる。上記の線ａ
−ｈなるトルク曲線は、本発明エンジンにおいてはバイ
パス弁２０が全開状態でＳＣ５が給気量及び圧力比を高
めない運転状態を示している。
エンジンにおいて、エンジン１のＴＣ１０は、図２の性
能曲線の最高効率線ｃ−ｄに沿って流量の増大とともに
圧力比を高めるように、そしてエンジン１の最高速度に
おいては、ＴＣ１０の最大能力である点ｄになるように
チューニングすることによって、エンジン１は、図３の
線ａ−ｈなる圧力比の給気によって過給され、それに相
当するトルク曲線にて示される性能となる。上記の線ａ
−ｈなるトルク曲線は、本発明エンジンにおいてはバイ
パス弁２０が全開状態でＳＣ５が給気量及び圧力比を高
めない運転状態を示している。
【００１５】図３の線ａ−ｈで示されるトルク曲線の性
能を有するエンジンにより車輌を駆動する場合は、車輌
の走行抵抗曲線もまた線ａ−ｈとほぼ同じになり、車輌
の加速能力はなく、低速トルクを高めない限り走行不可
能であるが、本発明においては、上記の如くチューニン
グしたＴＣ過給エンジンに更にＴＣと直列に設置された
ＳＣにより給気圧力比及び給気流量を高めるのである。
即ち、エンジン１の最高速度、例えば２０００ｒｐｍで
は、ＴＣ１０の流量及び圧力比は図２の点ｄとなるが、
ＴＣではその特性により、点ｄの圧力比を保ちながら、
流量を増加させようとすれば、点ｄは図２の速度限界線
である線ｆ−ｇを超えることになり、遠心力によりロー
タ（図示せず）は破損するおそれがある。また、流量を
減少させることは、点ｄはサージング限界線ｈ−ｆの左
側となることを意味し、ＴＣはその機能を失ってしま
う。
能を有するエンジンにより車輌を駆動する場合は、車輌
の走行抵抗曲線もまた線ａ−ｈとほぼ同じになり、車輌
の加速能力はなく、低速トルクを高めない限り走行不可
能であるが、本発明においては、上記の如くチューニン
グしたＴＣ過給エンジンに更にＴＣと直列に設置された
ＳＣにより給気圧力比及び給気流量を高めるのである。
即ち、エンジン１の最高速度、例えば２０００ｒｐｍで
は、ＴＣ１０の流量及び圧力比は図２の点ｄとなるが、
ＴＣではその特性により、点ｄの圧力比を保ちながら、
流量を増加させようとすれば、点ｄは図２の速度限界線
である線ｆ−ｇを超えることになり、遠心力によりロー
タ（図示せず）は破損するおそれがある。また、流量を
減少させることは、点ｄはサージング限界線ｈ−ｆの左
側となることを意味し、ＴＣはその機能を失ってしま
う。
【００１６】依って、本発明エンジンの全負荷時におい
ては、図２の点ｄを維持するようＳＣ５の発生する給気
圧力比及び流量を調節しているのである。例えば、この
ＴＣ過給エンジンの低速時、例えば１０００ｒｐｍにお
いては、ＴＣの流量は１／２となり、ＴＣの発生する給
気圧力比は図２の点ｉとなり、点ｉの給気を吸入したエ
ンジンの発生するトルクは、図３の点ｉに低下するので
ある。
ては、図２の点ｄを維持するようＳＣ５の発生する給気
圧力比及び流量を調節しているのである。例えば、この
ＴＣ過給エンジンの低速時、例えば１０００ｒｐｍにお
いては、ＴＣの流量は１／２となり、ＴＣの発生する給
気圧力比は図２の点ｉとなり、点ｉの給気を吸入したエ
ンジンの発生するトルクは、図３の点ｉに低下するので
ある。
【００１７】もし、このエンジンが１０００ｒｐｍにお
いても、ＴＣ１０に２０００ｒｐｍにおける流量の排気
エネルギを与えるとともに、吸気流量とすることができ
れば、ＴＣ１０は図２の点ｄで作動することになる。従
って、本発明の低速全負荷時においては、１０００ｒｐ
ｍのときでも２０００ｒｐｍ時と同流量となるように、
流量計１６により吸気の流量を測定し、それを電子制御
器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８に命
じてバイパス弁２０を閉じる方向に回動させることによ
って、ＳＣ５の給気量を増大させるのである。
いても、ＴＣ１０に２０００ｒｐｍにおける流量の排気
エネルギを与えるとともに、吸気流量とすることができ
れば、ＴＣ１０は図２の点ｄで作動することになる。従
って、本発明の低速全負荷時においては、１０００ｒｐ
ｍのときでも２０００ｒｐｍ時と同流量となるように、
流量計１６により吸気の流量を測定し、それを電子制御
器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８に命
じてバイパス弁２０を閉じる方向に回動させることによ
って、ＳＣ５の給気量を増大させるのである。
【００１８】エンジン速度が１／２の１０００ｒｐｍで
も給気量を２０００ｒｐｍ時と同一とするには、サイク
ル毎の給気量を２倍とする必要があり、ＳＣ５の吐出管
内圧力比を約２とすることによって流量計１６を流れる
吸気量を一定とすることができる。従って、給気管内圧
力比は３（ＴＣにより発生）×２（ＳＣにより発生）＝
６の圧力比となり、エンジン１はこの給気を利用するこ
とにより、図３の点ｊのトルクを発生させることができ
る。
も給気量を２０００ｒｐｍ時と同一とするには、サイク
ル毎の給気量を２倍とする必要があり、ＳＣ５の吐出管
内圧力比を約２とすることによって流量計１６を流れる
吸気量を一定とすることができる。従って、給気管内圧
力比は３（ＴＣにより発生）×２（ＳＣにより発生）＝
６の圧力比となり、エンジン１はこの給気を利用するこ
とにより、図３の点ｊのトルクを発生させることができ
る。
【００１９】更にエンジン速度が低下した場合でも、エ
ンジン１の吸気量が一定となるように、流量計１６、電
子制御器１７、アクチュエータ１８及びバイパス弁２０
によりバイパス量を調節することにより、１０００ｒｐ
ｍより低速ではＳＣ５の発生する圧力比を高め、図３の
点ｋまでトルクを高めて給気管内の圧力比を６を超える
値とし得るが、これでは、これを吸入したエンジンの燃
焼圧力がエンジン１の許容最高圧力を超えることにな
り、実現不可能である。
ンジン１の吸気量が一定となるように、流量計１６、電
子制御器１７、アクチュエータ１８及びバイパス弁２０
によりバイパス量を調節することにより、１０００ｒｐ
ｍより低速ではＳＣ５の発生する圧力比を高め、図３の
点ｋまでトルクを高めて給気管内の圧力比を６を超える
値とし得るが、これでは、これを吸入したエンジンの燃
焼圧力がエンジン１の許容最高圧力を超えることにな
り、実現不可能である。
【００２０】従って、図３の点ｊ以下のエンジン速度で
は、給気管１３内に設けられた圧力センサ２１により、
給気圧力比が、例えば６を超えないように、給気圧力を
電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ
１８に命じてバイパス弁２０の開度を調節することによ
って給気圧力比を一定とし、それによってエンジン１の
発生するトルクを図３の点ｍに相当する値とするのであ
る。
は、給気管１３内に設けられた圧力センサ２１により、
給気圧力比が、例えば６を超えないように、給気圧力を
電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ
１８に命じてバイパス弁２０の開度を調節することによ
って給気圧力比を一定とし、それによってエンジン１の
発生するトルクを図３の点ｍに相当する値とするのであ
る。
【００２１】以上は、本発明ハイブリッド過給エンジン
の全負荷時の作動について述べたが、部分負荷時の作動
の一例は、例えば図３の１０００ｒｐｍ時における線ｎ
−ｉ−ｊで示され、無負荷から全負荷にわたる給気圧力
を図示すると図４となる。即ち図４の点ｎは無負荷時
で、このとき図１のアクセルペダル２２は実線の位置に
あり、ポジションセンサ２３は無負荷であることを電子
制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８
に命じてバイパス弁２０を全開にさせる。従って、ＳＣ
５は機能せず、大気は吸気管８、バイパス１９、吐出管
９、ＴＣ１０及び給気管１３を経てエンジン１に供給さ
れ、この状態ではＴＣ１０は給気圧力比を高めることな
く、大気圧、即ち圧力比は１にとどまる。
の全負荷時の作動について述べたが、部分負荷時の作動
の一例は、例えば図３の１０００ｒｐｍ時における線ｎ
−ｉ−ｊで示され、無負荷から全負荷にわたる給気圧力
を図示すると図４となる。即ち図４の点ｎは無負荷時
で、このとき図１のアクセルペダル２２は実線の位置に
あり、ポジションセンサ２３は無負荷であることを電子
制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエータ１８
に命じてバイパス弁２０を全開にさせる。従って、ＳＣ
５は機能せず、大気は吸気管８、バイパス１９、吐出管
９、ＴＣ１０及び給気管１３を経てエンジン１に供給さ
れ、この状態ではＴＣ１０は給気圧力比を高めることな
く、大気圧、即ち圧力比は１にとどまる。
【００２２】エンジン１の負荷を図３の点ｉのトルクに
まで増大させようと、アクセルペダル２２を少し踏んで
点線側に移動させて燃料供給量を少し増大させると、ポ
ジションセンサ２３はその位置を電子制御器１７に伝え
るが、該制御器１７は依然としてバイパス弁２０を全開
のままにすることをアクチュエータ１８に命ずる。従っ
て、図４及び図３の点ｉではＴＣ１０のみによって過給
することになり、燃料供給量の増大によって排気温度が
上昇することによって、ＴＣ１０は給気圧力比を図４の
点ｉまで高め、エンジン１はその給気圧力を利用して、
図３の無過給時の点ｐより高いトルク、点ｉを発生する
のである。
まで増大させようと、アクセルペダル２２を少し踏んで
点線側に移動させて燃料供給量を少し増大させると、ポ
ジションセンサ２３はその位置を電子制御器１７に伝え
るが、該制御器１７は依然としてバイパス弁２０を全開
のままにすることをアクチュエータ１８に命ずる。従っ
て、図４及び図３の点ｉではＴＣ１０のみによって過給
することになり、燃料供給量の増大によって排気温度が
上昇することによって、ＴＣ１０は給気圧力比を図４の
点ｉまで高め、エンジン１はその給気圧力を利用して、
図３の無過給時の点ｐより高いトルク、点ｉを発生する
のである。
【００２３】更にアクセルペダル２２を点線の位置の方
向に移動して燃料供給量を増大させると、ポジションセ
ンサ２３はその位置を電子制御器１７に伝え、該制御器
１７はアクチュエータ１８に命じてバイパス弁２０を閉
じる方向に回動させることによって、吐出管９内の圧力
を高め、ＴＣ１０と協働して、燃料供給量に相応する給
気量となるように、給気管１３内の圧力比を高めるので
ある。
向に移動して燃料供給量を増大させると、ポジションセ
ンサ２３はその位置を電子制御器１７に伝え、該制御器
１７はアクチュエータ１８に命じてバイパス弁２０を閉
じる方向に回動させることによって、吐出管９内の圧力
を高め、ＴＣ１０と協働して、燃料供給量に相応する給
気量となるように、給気管１３内の圧力比を高めるので
ある。
【００２４】また全負荷時においては、アクセルペダル
２２は図１の点線の位置にまで踏み込まれ、燃料供給量
は最大となり、ポジションセンサ２３はそれを電子制御
器１７に伝え、１７はアクチュエータ１８に命じ、バイ
パス弁２０を更に閉じる方向に回動させ、バイパス弁２
０を逆流する流量を減少させることによって吐出管内圧
力を高め、ＴＣ１０と協働して給気管１３内圧力を高め
るのである。このときのエンジン１への吸入空気量は流
量計１６によって測定され、電子制御器１７に伝えら
れ、該制御器１７は空気量がＴＣ１０の限界である図２
の点ｄを超えないようにアクチュエータ１８に命じてバ
イパス弁２０の開口面積を調節するのである。
２２は図１の点線の位置にまで踏み込まれ、燃料供給量
は最大となり、ポジションセンサ２３はそれを電子制御
器１７に伝え、１７はアクチュエータ１８に命じ、バイ
パス弁２０を更に閉じる方向に回動させ、バイパス弁２
０を逆流する流量を減少させることによって吐出管内圧
力を高め、ＴＣ１０と協働して給気管１３内圧力を高め
るのである。このときのエンジン１への吸入空気量は流
量計１６によって測定され、電子制御器１７に伝えら
れ、該制御器１７は空気量がＴＣ１０の限界である図２
の点ｄを超えないようにアクチュエータ１８に命じてバ
イパス弁２０の開口面積を調節するのである。
【００２５】従って、ＴＣ１０の発生する給気圧力比
は、例えば３となり、前述の理由によって、図４の点ｊ
の圧力比が６になるように、ＳＣ５の発生する吐出管内
圧力比が２となるよう調節される。この状態のままでエ
ンジン１の速度が、例えば１０００ｒｐｍ以下になる
と、エンジン速度に比例してエンジン１の吸気量は減少
し、ＴＣ１０の発生する圧力比も、図２の線ｃ−ｄに沿
って低下するから、結果としてエンジン１の発生するト
ルクは図３の線ｑ−ｊと変化する。
は、例えば３となり、前述の理由によって、図４の点ｊ
の圧力比が６になるように、ＳＣ５の発生する吐出管内
圧力比が２となるよう調節される。この状態のままでエ
ンジン１の速度が、例えば１０００ｒｐｍ以下になる
と、エンジン速度に比例してエンジン１の吸気量は減少
し、ＴＣ１０の発生する圧力比も、図２の線ｃ−ｄに沿
って低下するから、結果としてエンジン１の発生するト
ルクは図３の線ｑ−ｊと変化する。
【００２６】図３の線ｑ−ｊ−ｈにて示される本発明ハ
イブリッド過給エンジンのトルク曲線は、従来公知のＴ
Ｃ過給エンジンのトルク曲線ａ−ｒ−ｂに比し数倍の性
能を発揮すると言えるが、低速時のトルクを重視する車
輌エンジンとしては、エンジン１の許容最高圧力を超え
ないように、例えば１０００ｒｐｍ以下のエンジン速度
においても、図４に示される全負荷時の給気圧力比、例
えば６に保つことができれば、線ｍ−ｊなる理想的なト
ルク曲線とすることが可能である。
イブリッド過給エンジンのトルク曲線は、従来公知のＴ
Ｃ過給エンジンのトルク曲線ａ−ｒ−ｂに比し数倍の性
能を発揮すると言えるが、低速時のトルクを重視する車
輌エンジンとしては、エンジン１の許容最高圧力を超え
ないように、例えば１０００ｒｐｍ以下のエンジン速度
においても、図４に示される全負荷時の給気圧力比、例
えば６に保つことができれば、線ｍ−ｊなる理想的なト
ルク曲線とすることが可能である。
【００２７】これに対処して本発明では、給気管１３内
に圧力センサ２１を付設し、給気管１３内圧力を測定
し、その圧力を電子制御器１７に伝え、該制御器１７は
アクチュエーター１８に命じて、図３の線ｑ−ｊを補正
して線ｍ−ｊになるように、バイパス弁２０の開口面積
を調節するのである。
に圧力センサ２１を付設し、給気管１３内圧力を測定
し、その圧力を電子制御器１７に伝え、該制御器１７は
アクチュエーター１８に命じて、図３の線ｑ−ｊを補正
して線ｍ−ｊになるように、バイパス弁２０の開口面積
を調節するのである。
【００２８】次に、本発明ハイブリッド過給システムを
使用したエンジンのＢＳＦＣを説明すると、前述の理由
により、ＢＳＦＣは図５に示すように、ＢＭＥＰがゼロ
のときは無限大であるが、ＢＭＥＰ増大とともに、ＩＳ
ＦＣに近づき、ＢＳＦＣは低下する。本発明のエンジン
が図３の点ｊのトルクを発生したときのＢＳＦＣを図５
の点ｊに表わすが、このときＴＣ１０は図２の点ｄで作
動し、効率は高く、低いＢＳＦＣを指向する。しかし機
械駆動されるＳＣ５の駆動力は摩擦平均有効圧力ＦＭＥ
Ｐとして加算され、ＢＳＦＣを図５の点ｊから点ｊ′に
増大させ、明らかに、最高トルク点におけるＢＳＦＣの
優位性はない。しかしながら、車輌用エンジンの最も使
用頻度の高い負荷率は、図３のｓゾーンで、負荷率で１
／４程度であり、このときのＢＳＦＣが車輌の走行燃費
率を決定するのである。これを図５に記入するとｓゾー
ンとなる。
使用したエンジンのＢＳＦＣを説明すると、前述の理由
により、ＢＳＦＣは図５に示すように、ＢＭＥＰがゼロ
のときは無限大であるが、ＢＭＥＰ増大とともに、ＩＳ
ＦＣに近づき、ＢＳＦＣは低下する。本発明のエンジン
が図３の点ｊのトルクを発生したときのＢＳＦＣを図５
の点ｊに表わすが、このときＴＣ１０は図２の点ｄで作
動し、効率は高く、低いＢＳＦＣを指向する。しかし機
械駆動されるＳＣ５の駆動力は摩擦平均有効圧力ＦＭＥ
Ｐとして加算され、ＢＳＦＣを図５の点ｊから点ｊ′に
増大させ、明らかに、最高トルク点におけるＢＳＦＣの
優位性はない。しかしながら、車輌用エンジンの最も使
用頻度の高い負荷率は、図３のｓゾーンで、負荷率で１
／４程度であり、このときのＢＳＦＣが車輌の走行燃費
率を決定するのである。これを図５に記入するとｓゾー
ンとなる。
【００２９】一方、通常のＴＣエンジンの最高トルクは
図３の点ｒで、使用頻度の高いゾーンはｇとなる。これ
を図５に記入すると、ＢＳＦＣはｇゾーンとなり、本発
明エンジンのｓゾーンと比較すれば走行燃費率の差は明
らかである。さて、例えば圧力比６に達する高い給気圧
力を給気されたエンジンは、通常の圧縮比１４乃至１６
では、図６のｐ−ｖ線図の実線ａ−ｂに示す如く、点ｂ
に示される圧縮圧力が高く、更に燃焼圧力は線ｂ−ｃ−
ｄと高くなり、線ｅ−ｆにて示されるエンジンの許容最
高圧力を超えることになる。これに対処せんとして、圧
縮比を下げることはＢＳＦＣを増大させるばかりか、膨
張比も低下して、排気温度も高くなり、エンジンの熱負
荷を高めることになる。
図３の点ｒで、使用頻度の高いゾーンはｇとなる。これ
を図５に記入すると、ＢＳＦＣはｇゾーンとなり、本発
明エンジンのｓゾーンと比較すれば走行燃費率の差は明
らかである。さて、例えば圧力比６に達する高い給気圧
力を給気されたエンジンは、通常の圧縮比１４乃至１６
では、図６のｐ−ｖ線図の実線ａ−ｂに示す如く、点ｂ
に示される圧縮圧力が高く、更に燃焼圧力は線ｂ−ｃ−
ｄと高くなり、線ｅ−ｆにて示されるエンジンの許容最
高圧力を超えることになる。これに対処せんとして、圧
縮比を下げることはＢＳＦＣを増大させるばかりか、膨
張比も低下して、排気温度も高くなり、エンジンの熱負
荷を高めることになる。
【００３０】そこで本発明エンジンでは、ミラーサイク
ルを応用して、図６に示すように、圧縮行程の途中の点
ｇで圧縮を開始し、点ｈで圧縮行程の終りとすることに
よって、線ａ−ｂに比し圧縮比は低く、圧縮圧力も点ｈ
と低く、その後の燃焼によっても、線ｈ−ｉ−ｊとその
燃焼圧力をエンジンの許容最高圧力、線ｅ−ｆよりも低
くすることが可能としたのである。これにより、膨張行
程も線ｊ−ｋと、圧縮比が高い場合の線ｄ−ｍとほぼ同
一となり、圧縮比を下げても膨張比は変わることなく、
ＢＳＦＣは変わらないばかりか、高い膨張比により排気
温度も低下させることができた。本発明エンジンのミラ
ーサイクルは公知のエンジンの吸気通路にロータリーバ
ルブを設け、その閉じ時期を吸気行程の途中、例えば、
図６の点ｇにおいて閉じる、いわゆる“早閉じ”によっ
ても実現しうるが、公知の“遅閉じ”によっても可能で
ある。
ルを応用して、図６に示すように、圧縮行程の途中の点
ｇで圧縮を開始し、点ｈで圧縮行程の終りとすることに
よって、線ａ−ｂに比し圧縮比は低く、圧縮圧力も点ｈ
と低く、その後の燃焼によっても、線ｈ−ｉ−ｊとその
燃焼圧力をエンジンの許容最高圧力、線ｅ−ｆよりも低
くすることが可能としたのである。これにより、膨張行
程も線ｊ−ｋと、圧縮比が高い場合の線ｄ−ｍとほぼ同
一となり、圧縮比を下げても膨張比は変わることなく、
ＢＳＦＣは変わらないばかりか、高い膨張比により排気
温度も低下させることができた。本発明エンジンのミラ
ーサイクルは公知のエンジンの吸気通路にロータリーバ
ルブを設け、その閉じ時期を吸気行程の途中、例えば、
図６の点ｇにおいて閉じる、いわゆる“早閉じ”によっ
ても実現しうるが、公知の“遅閉じ”によっても可能で
ある。
【００３１】図７はその一例を示すもので、通常のエン
ジンでは、吸気弁（図示せず）は、上死点の少し前の角
度ａ約１０°で開き、下死点後約３０°の角度ｂで閉じ
るが、本発明では角度ａから吸気を開始し、下死点を過
ぎて圧縮行程に入っても吸気弁は開き続け、一度吸気行
程の下死点にまで吸気されたシリンダー内の空気は、圧
縮行程に入って再び吸気通路内に排出され続け、シリン
ダー内圧力を高めることはないが、例えば、下死点後約
７０°、角度ｃに達すると吸気弁は閉じる。これを図６
で示すと点ｇとなり、ここより実質上の圧縮行程とな
り、前述の如き遅閉じミラーサイクルとすることができ
るのである。
ジンでは、吸気弁（図示せず）は、上死点の少し前の角
度ａ約１０°で開き、下死点後約３０°の角度ｂで閉じ
るが、本発明では角度ａから吸気を開始し、下死点を過
ぎて圧縮行程に入っても吸気弁は開き続け、一度吸気行
程の下死点にまで吸気されたシリンダー内の空気は、圧
縮行程に入って再び吸気通路内に排出され続け、シリン
ダー内圧力を高めることはないが、例えば、下死点後約
７０°、角度ｃに達すると吸気弁は閉じる。これを図６
で示すと点ｇとなり、ここより実質上の圧縮行程とな
り、前述の如き遅閉じミラーサイクルとすることができ
るのである。
【００３２】本発明エンジンを、エンジンの最高速度付
近において最高のＢＭＥＰであることが要求され、低中
速においては高いＢＭＥＰが要求されない船舶用エンジ
ンとする場合には、図３の点ｊのエンジン速度をこのエ
ンジンの最高速度、例えば２０００ｒｐｍとし、ＴＣの
最大能力である図２の点ｄが図３の点ｈ、例えば４００
０ｒｐｍとなるようにチューニングすれば、前述の理由
によって、エンジンの最高速度において最高のＢＭＥＰ
を発生するのである。
近において最高のＢＭＥＰであることが要求され、低中
速においては高いＢＭＥＰが要求されない船舶用エンジ
ンとする場合には、図３の点ｊのエンジン速度をこのエ
ンジンの最高速度、例えば２０００ｒｐｍとし、ＴＣの
最大能力である図２の点ｄが図３の点ｈ、例えば４００
０ｒｐｍとなるようにチューニングすれば、前述の理由
によって、エンジンの最高速度において最高のＢＭＥＰ
を発生するのである。
【００３３】本発明エンジンを、エンジンの最高速度に
おけるＢＭＥＰに比し、高い低中速ＢＭＥＰ、即ちいわ
ゆる高いトルクライズが要求される建設機械用とする場
合には、例えば、２０００ｒｐｍで図２の点ｄにて示さ
れるＴＣの最大能力で運転され、図３の点ｈの性能を発
揮しているこのエンジンをＴＣの流量を一定のままとし
て、更にエンジン速度を増加することによって、例えば
２５００ｒｐｍにおいて図３の点ｔのＢＭＥＰとするこ
とが可能である。
おけるＢＭＥＰに比し、高い低中速ＢＭＥＰ、即ちいわ
ゆる高いトルクライズが要求される建設機械用とする場
合には、例えば、２０００ｒｐｍで図２の点ｄにて示さ
れるＴＣの最大能力で運転され、図３の点ｈの性能を発
揮しているこのエンジンをＴＣの流量を一定のままとし
て、更にエンジン速度を増加することによって、例えば
２５００ｒｐｍにおいて図３の点ｔのＢＭＥＰとするこ
とが可能である。
【００３４】これを説明するのが図８で、図３の点ｈの
給気圧力は図８の線ａ−ｂに相当し、点ａの吸気行程の
上死点からエンジンは吸気を開始し、下死点である点ｂ
附近にて吸気弁は閉じ、点ｂから圧縮行程を開始して点
ｃにて上死点となり、燃焼して線ｃ−ｄ−ｅと圧力を高
めた後に膨張して点ｆにて排気弁が開くのであるが、こ
のままでエンジン速度を増大すると、ＴＣを流れる流量
が増大して、ＴＣの作動点は図２の点ｄを超えて上昇す
るので、エンジン速度に反比例してエンジンの吸気量
を、例えば、２０００ｒｐｍから２５００ｒｐｍと１．
２５倍にエンジン速度を高めた時にはエンジンの吸気量
を１／１．２５にして、ＴＣ１０の流量を一定とする必
要があり、それを可能にするのが前述のミラーサイクル
である。
給気圧力は図８の線ａ−ｂに相当し、点ａの吸気行程の
上死点からエンジンは吸気を開始し、下死点である点ｂ
附近にて吸気弁は閉じ、点ｂから圧縮行程を開始して点
ｃにて上死点となり、燃焼して線ｃ−ｄ−ｅと圧力を高
めた後に膨張して点ｆにて排気弁が開くのであるが、こ
のままでエンジン速度を増大すると、ＴＣを流れる流量
が増大して、ＴＣの作動点は図２の点ｄを超えて上昇す
るので、エンジン速度に反比例してエンジンの吸気量
を、例えば、２０００ｒｐｍから２５００ｒｐｍと１．
２５倍にエンジン速度を高めた時にはエンジンの吸気量
を１／１．２５にして、ＴＣ１０の流量を一定とする必
要があり、それを可能にするのが前述のミラーサイクル
である。
【００３５】それを説明するのが図８で、例えば２００
０ｒｐｍのときには点ａから点ｂまで、エンジンはｖ1
なる空気を吸入するが、２５００ｒｐｍになると圧縮行
程の途中の点ｇまで吸気弁を開き続けることによって、
実質的な吸気量はｖ2 とｖ1の１／１．２５となり、エ
ンジン速度が増大してもＴＣの流量を一定とすることが
可能となる。このときのｐ−ｖ線図は線ｇ−ｉ−ｊ−ｋ
−ｍ−ｂとなり、図８から分かるように、ＢＭＥＰは２
０００ｒｐｍ時の１／１．２５と低下し、図３の点ｔと
なるのである。
０ｒｐｍのときには点ａから点ｂまで、エンジンはｖ1
なる空気を吸入するが、２５００ｒｐｍになると圧縮行
程の途中の点ｇまで吸気弁を開き続けることによって、
実質的な吸気量はｖ2 とｖ1の１／１．２５となり、エ
ンジン速度が増大してもＴＣの流量を一定とすることが
可能となる。このときのｐ−ｖ線図は線ｇ−ｉ−ｊ−ｋ
−ｍ−ｂとなり、図８から分かるように、ＢＭＥＰは２
０００ｒｐｍ時の１／１．２５と低下し、図３の点ｔと
なるのである。
【００３６】一方、このエンジンの速度が低下すると、
前述の理由により、給気圧力は高まる。これを図８に示
すと、給気圧力は線ｎ−ｐと高まり、ｐ−ｖ線図は線ｐ
−ｑ−ｒ−ｓ−ｔとなり、最高圧力は線ｖ−ｖにて示さ
れるエンジンの許容最高圧力を超える。従って、この場
合もミラーサイクルを応用して、前述のように、吸気弁
を点ｗで閉じることによってｐ−ｖ線図は線ｗ−ｃ−ｄ
−ｅ−ｆ−ｐとなるのである。
前述の理由により、給気圧力は高まる。これを図８に示
すと、給気圧力は線ｎ−ｐと高まり、ｐ−ｖ線図は線ｐ
−ｑ−ｒ−ｓ−ｔとなり、最高圧力は線ｖ−ｖにて示さ
れるエンジンの許容最高圧力を超える。従って、この場
合もミラーサイクルを応用して、前述のように、吸気弁
を点ｗで閉じることによってｐ−ｖ線図は線ｗ−ｃ−ｄ
−ｅ−ｆ−ｐとなるのである。
【００３７】高比出力エンジンの宿命として、本発明エ
ンジンもまた圧縮比を下げざるを得ず、始動性、特に低
温時の始動において、新たなる技術によって対処する必
要がある。本発明のエンジンでは、その始動時にはスタ
ータ（図示せず）により駆動される速度は約１００ｒｐ
ｍであるが、この速度をクランク軸の先端２に設けられ
たエンジン速度センサ２５により感知して電子制御器１
７に伝え、該制御器１７はアクチュエーター１８に命じ
てバイパス弁２０を全閉するから、これによりＳＣ５は
吸気を断熱圧縮し、吐出管９内空気の圧力と温度を高め
るのである。
ンジンもまた圧縮比を下げざるを得ず、始動性、特に低
温時の始動において、新たなる技術によって対処する必
要がある。本発明のエンジンでは、その始動時にはスタ
ータ（図示せず）により駆動される速度は約１００ｒｐ
ｍであるが、この速度をクランク軸の先端２に設けられ
たエンジン速度センサ２５により感知して電子制御器１
７に伝え、該制御器１７はアクチュエーター１８に命じ
てバイパス弁２０を全閉するから、これによりＳＣ５は
吸気を断熱圧縮し、吐出管９内空気の圧力と温度を高め
るのである。
【００３８】即ち、給気は給気冷却器１１、圧縮機１０
ａ、給気冷却器１２を経てエンジンに供給されるが、Ｔ
Ｃ１０はこのような低速においては圧力を高める機能を
有せず、圧力を高めない。しかし、例えエンジンの圧縮
比が８であっても、ＳＣ５によれば圧力比を２に高める
ことは可能で、８×２＝１６と圧縮比１６に相当する圧
力にまでシリンダー内圧力を高めることは可能である
が、ＳＣ５によって高温となった給気も給気冷却器１１
及び１２を通過することによって冷却され、給気温度の
低下によってエンジンの圧縮温度は低下し、始動は不可
能になる。
ａ、給気冷却器１２を経てエンジンに供給されるが、Ｔ
Ｃ１０はこのような低速においては圧力を高める機能を
有せず、圧力を高めない。しかし、例えエンジンの圧縮
比が８であっても、ＳＣ５によれば圧力比を２に高める
ことは可能で、８×２＝１６と圧縮比１６に相当する圧
力にまでシリンダー内圧力を高めることは可能である
が、ＳＣ５によって高温となった給気も給気冷却器１１
及び１２を通過することによって冷却され、給気温度の
低下によってエンジンの圧縮温度は低下し、始動は不可
能になる。
【００３９】そこで図９に示すように、給気冷却器１１
及び１２の給気入口と出口間にバイパス２６を設け、バ
イパス２６と吐出管９との接合部には切換弁２７を付設
し、給気が給気冷却器１１及び１２で冷却されないよう
に、吐出管９の給気冷却器１１及び１２側への通路を閉
じるとともに、バイパス２６への通路を開くのである。
即ち、始動時におけるエンジンの冷却水温度は低く、そ
の温度を図１の冷却水温センサ２４は電子制御器１７に
伝え、該制御器１７はアクチュエータ２９に命じてレバ
ー２８を押し、吐出管９の給気冷却器１１及び１２側へ
の通路を閉じ、バイパス２６側の通路を開くように切換
弁２７を作動させるのである。
及び１２の給気入口と出口間にバイパス２６を設け、バ
イパス２６と吐出管９との接合部には切換弁２７を付設
し、給気が給気冷却器１１及び１２で冷却されないよう
に、吐出管９の給気冷却器１１及び１２側への通路を閉
じるとともに、バイパス２６への通路を開くのである。
即ち、始動時におけるエンジンの冷却水温度は低く、そ
の温度を図１の冷却水温センサ２４は電子制御器１７に
伝え、該制御器１７はアクチュエータ２９に命じてレバ
ー２８を押し、吐出管９の給気冷却器１１及び１２側へ
の通路を閉じ、バイパス２６側の通路を開くように切換
弁２７を作動させるのである。
【００４０】エンジン始動直後においては、エンジン冷
却水温が低いため、圧縮温度は高まらず、燃料は不完全
燃焼して、ホルムアルデヒドなどの公害成分を含む白煙
を排出する。これに対処するため本発明エンジンでは、
例えアクセルペダル２２の位置がアイドルにあるとポジ
ションセンサ２３が電子制御器１７に伝えても、冷却水
温センサ２４からの低温情報により電子制御器１７はア
クチュエータ１８に命じてバイパス弁２０を閉じさせ、
ＳＣ５により吐出管９の圧力及び温度を高めることによ
って、エンジンの圧縮温度及び圧力を高めるのである。
これによって、給気は給気冷却器１１及び１２によって
冷却されることは回避される。
却水温が低いため、圧縮温度は高まらず、燃料は不完全
燃焼して、ホルムアルデヒドなどの公害成分を含む白煙
を排出する。これに対処するため本発明エンジンでは、
例えアクセルペダル２２の位置がアイドルにあるとポジ
ションセンサ２３が電子制御器１７に伝えても、冷却水
温センサ２４からの低温情報により電子制御器１７はア
クチュエータ１８に命じてバイパス弁２０を閉じさせ、
ＳＣ５により吐出管９の圧力及び温度を高めることによ
って、エンジンの圧縮温度及び圧力を高めるのである。
これによって、給気は給気冷却器１１及び１２によって
冷却されることは回避される。
【００４１】次に、本発明ハイブリッド過給エンジンの
原理を応用した他の実施の形態を示す。 （１）図１０に示す例は、図１の例のように給気流量及
び給気圧力をバイパス弁２０によって調節する代わり
に、プーリ７がＳＣ５を駆動するプーリ７側の軸６ａと
ＳＣ５側の軸６ｂとの間に無段変速機３０（以後ＣＶＴ
と称す）を設けたことを特徴とするものであって、全負
荷時、即ちアクセルペダル２２が点線の位置となること
をポジションセンサ２３により感知して電子制御器１７
に伝える全負荷時には、前述の理由によって、トルク曲
線は図３の線ｈ−ｊとなり、線ｈ−ｊ間はエンジン１の
吸気流量は一定となるように、それを流量計１６にて測
定し、電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュ
エータ３１に命じて駆動軸６ａと６ｂ間の回転比をＣＶ
Ｔ３０によって調節しつつ、ＳＣ５を駆動するのであ
る。
原理を応用した他の実施の形態を示す。 （１）図１０に示す例は、図１の例のように給気流量及
び給気圧力をバイパス弁２０によって調節する代わり
に、プーリ７がＳＣ５を駆動するプーリ７側の軸６ａと
ＳＣ５側の軸６ｂとの間に無段変速機３０（以後ＣＶＴ
と称す）を設けたことを特徴とするものであって、全負
荷時、即ちアクセルペダル２２が点線の位置となること
をポジションセンサ２３により感知して電子制御器１７
に伝える全負荷時には、前述の理由によって、トルク曲
線は図３の線ｈ−ｊとなり、線ｈ−ｊ間はエンジン１の
吸気流量は一定となるように、それを流量計１６にて測
定し、電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュ
エータ３１に命じて駆動軸６ａと６ｂ間の回転比をＣＶ
Ｔ３０によって調節しつつ、ＳＣ５を駆動するのであ
る。
【００４２】その回転速度と流量が正比例する特性を有
する容積型過給機であるＳＣ５は、その回転速度を調節
することによっても流量の調節が可能で、駆動軸６ｂに
付設された速度計３２によりＳＣ５の回転速度を測定
し、電子制御器１７に伝え、ＳＣ５の回転速度を調節す
ることによっても可能である。因みに、図３の線ｈ−ｊ
のトルクを発生する場合、ＳＣ５の回転速度は一定とな
る。同様にして、図３の線ｍ−ｊ間においても、前述し
たように、燃焼圧力がエンジンの許容最高圧力を超えな
いように、給気管１３内の圧力を圧力計２１により測定
し、電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエ
ータ３１に命じてＣＶＴ３０によりＳＣ５の速度を調節
するのである。
する容積型過給機であるＳＣ５は、その回転速度を調節
することによっても流量の調節が可能で、駆動軸６ｂに
付設された速度計３２によりＳＣ５の回転速度を測定
し、電子制御器１７に伝え、ＳＣ５の回転速度を調節す
ることによっても可能である。因みに、図３の線ｈ−ｊ
のトルクを発生する場合、ＳＣ５の回転速度は一定とな
る。同様にして、図３の線ｍ−ｊ間においても、前述し
たように、燃焼圧力がエンジンの許容最高圧力を超えな
いように、給気管１３内の圧力を圧力計２１により測定
し、電子制御器１７に伝え、該制御器１７はアクチュエ
ータ３１に命じてＣＶＴ３０によりＳＣ５の速度を調節
するのである。
【００４３】（２）図１０におけるＣＶＴ３０を公知の
流体クラッチ又は滑りクラッチを含むクラッチとして
も、駆動軸６ａと駆動軸６ｂ間の速度比をアクチュエー
タ３１によって滑り率を調節することが可能ならば、前
記ＣＶＴ３０と同様に本発明の機能を有することにな
る。 （３）図１１に示す一例は、差動歯車によってＳＣを駆
動する公知の差動過給方式を本発明ハイブリッド過給エ
ンジンに応用した一例を示し、図１におけるベルト４の
代りに差動歯車によってＳＣ５を駆動する方式である。
流体クラッチ又は滑りクラッチを含むクラッチとして
も、駆動軸６ａと駆動軸６ｂ間の速度比をアクチュエー
タ３１によって滑り率を調節することが可能ならば、前
記ＣＶＴ３０と同様に本発明の機能を有することにな
る。 （３）図１１に示す一例は、差動歯車によってＳＣを駆
動する公知の差動過給方式を本発明ハイブリッド過給エ
ンジンに応用した一例を示し、図１におけるベルト４の
代りに差動歯車によってＳＣ５を駆動する方式である。
【００４４】図１１によって説明すると、エンジン１の
出力は出力軸３３に、出力軸３３には差動歯車３２の複
数の遊星歯車３２ｂを駆動する複数の軸３２ａが固定さ
れ、遊星歯車３２ｂは内歯歯車３２ｃ及び太陽歯車３２
ｄと噛み合い、内歯歯車３２ｃは駆動軸３４に固定さ
れ、車輌の車輪（図示せず）を駆動する。その反力を遊
星歯車３２ｂは太陽歯車３２ｄに伝え、太陽歯車３２ｄ
に固定された歯車３５は、ＳＣ５の駆動軸６に固定され
たＳＣ駆動歯車３６を駆動し、ＳＣ５はエンジン１によ
って、通常はエンジントルクの１０％によって駆動され
るのである。
出力は出力軸３３に、出力軸３３には差動歯車３２の複
数の遊星歯車３２ｂを駆動する複数の軸３２ａが固定さ
れ、遊星歯車３２ｂは内歯歯車３２ｃ及び太陽歯車３２
ｄと噛み合い、内歯歯車３２ｃは駆動軸３４に固定さ
れ、車輌の車輪（図示せず）を駆動する。その反力を遊
星歯車３２ｂは太陽歯車３２ｄに伝え、太陽歯車３２ｄ
に固定された歯車３５は、ＳＣ５の駆動軸６に固定され
たＳＣ駆動歯車３６を駆動し、ＳＣ５はエンジン１によ
って、通常はエンジントルクの１０％によって駆動され
るのである。
【００４５】差動歯車機構の特徴は、駆動軸３４と太陽
歯車３２ｄに伝わるトルク比が一定であることで、駆動
軸３４のトルク、即ち、車輌の走行抵抗が大きい時はＳ
Ｃ５を駆動するトルクも大きく、ＳＣ５はそのトルクに
応じて給気圧力を高めることになり、その給気圧力によ
ってエンジン１は高いトルクを発生する。これによっ
て、本発明ハイブリッド過給エンジンの全負荷において
は、トルク及び給気圧力は図３の線ｊ−ｈとなり、エン
ジン速度が変化しても吸気量は一定でなければならず、
それを流量計１６により測定し、電子制御器１７に伝
え、該制御器１７はアクチュエータ３８に命じ、レバー
３９に固定された制動弁３７の開度を調節し、吐出管上
流部９ａの圧力を変えることによって、ＳＣ５の駆動ト
ルクと回転速度を調節し、流量を調節するのである。
歯車３２ｄに伝わるトルク比が一定であることで、駆動
軸３４のトルク、即ち、車輌の走行抵抗が大きい時はＳ
Ｃ５を駆動するトルクも大きく、ＳＣ５はそのトルクに
応じて給気圧力を高めることになり、その給気圧力によ
ってエンジン１は高いトルクを発生する。これによっ
て、本発明ハイブリッド過給エンジンの全負荷において
は、トルク及び給気圧力は図３の線ｊ−ｈとなり、エン
ジン速度が変化しても吸気量は一定でなければならず、
それを流量計１６により測定し、電子制御器１７に伝
え、該制御器１７はアクチュエータ３８に命じ、レバー
３９に固定された制動弁３７の開度を調節し、吐出管上
流部９ａの圧力を変えることによって、ＳＣ５の駆動ト
ルクと回転速度を調節し、流量を調節するのである。
【００４６】一例によって理解の一助とすると、制動弁
３７を全閉状態とすると、吐出管の上流部９ａの圧力は
高まり、ＳＣ５の駆動トルクは、太陽歯車３２ｄに配分
されたトルクより高くなり、太陽歯車３２ｄの回転は停
止し、エンジン出力は専らに出力軸３３から駆動軸３４
に伝えられる。従って、制動弁３７の開度を調節するこ
とによって、ＳＣ５の回転速度を調節することが可能
で、流量計１６を流れる流量を調節することも可能であ
る。同様にして、給気管１３に付設された圧力計２１の
圧力を電子制御器１７に伝え、該制御器１７がアクチュ
エーター３８に命じて制動弁３７の開度を調節すること
によって、吐出管９内の圧力を調節することは可能とな
り、図３の線ｍ−ｊに表わされるトルクをエンジン１に
発生させることができるのである。
３７を全閉状態とすると、吐出管の上流部９ａの圧力は
高まり、ＳＣ５の駆動トルクは、太陽歯車３２ｄに配分
されたトルクより高くなり、太陽歯車３２ｄの回転は停
止し、エンジン出力は専らに出力軸３３から駆動軸３４
に伝えられる。従って、制動弁３７の開度を調節するこ
とによって、ＳＣ５の回転速度を調節することが可能
で、流量計１６を流れる流量を調節することも可能であ
る。同様にして、給気管１３に付設された圧力計２１の
圧力を電子制御器１７に伝え、該制御器１７がアクチュ
エーター３８に命じて制動弁３７の開度を調節すること
によって、吐出管９内の圧力を調節することは可能とな
り、図３の線ｍ−ｊに表わされるトルクをエンジン１に
発生させることができるのである。
【００４７】（４）は、本発明者が平成５年特許願第２
０８８８９号にて出願した発明の改良に関するものであ
る。硫黄分を含まない燃料を使用し、理論空気燃料比で
運転される火花点火エンジンの排気に三元触媒によって
浄化すると、硫酸分も煤もＮＯX も含まない排気ガスが
得られ、これによってディーゼルエンジンにＥＧＲ（排
気再循環）すると、ディーゼルエンジンは煤や硫黄分に
よって磨耗が促進されることがないばかりか、ＮＯX を
含まないガスによってＥＧＲされることになり、排気中
のＮＯX を低減する効果が大であることは本発明者の論
文、例えばＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ９６０８４２でも知ら
れている。
０８８８９号にて出願した発明の改良に関するものであ
る。硫黄分を含まない燃料を使用し、理論空気燃料比で
運転される火花点火エンジンの排気に三元触媒によって
浄化すると、硫酸分も煤もＮＯX も含まない排気ガスが
得られ、これによってディーゼルエンジンにＥＧＲ（排
気再循環）すると、ディーゼルエンジンは煤や硫黄分に
よって磨耗が促進されることがないばかりか、ＮＯX を
含まないガスによってＥＧＲされることになり、排気中
のＮＯX を低減する効果が大であることは本発明者の論
文、例えばＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ９６０８４２でも知ら
れている。
【００４８】本発明においては、図１２に示すように、
火花点火エンジン４０によってＳＣ５を駆動し、吸気管
８より大気を吸入し、吐出管９内の圧力を高める構造で
あるが、火花点火エンジン４０の排気は排気管４５の途
中に設置された三元触媒４６により浄化された後に吸気
管８内にＥＧＲガスとして流入し、ＳＣ５によって圧縮
され吐出管９、ＴＣ１０及び給気管１３を経てエンジン
１に供給されるのである。
火花点火エンジン４０によってＳＣ５を駆動し、吸気管
８より大気を吸入し、吐出管９内の圧力を高める構造で
あるが、火花点火エンジン４０の排気は排気管４５の途
中に設置された三元触媒４６により浄化された後に吸気
管８内にＥＧＲガスとして流入し、ＳＣ５によって圧縮
され吐出管９、ＴＣ１０及び給気管１３を経てエンジン
１に供給されるのである。
【００４９】前述の理由によって、トルクが図３の線ｊ
−ｈにて示される全負荷時においては、エンジン１に供
給されるガス量、即ち空気量＋ＥＧＲガス量は、エンジ
ン速度が変化しても一定としなければならず、それを流
量計１６にて測定し、電子制御器１７に伝え、該制御器
１７はアクチュエータ４４に命じて、火花点火エンジン
４０の吸気管４１内に設置されたスロットルバルブ４２
の開度を調節することによって、火花点火エンジン４０
の出力を調節し、ＳＣ５の回転速度を調節して流量を調
節するのである。
−ｈにて示される全負荷時においては、エンジン１に供
給されるガス量、即ち空気量＋ＥＧＲガス量は、エンジ
ン速度が変化しても一定としなければならず、それを流
量計１６にて測定し、電子制御器１７に伝え、該制御器
１７はアクチュエータ４４に命じて、火花点火エンジン
４０の吸気管４１内に設置されたスロットルバルブ４２
の開度を調節することによって、火花点火エンジン４０
の出力を調節し、ＳＣ５の回転速度を調節して流量を調
節するのである。
【００５０】また、図３の線ｍ−ｊ間においても、前述
の理由によって、エンジン速度が変化しても給気管１３
内の給気圧力が一定であることが要求され、給気管１３
内圧力を圧力センサー２１にて測定し、電子制御器１７
に伝え、該制御器１７はアクチュエータ４１に命じてス
ロットルバルブ４２の開度を調節し、火花点火エンジン
４０の出力を調節することによってエンジン出力を調節
し、吐出管５内の圧力と流量を調節するのである。エン
ジン１の負荷に応じて運転者はアクセルペダル２２を操
作し、その位置をポジションセンサ２３は電子制御器１
７に伝え、該制御器１７は負荷に応じた給気量及び圧力
となるように、アクチュエータ４４に命じてスロットル
バルブを操作し、火花点火エンジン４０の出力を調節す
ることによって、ＳＣ５の速度を調節し、給気流量及び
圧力を調節するのである。
の理由によって、エンジン速度が変化しても給気管１３
内の給気圧力が一定であることが要求され、給気管１３
内圧力を圧力センサー２１にて測定し、電子制御器１７
に伝え、該制御器１７はアクチュエータ４１に命じてス
ロットルバルブ４２の開度を調節し、火花点火エンジン
４０の出力を調節することによってエンジン出力を調節
し、吐出管５内の圧力と流量を調節するのである。エン
ジン１の負荷に応じて運転者はアクセルペダル２２を操
作し、その位置をポジションセンサ２３は電子制御器１
７に伝え、該制御器１７は負荷に応じた給気量及び圧力
となるように、アクチュエータ４４に命じてスロットル
バルブを操作し、火花点火エンジン４０の出力を調節す
ることによって、ＳＣ５の速度を調節し、給気流量及び
圧力を調節するのである。
【００５１】（５）上記の（１）、（２）、（３）及び
（４）においては、エンジン１への給気流量及び圧力を
ＳＣ５の回転速度を可変にして出力を制御している。上
記においてＳＣ５は容積型過給機であることを前提とし
ているが、速度型過給機であるＴＣの圧縮機もまた回転
速度とともに流量及び圧力を高める圧縮機であり、図１
０及び図１２においてＳＣ５として示される過給機は、
容積型に限定されることなく、速度型の、例えば遠心式
圧縮機（図示せず）であっても機能上何ら差支えないの
である。』 なお、前記実施の形態においては、まずエンジンで駆動
されるＳＣが大気を吸入して圧縮し、これをＴＣの圧縮
機に供給して更に圧縮し、圧力を高めて給気管等を経て
エンジンに給気するよう構成されていたが、これを逆に
し、まずエンジンの排気で駆動されるＴＣの圧縮機が大
気を吸入して圧縮し、これをエンジン動力でくどうされ
るＳＣに供給して更に圧縮し、圧力を高めて給気管等を
経てエンジンに給気するよう構成してもよい。発明者の
研究によれば、後者の方が、前者に比しＴＣの作動が安
定し、かつＳＣが小型化し得る利点があることが判明し
た。
（４）においては、エンジン１への給気流量及び圧力を
ＳＣ５の回転速度を可変にして出力を制御している。上
記においてＳＣ５は容積型過給機であることを前提とし
ているが、速度型過給機であるＴＣの圧縮機もまた回転
速度とともに流量及び圧力を高める圧縮機であり、図１
０及び図１２においてＳＣ５として示される過給機は、
容積型に限定されることなく、速度型の、例えば遠心式
圧縮機（図示せず）であっても機能上何ら差支えないの
である。』 なお、前記実施の形態においては、まずエンジンで駆動
されるＳＣが大気を吸入して圧縮し、これをＴＣの圧縮
機に供給して更に圧縮し、圧力を高めて給気管等を経て
エンジンに給気するよう構成されていたが、これを逆に
し、まずエンジンの排気で駆動されるＴＣの圧縮機が大
気を吸入して圧縮し、これをエンジン動力でくどうされ
るＳＣに供給して更に圧縮し、圧力を高めて給気管等を
経てエンジンに給気するよう構成してもよい。発明者の
研究によれば、後者の方が、前者に比しＴＣの作動が安
定し、かつＳＣが小型化し得る利点があることが判明し
た。
【００５２】
【発明の効果】本発明のハイブリッド過給エンジンは、
過給機としてエンジンの排気によって駆動されるＴＣと
エンジンのクランク軸又は他の原動機によって駆動され
る容積型過給機又は速度型過給機によって過給され、Ｔ
Ｃの作動線が最高効率線となるように、エンジンの最高
圧力が許容最高圧力を超えないように、機械駆動される
過給機の吐出流量及び圧力を調節するので、低いＢＳＦ
Ｃとすることができるばかりでなく、ＴＣ過給エンジン
の２倍以上のＢＭＥＰとすることが可能となる。また、
低速時には主としてＳＣによって過給されるエンジンへ
の給気量を増大し、ＴＣを加速するので、ターボラグを
発生することなく、低速時より急加速時においても定常
運転時の性能を発揮しうるのである。始動時においても
ＳＣは有効に機能し、エンジンの圧縮圧力と温度を高
め、低圧縮比とせざるを得ない高比出力エンジンの始動
を容易にしている。従ってエンジンは小型、軽量、安価
とすることが可能であるとともに、エンジンの信頼性を
犠牲とすることなく、ＮＯX の排出をも低減する効果を
有する。
過給機としてエンジンの排気によって駆動されるＴＣと
エンジンのクランク軸又は他の原動機によって駆動され
る容積型過給機又は速度型過給機によって過給され、Ｔ
Ｃの作動線が最高効率線となるように、エンジンの最高
圧力が許容最高圧力を超えないように、機械駆動される
過給機の吐出流量及び圧力を調節するので、低いＢＳＦ
Ｃとすることができるばかりでなく、ＴＣ過給エンジン
の２倍以上のＢＭＥＰとすることが可能となる。また、
低速時には主としてＳＣによって過給されるエンジンへ
の給気量を増大し、ＴＣを加速するので、ターボラグを
発生することなく、低速時より急加速時においても定常
運転時の性能を発揮しうるのである。始動時においても
ＳＣは有効に機能し、エンジンの圧縮圧力と温度を高
め、低圧縮比とせざるを得ない高比出力エンジンの始動
を容易にしている。従ってエンジンは小型、軽量、安価
とすることが可能であるとともに、エンジンの信頼性を
犠牲とすることなく、ＮＯX の排出をも低減する効果を
有する。
【図１】本発明エンジンの一例を示す全体構成図
【図２】ＴＣの流量−圧力比線図
【図３】エンジン速度とトルク及び給気圧力比線図
【図４】エンジンの負荷と給気圧力比線図
【図５】エンジンの給気圧力比と燃費率関連図
【図６】ミラーサイクルのｐ−ｖ線図
【図７】エンジンの弁開閉図
【図８】サイクル線図
【図９】給気冷却器の略図
【図１０】本発明の第１の応用例を示す概略構成図
【図１１】本発明の第２応用例を示す概略構成図
【図１２】本発明の第３応用例を示す概略構成図
１ エンジン ２ クランク軸の先端 ３ プーリ ４ ベルト ５ ＳＣ（容積型過給機） ５ａ ＳＣ回転速度センサ ６ ＳＣの駆動軸 ６ａ ＳＣの駆動軸 ６ｂ ＳＣの駆動軸 ７ プーリ ８ 吸気管 ９ 吐出管 ９ａ 吐出管の上流部 １０ ＴＣ（ターボチャージャ） １０ａ 圧縮機 １０ｂ タービン １０ｃ 軸 １０ｄ ＴＣ回転速度センサ １１ 給気冷却器 １２ 給気冷却器 １３ 給気管 １４ 排気マニホールド １５ 排気管 １６ 流量計 １７ 電子制御器 １８ アクチュエータ １９ バイパス ２０ バイパス弁 ２１、２１ａ 圧力センサ ２２ アクセルペダル ２３ ポジションセンサ ２４ 冷却水温センサ ２５ エンジン速度センサ ２６ バイパス ２７ 切換弁 ２８ レバー ２９ アクチュエータ ３０ ＣＶＴ ３１ アクチュエータ ３２ 速度計 ３２ 差動歯車 ３２ａ 軸 ３２ｂ 遊星歯車 ３２ｃ 内歯歯車 ３２ｄ 太陽歯車 ３３ エンジンの出力軸 ３４ 駆動軸 ３５ 歯車 ３６ ＳＣ駆動歯車 ３７ 制動弁 ３８ アクチュエータ ３９ レバー ４０ 火花点火エンジン ４１ 吸気管 ４２ スロットルバルブ ４３ レバー ４４ アクチュエータ ４５ 火花点火エンジンの排気管 ４６ 三元触媒。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ０２Ｂ 39/06 Ｆ０２Ｂ 39/06 39/12 39/12 Ｆ０２Ｄ 23/02 Ｆ０２Ｄ 23/02 Ｃ
Claims (10)
- 【請求項１】 エンジンの最高トルク回転速度より高い
速度において最大能力となるターボチャージャと、該タ
ーボチャージャと直列に設置された容積型過給機とを備
え、該過給機をエンジン速度にかかわらず給気量一定に
保つよう制御しつつ２段過給を行うことを特徴とするハ
イブリッド過給エンジン。 - 【請求項２】 前記容積型過給機の給気量を、容積型過
給機側に設けたバイパス中のバイパス弁及び該弁と併設
した給気流量計により調節することを特徴とする請求項
１記載のハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項３】 前記容積型過給機の給気量を、容積型過
給機側に設けたバイパス中のバイパス弁及び前記過給機
に設けた回転速度計により調節することを特徴とする請
求項１記載のハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項４】 前記ハイブリッド過給エンジンが、その
給気系に設けた給気圧力計及び容積型過給機側に設けた
バイパス中のバイパス弁により、エンジンのシリンダ内
圧力が当該エンジンの許容最高圧力を超えないように、
最高給気圧力を調節することを特徴とする請求項１記載
のハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項５】 前記ハイブリッド過給エンジンが、高膨
張比の得られるミラー・サイクルシステムを備え、該シ
ステムによりシリンダ内圧力がエンジンの許容最高圧力
を超えないように、圧縮比を下げ且つ低燃料消費率を維
持するよう制御することを特徴とする請求項１記載のハ
イブリッド過給エンジン。 - 【請求項６】 前記容積型過給機を滑りクラッチを介し
て駆動するよう構成し、該クラッチを前記給気圧力計及
び給気流量計によりその滑り率を変えるよう制御して、
エンジンへの給気圧力と給気流量を調節することを特徴
とする請求項１または請求項２または請求項３または請
求項４記載のハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項７】 前記容積型過給機を無段変速機を介して
駆動するよう構成し、該変速機をエンジンと容積型過給
機との回転比を変えるよう制御して、エンジンへの給気
圧力及び同流量を調節することを特徴とする請求項１ま
たは請求項２または請求項３または請求項４記載のハイ
ブリッド過給エンジン。 - 【請求項８】 前記容積型過給機を差動歯車機構を介し
て駆動するよう構成し、該差動歯車機構を前記給気圧力
計と流量計と圧力調整弁により制御して、エンジンへの
給気圧力と給気流量を調節することを特徴とする請求項
１または請求項２または請求項３または請求項４記載の
ハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項９】 前記容積型過給機を火花点火エンジンに
より駆動するよう構成するとともに、該火花点火エンジ
ンを排気再循環（ＥＧＲ）制御してＮＯX を低減させる
ことを特徴とする請求項１または請求項２または請求項
３または請求項４記載のハイブリッド過給エンジン。 - 【請求項１０】 前記容積型過給機が速度型過給機であ
ることを特徴とする請求項６又は請求項７又は請求項９
記載のハイブリッド過給エンジン。
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9345816A JPH10238354A (ja) | 1996-12-27 | 1997-11-30 | ハイブリッド過給エンジン |
| US09/331,369 US6343473B1 (en) | 1996-12-27 | 1997-12-24 | Hybrid supercharged engine |
| DE69734530T DE69734530T2 (de) | 1996-12-27 | 1997-12-24 | Geladener hybridmotor |
| EP97949216A EP0957247B1 (en) | 1996-12-27 | 1997-12-24 | Hybrid supercharged engine |
| PCT/JP1997/004768 WO1998029647A1 (fr) | 1996-12-27 | 1997-12-24 | Moteur suralimente hybride |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8-358847 | 1996-12-27 | ||
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