专利名称：柴油机的涡轮增压器系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及用简单的结构和控制来获得高输出化和提高燃油经济性两全其美的柴油机增压器系统。
柴油机由于不进行汽油机那样的用于输出调整的吸入空气量的限制，因此与涡轮增压器的相容性好。柴油机的涡轮增压器系统的典型例子(单段涡轮)表示在图5中。
如图5所示，该涡轮增压器系统具有设于柴油机的吸气通路b的途中的压缩机c、设于排气通路d的途中的涡轮机e、以及连接压缩机c与涡轮机e的回转轴f，由排气驱动的涡轮机e的回转力通过回转轴f传递给压缩机c，将吸气进行加压(增压)后导入发动机a内。此外，设置于压缩机c与发动机a之间的二次冷却器g并非必不可少。
在这样的系统中，随着发动机转速的上升，排气流量增加，涡轮机e的转速增高同时压缩机c的转速也增高，这样就具有相对于发动机a的增压压力过剩的情况。为此，在排气通路d中连接绕过涡轮机e的旁通通路(旁路)h，在旁通通路h内设置排气旁通阀i，当增压压力在规定的压力以上时，打开排气旁通阀i，使排气的一部分不通过涡轮机e，而是经旁通通路h逃出，这样抑制涡轮机e的转速即压缩机c的转速，进行限制增压压力的增压压力的控制。
图6是表示上述涡轮增压器系统的压缩机c的特性图中发动机在全负荷下运转时的操作线的图。图中，j是波动界限线、k是最高旋转界限线、l是发动机的最大转矩点、m是发动机的最高输出点、n是压缩机的最高效率点、多个圆圈o是压缩机c的等效率线。如图所示，在发动机全负荷时，发动机a在达到最大转矩点l下的发动机转速前关闭排气旁通阀i，一旦上升到这以上的发动机转速，就逐渐打开排气旁通阀i，进行增压压力控制。
在此，图6中的纵轴的压力比与横轴的修正流量用压力比＝压缩机出口全压/压缩机入口全压修正流量＝(实测流量×(入口温度/参考温度)0.5)/(入口压力/参考压力)参考温度＝20℃(补正用的基准值)参考压力＝大气压(补正用的基准值)来定义。
在上述涡轮增压器系统中，在为了提高发动机的输出及转矩的场合，通过调整涡轮机e，使同一排气流量(同一发动机转速)的涡轮机转速增高，提高压缩机c的转速，可以考虑采用图6中压缩机c的压力比高的区域的操作线的方法。可是，这样的压力比高的区域由于是效率差的区域，因此采用该区域的操作线则燃油经济性会恶化。
即，在使用上述那样的压力比高而压缩机c的效率低的区域时，为了提高吸气压力(增压压力)，要求给涡轮机e提供较多的功(回转轴f的转矩)，这样，排气以出口缩小的状态来升高排气压力，如图8所示，由于吸气压力不比排气压力高而产生泵送损失(阴影线部分)，从而燃油经济性恶化。这里，吸气压力被称为压缩机c的下游侧的压力，而排气压力则被称为涡轮机e的上游侧的压力。
而且，即使在抑制发动机a的输出及转矩而使用压缩机c的压力比低的区域，也由于离心式压缩机c因其构造上的原因而限于高效率区域狭窄的流量范围内，而与此相对汽车用发动机a的转速范围较宽、排气流量范围也较宽，因此操作线的一部分不得不通过效率低的区域。因此，由于前段所述的理由，燃油经济性良好的范围受到了限制，难以获得整体上的燃油经济性的提高。
作为力图提高燃油经济性的涡轮增压器系统，已知的有通过调节对应于排气流量的变化涡轮机容量也变化的涡轮的转速，仅使用压缩机的效率良好的区域的所谓的可变容量涡轮增压器，但涡轮机由于为可变容量而产生节流损失、排气压力上升、可变幅度有限等原因，不能极大地提高燃油经济性，而且由于涡轮机为可变容量的，必需具有复杂的机构，因而不可避免地成本升高。
而且，也提出了这样的方案，即在发动机的吸排气系内直列两段地配置特性不同的2个涡轮增压器，在各段涡轮的压缩机与涡轮机上分别设置旁通通路及旁通阀，对应于发动机的运转状态适宜地开闭各旁通阀，切换使用任一涡轮，但是，必需以完全切换各涡轮为前提，在一个涡轮操作时，另一个涡轮基本上停止，因此难以控制切换的时间，控制变得复杂。也就是说，尽管直列两段配置的各涡轮常常并用，但仍未开发出更有效地进行增压的技术，留有改善的余地。
鉴于以上情况，本发明的目的是，提供一种通过简单的构造及控制来获得高输出、高转矩化和提高燃油经济性两全其美的柴油机的增压器系统。
为达到上述目的，本发明采取以下技术方案一种柴油机的涡轮增压器系统，其特征是具有在柴油发动机的排气通路中直列配置的高段侧涡轮机及低段侧涡轮机；在上述发动机的吸气通路中直列配置的分别由上述涡轮机驱动的高段侧压缩机及低段侧压缩机；绕过上述高段侧涡轮机而与上述排气通路连接的旁通通路；设置在该旁通通路上的排气旁通阀；及对该排气旁通阀的开度进行控制的控制部，所述控制部至少在发动机全负荷运转的区域中控制上述排气旁通阀，使其成在达到发动机的最大转矩点之前，使上述排气旁通阀完全关闭或者接近完全关闭的状态；在从最大转矩点到最高输出点之间逐渐增大排气旁通阀的开度；在最高输出点使排气旁通阀完全打开或者接近完全打开的状态。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部根据发动机的转速进行上述排气旁通阀的开度控制。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部将上述排气旁通阀的开度调节控制成，在高段侧压缩机中，使发动机最大转矩点附近的压力比高于最高输出点附近的压力比，且在低段侧压缩机中，使发动机最高输出点附近的压力比高于最大转矩点附近的压力比。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部将上述排气旁通阀的开度调节控制成，在发动机的最高输出点附近，使低段侧压缩机的压力比大于高段侧压缩机的压力比。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部对上述排气旁通阀的开度调节这样进行控制，即在发动机的最大转矩点附近，使高段侧压缩机的压力比在低段侧压缩机的压力比以上。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述柴油机的涡轮增压器系统的高段侧压缩机及低段侧压缩机，具有这样的特性，即高段侧压缩机比低段侧压缩机的最高压力比低、且相对于最大流量的高效率流量范围的比例大。
所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是仅由上述旁通阀的开度调节来进行增压压力控制。
按照本发明的柴油机的涡轮增压器系统，其具有在柴油发动机的排气通路中直列配置的高段侧涡轮机及低段侧涡轮机，在上述发动机的吸气通路中直列配置的分别由上述涡轮机驱动的高段侧压缩机及低段侧压缩机，在上述排气通路上绕过上述高段侧涡轮机地连接的旁通通路，设置在该旁通通路内的排气旁通阀，对该排气旁通阀的开度进行控制的控制部，至少在发动机全负荷运转的区域中，该控制部对上述排气旁通阀这样进行控制，即在达到发动机的最大转矩点之前，使上述排气旁通阀完全关闭或者接近完全关闭的状态；在从最大转矩点到最高输出点之间逐渐增大排气旁通阀的开度；在最高输出点使排气旁通阀完全打开或者接近完全打开的状态。
而且，上述控制部根据发动机的转速进行上述排气旁通阀的开度控制。
而且，上述控制部对上述排气旁通阀的开度调节这样进行控制，即在高段侧压缩机中，使发动机最大转矩点附近的压力比高于最高输出点附近的压力比，且在低段侧压缩机中，使发动机最高输出点附近的压力比高于最大转矩点附近的压力比。
而且，上述控制部对上述排气旁通阀的开度调节这样进行控制，即在发动机的最高输出点附近，使低段侧压缩机的压力比大于高段侧压缩机的压力比。
而且，上述控制部对上述排气旁通阀的开度调节这样进行控制，即在发动机的最大转矩点附近，使高段侧压缩机的压力比在低段侧压缩机的压力比以上。
另外，上述各柴油机的涡轮增压器系统的高段侧压缩机及低段侧压缩机具有这样的特性，即高段侧压缩机比低段侧压缩机的最高压力比低、且对应于最大流量的高效率流量范围的比例大。
而且，上述各柴油机的涡轮增压器系统仅由上述旁通阀的开度调节来进行增压压力控制。
下面参照
本发明的实施方式。
图1是表示本发明的一实施方式的柴油机的涡轮增压器系统的说明图。
图2(a)是上述涡轮增压器系统用的高段侧压缩机的性能特性图，图2(b)是上述涡轮增压器系统用的低段侧压缩机的性能特性图。
图3是以本发明者创造的用于与上述涡轮增压器系统比较的单段涡轮为基准进行涡轮选定与旁通阀控制场合的两段增压系统的说明图。
图4(a)是上述两段增压系统用的高段侧压缩机的性能特性图，图4(b)是上述两段增压系统用的低段侧压缩机的性能特性图。
图5是表示以往实施例的单段增压系统的说明图。
图6是上述单段增压系统用的压缩机的性能特性图。
图7是比较各增压系统的燃料消耗率的说明图。
图8是表示泵送损失的PV线图。
图9是表示泵送增益的PV线图。
图1是表示按照本发明实施方式的柴油机的涡轮增压器系统的概要说明图。
如图所示，在柴油(发动)机1的排气通路2中，沿排气的流动方向间隔地直列设置高段侧涡轮机3与低段侧涡轮机4；在发动机1的吸气通路5中，沿吸入空气的流动方向间隔地直列设置高段侧压缩机6与低段侧压缩机7。高段侧压缩机6与高段侧涡轮机3用回转轴8连结起来，构成高段侧涡轮9；低段侧压缩机7与低段侧涡轮机4用回转轴10连结起来，构成低段侧涡轮11。
如图2(a)、(b)所示，低段侧涡轮11具有比高段侧涡轮9大的容量。即，图2(b)所示的低段侧压缩机7的修正流量比图2(a)所示的高段侧压缩机6的修正流量大。此外，高段侧压缩机6的最高压力比低于低段侧压缩机7的，具有相对于对应的修正流量的效率好的流量范围大的特性；低段侧压缩机7的最高压力比高于高段侧压缩机6的，具有相对于对应的修正流量的效率好的流量区域小的特性。也就是说，高段侧压缩机6比低段侧压缩机7的最高压力比低，且具有对应于修正流量的最大值的高效率流量范围的比例大的特性。
上述各涡轮9、11中所用的离心式压缩机6、7由于其构造上的原因，在压力比高时的效率良好的区域变窄，由于没有在扩大其效率良好的区域时增高压力比的性质，基于此，本实施方式在高段侧压缩机6中，使用扩大其抑制压力比低的效率良好的区域这种特殊化的方式，在低段侧压缩机7中，使用缩小其压力比高且效率良好的区域的特殊化的方式。
图2(a)、(b)中，12为波动界限线、13为最高转速界限线、14为发动机的最大转矩点、15为发动机的最高输出点、16为压缩机的最高效率点、多个圆圈17为压缩机的等效率线。此外，压力比、修正流量如前述“现有技术”部分所述，用压力比＝压缩机出口全压/压缩机入口全压修正流量＝(实测流量×(入口温度/参考温度)0.5)/(入口压力/参考压力)参考温度＝20℃(补正用的基准值)参考压力＝大气压(补正用的基准值)来定义。
在高段侧压缩机6与低段侧压缩机7之间的吸气通路5中，设置中间冷却器18；在高段侧压缩机6与发动机1之间的吸气通路5中，设置二次冷却器19。这样的中间冷却器18与二次冷却器19用于对因压缩而升温的吸入空气进行冷却，但对于本发明的构成来说并非必不可少，可以仅采用其中任一个，两者都不采用也未尝不可。
在排气通路2中设置旁通通路20，该旁通通路20绕过上述高段侧涡轮机3地连接高段侧涡轮机3的上游侧与下游侧。在旁通通路20中，设置排气旁通阀21。排气旁通阀21用于调节流过旁通通路20内的排气的流量(0～100％)。排气旁通阀21的开度由控制部22控制。
至少在发动机1的全负荷时，控制部22对排气旁通阀21如下所述地进行开度调节。即如此地进行控制①在达到发动机1的最大转矩点14前完全关闭排气旁通阀21或者接近于完全关闭的状态；②在从发动机1的最大转矩点14到最高输出点15之间逐渐扩大排气旁通阀21的开度；③在发动机1的最高输出点15处完全打开排气旁通阀21或者接近于完全打开的状态。
这里，排气旁通阀21的开度控制由于至少是在发动机1的全负荷时进行的，因此也可以在中负荷及低负荷时进行。此外，“排气旁通阀21的开度逐渐扩大”并不意味着必然是无级地打开，也可以是有级地打开。通过这种排气旁通阀21的开度控制，各段所压缩机6、7的操作线23、24就如图2(a)、(b)所示，从最大转矩点14到最高输出点15通过效率高的区域。
即，控制部22对排气旁通阀21的开度调节这样进行控制在高段侧压缩机6中，发动机最大转矩点14附近的压力比大于最高输出点15附近的压力比；而在低段侧压缩机7中，发动机最高输出点15附近的压力比大于最大转矩点14附近的压力比。而且，控制部22对排气旁通阀21的开度调节这样进行控制在发动机1的最高输出点15附近，低段侧压缩机7的压力比大于高段侧压缩机6的压力比。此外，控制部22对排气旁通阀21的开度调节这样进行控制在发动机1的最大转矩点14附近，高段侧压缩机6的压力比在低段侧压缩机7的压力比以上。
在发动机1的全负荷时，即使在排气旁通阀21完全打开的场合下，通过在高段侧涡轮机3的上游与下游之间确保规定的压力差，使旁通通路20的通路内径比排气通路2的通路内径缩小，高段侧涡轮机3也多少能够被驱动。当高段侧涡轮机3的上游与下游之间的压力差消除时，高段侧涡轮机3就不会被排气能量驱动，高段侧压缩机6就构成阻力。此外，这里所谓的发动机全负荷时的排气旁通阀21的完全打开，是以上述那样确保高段侧涡轮机3的上游与下游之间规定的压力差的开度的上限来定义的。
控制部22对在进行排气旁通阀21的开度调节时成为基准的发动机1的最大转矩点14及最高输出点15的检测，是基于从图1所示的发动机旋转传感器25输出的发动机转速进行的。即，在发动机1的全负荷时，预先求出产生发动机1的最大转矩的发动机转速和产生发动机1的最高输出的发动机转速，发动机旋转传感器25检测出所述的各发动机转速，控制部22分别判断发动机的最大转矩点14与最高输出点15。
这样，通过排气旁通阀21的开度控制与各段涡轮9、11(压缩机6、7)的特性的选择，如图2(a)、(b)所示，在发动机1的全负荷时，各段压缩机6、7的操作线23、24从最大转矩点14到最高输出点15分别通过效率良好的区域。即，在达到发动机全负荷时的最大转矩点14之前，由于排气旁通阀21关闭，随着发动机转速的上升，各段压缩机6、7的压力比一同上升。
而且，在达到发动机1全负荷时的最大转矩点14时，由于排气旁通阀21开始打开，在发动机转速上升的同时高段侧压缩机6的压力比下降；并且当发动机转速上升到达发动机1的最高输出点15时，由于排气旁通阀21完全打开，高段侧压缩机6的压力比就被控制成其以上。结果，如图2(a)所示，高段侧压缩机6的操作线23向右下方通过高段侧压缩机6的高效率区域，其中该高段侧压缩机6的高效率区域具有与低段侧压缩机7相比，最高压力比低，且与对应的最大的修正流量相比，高效率区域宽(高度低、下摆宽的形状的山形)的特性。
此外，对于低段侧压缩机7，在到达发动机1全负荷时的最大转矩点14以后，随着发动机转速的上升，在到达发动机最高输出点15之前压力比升高。结果，如图2(b)所示，低段侧压缩机7的操作线24向右上方通过低段侧压缩机7的高效率区域，其中该低段侧压缩机7的高效率区域具有与高段侧压缩机6相比，最高压力比高，且与对应的最大的修正流量相比，高效率区域窄(高度高、下摆窄的形状的山形)的特性。
这样，由于操作线23、24分别通过特性不同的各段的压缩机6、7的高效率区域，因此可以产生发动机1的高转矩、高输出与实现低燃料消耗两者兼得。即，在如图5及6所示的单段涡轮的场合，考虑到压力比与高效率区域的操作流量之间的平衡，由于可以说是使用双方折衷特性的压缩机，因此相反的是，从发动机全负荷时的最大转矩点1到最高输出点m，并不是压力比与效率都高。
与此相对，本实施方式与图6的情况相比，在高段侧压缩机6利用最高压力比低、高效率区域宽的特性，在低段侧压缩机7利用最高压力比高且高效率区域窄的特性，即各段都利用具有特殊化特性的压缩机6、7，从发动机全负荷时的最大转矩点14到最高输出点15，通过使操作线23、24在这样特殊化的压缩机6、7中分别通过高效率的区域，操作排气旁通阀21，从而可以获得发动机1的高输出、高转矩与低燃料消耗两全其美。
关于上述情况也可作以下考虑。柴油机1由于一般不进行输出调整用的吸气节流，因此排气的流量不受输出大小的限制，而是可以基本上与发动机转速成比例地增加。为此，使低段侧压缩机7的特性如图2(b)所示具有右肩上尖山的特性，其不进行排气旁通因而常主要采用这种方式，与操作流量成比例、即与发动机转速成比例地使压力比上升，由于其右肩上的区域的效率具有高的特性，因此可以不受发动机转速大小的限制，基本上可以获得效率的提高。
另外，对于高段侧压缩机6，利用图2(a)所示的比较平坦的钝山的特性，从发动机1的最大转矩点14到最高输出点15，由于过剩增压的原因，将过剩的排气由旁通阀21旁通，由此造成的流量变动可以由其宽的高效率区域而高效率地得以掩盖。由此，在从发动机1的最大转矩点14到最高输出点15进行增压压力控制时(排气旁通阀21打开时)所产生的修正流量的变动由于被其宽的高效率区域所掩盖，因此可以获得在进行增压压力控制时的效率提高。
这样，本实施方式在压力比与修正流量的特性特殊化的各段的压缩机6、7中，通过排气旁通阀21的控制，在发动机全负荷时从最大转矩点14到最高输出点15，使操作线23、24分别通过高效率区域，即使在发动机的高转速区域中，由于通过双方的涡轮9、11高效率地进行增压，因此可以使得发动机1的高输出、高转矩与低燃油消耗两全其美(两者兼得)。
图7中表示了燃油消耗的试验结果。图7中，虚线26为通常的单段式可变容量涡轮的单段增压的燃油消耗线，单点划线27为以单段式涡轮为基准进行涡轮选定与旁通阀控制场合的两段增压的燃油消耗线，实线28为本实施方式的两段增压的燃油消耗线。
在此，作为比较对象的“以单段涡轮为基准进行涡轮选定与旁通阀控制场合的两段增压”的说明图表示于图3中，其各段压缩机6、7的特性表示于图4中。如图所示，在该场合，各段的压缩机6、7采用除低段侧比高段侧的修正流量大这一点不同外，基本的特性相同的压缩机。而且，对于低段侧压缩机7，也与高段侧压缩机6同样地设置旁通通路29与排气旁通阀30。各排气旁通阀21、30在发动机1的全负荷时，在达到最大转矩点14之前保持关闭。因此，在达到最大转矩点14前，随着发动机转速的上升(修正流量的增加)压力比也增高。
此后，从发动机1的最大转矩点14到最高输出点15，增压压力保持大致一定，各排气旁通阀21、30逐渐打开，排气绕过各涡轮机3、4，各压缩机6、7的压力比基本上保持不变。在该系统中，各段的压缩机6、7的特性由于以图6所示的单段涡轮的场合为基准，压力比及效率双方折衷，因此在从发动机全负荷时的最大转矩点14到最高输出点15的过程中，操作线不通过效率高的区域。
因此，如图7所示，“以单段涡轮为基准进行涡轮选定与旁通阀控制场合的两段增压”(单点划线27)比“单段式可变容量涡轮的单段增压”(虚线26)的燃油经济性要高，但燃油经济性不如“本实施方式的两段增压”(实线28)优良。具体地说，实线28与单点划线27之差在排气量为2升的直喷涡轮柴油机的场合，为10g/KWh的程度。
本实施方式的燃油经济性提高的原理用图8及图9来说明。图8为单段式可变容量涡轮的PV线图(表示发动机运转时的缸内压力与容积的变化过程)，图9为本实施方式的两段增压的PV线图。在线图中，按照吸气-压缩-膨胀-排气的顺序，∫Pdv的积分值与发动机1的输出、转矩成比例。即，在沿顺时针的循环的场合可以获得输出，而在沿逆时针的循环的场合则具有损失。
如图8所示，在单段时可变容积涡轮的场合，在高增压时(高升压时)的吸气、排气冲程中沿逆时针的循环而产生损失(泵送损失)。在用单段涡轮进行高增压时，正如已描述过的，不得不使用涡轮的效率差的区域(参照图6)，为了提高吸气压力，要求给涡轮机提供更多的功(轴转矩)，这成为排气压力上升的原因。
另外，如图9所示，按照本实施方式的两段增压，在高增压时的吸气、排气冲程中沿顺时针的循环产生输出(泵送增益)。在用本实施方式的两段增压进行高增压时，正如已描述过的，由于沿涡轮的效率良好的区域运转，因此使吸气压力上升所需的必要的动力(轴转矩)小，涡轮机仅需较少的功来驱动，这成为抑制排气压力上升的原因。
按照上述，本实施方式的两段增压即使采用相同量的燃料也能获得更多的输出，因此可以减小燃料消耗。此外，即使采用“单段涡轮”，在使用压力比的低区域的场合(输出、转矩比较低的场合)，也可以获得泵送增益；即使采用“以单段为基准的两段增压”，也能在比单段宽的运转区域获得泵送增益；然而采用“本实施方式的两段增压”，能够在比上述宽的运转区域获得更大的泵送增益。
而且，本实施方式的两段增压可以仅对设置在仅高段侧3的一个排气旁通阀21进行开闭控制，就可控制涡轮整体9、11的操作。因此，由于实质上为可变容量，故与单段可变容量涡轮(VGS系统等)相比，构造简单且成本低廉。但是，也可在低段侧涡轮机4设置旁通通路及旁通阀，而且，还可在高段侧压缩机6乃至低段侧压缩机7侧设置旁通通路及旁通阀，对它们进行适宜的切换。此外，如图2(a)、(b)所示的操作线23、24的配置也可按照使高段侧涡轮机3可变容量化地达成。
下面表示本实施方式的各段压缩机6、7的理想的控制目标值的一例。但是，并非一定要限定为这样的数值。发动机1的特性为最大转矩点14的转速×2＝最高输出点15的转速在最大转矩点14的负荷×0.9＝最高输出点15的负荷的场合，高段侧压缩机6为最大转矩点14的压力比×0.7＝最高输出点15的压力比的大小，低段侧压缩机7为最大转矩点14的压力比×1.4＝最高输出点15的压力比的大小，最高输出点15的压力比为高段侧压缩机6的压力比×1.85＝低段侧压缩机7的压力比，这样控制旁通阀21且选择适当容量的涡轮9、11，成为理想的解。
本发明的效果按照以上说明的本发明的柴油机的涡轮增压器系统，通过简单的构造及控制，可以获得高输出、高转矩化与提高燃油经济性两全其美。
权利要求
1.一种柴油机的涡轮增压器系统，其特征是具有在柴油发动机的排气通路中直列配置的高段侧涡轮机及低段侧涡轮机；在上述发动机的吸气通路中直列配置的分别由上述涡轮机驱动的高段侧压缩机及低段侧压缩机；绕过上述高段侧涡轮机而与上述排气通路连接的旁通通路；设置在该旁通通路上的排气旁通阀；及对该排气旁通阀的开度进行控制的控制部，所述控制部至少在发动机全负荷运转的区域中控制上述排气旁通阀，使其成在达到发动机的最大转矩点之前，使上述排气旁通阀完全关闭或者接近完全关闭的状态；在从最大转矩点到最高输出点之间逐渐增大排气旁通阀的开度；在最高输出点使排气旁通阀完全打开或者接近完全打开的状态。
2.如权利要求1所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部根据发动机的转速进行上述排气旁通阀的开度控制。
3.如权利要求1～2所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部将上述排气旁通阀的开度调节控制成，在高段侧压缩机中，使发动机最大转矩点附近的压力比高于最高输出点附近的压力比，且在低段侧压缩机中，使发动机最高输出点附近的压力比高于最大转矩点附近的压力比。
4.如权利要求1～3所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部将上述排气旁通阀的开度调节控制成，在发动机的最高输出点附近，使低段侧压缩机的压力比大于高段侧压缩机的压力比。
5.如权利要求1～4所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述控制部对上述排气旁通阀的开度调节这样进行控制，即在发动机的最大转矩点附近，使高段侧压缩机的压力比在低段侧压缩机的压力比以上。
6.如权利要求1～5所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是上述柴油机的涡轮增压器系统的高段侧压缩机及低段侧压缩机，具有这样的特性，即高段侧压缩机比低段侧压缩机的最高压力比低、且相对于最大流量的高效率流量范围的比例大。
7.如权利要求1～6所述的柴油机的涡轮增压器系统，其特征是仅由上述旁通阀的开度调节来进行增压压力控制。
全文摘要
柴油机的涡轮增压器系统,具有:于柴油机的排气通路直列配置的高段和低段侧涡轮机;在吸气通路直列配置的高段和低段侧压缩机;绕过高段侧涡轮机地连接的旁通通路;设置于旁通通路的排气旁通阀;控制该阀开度的控制部,在达到发动机最大转矩点前,使该阀完全关闭或接近完全关闭的状态以提高增压压力:在从最大转矩点到最高输出点间逐渐增大该阀开度控制增压压力:在最高输出点使该阀完全打开或接近完全打开的状态以限制增压压力。
文档编号F02B37/007GK1297102SQ0013391
公开日2001年5月30日 申请日期2000年11月17日 优先权日1999年11月17日
发明者栗原浩一, 小平隆雄, 安立利明, 藤崎多加夫, 井上尊雄, 柳泽直树 申请人:五十铃自动车株式会社