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JP2019078197A - ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法 - Google Patents

ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法 Download PDF

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JP2019078197A JP2017204466A JP2017204466A JP2019078197A JP 2019078197 A JP2019078197 A JP 2019078197A JP 2017204466 A JP2017204466 A JP 2017204466A JP 2017204466 A JP2017204466 A JP 2017204466A JP 2019078197 A JP2019078197 A JP 2019078197A
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Abstract

【課題】第１ターボ過給機が主として作動する運転領域と、第２ターボ過給機が主として作動する運転領域との間でスムースな移行を実現する。
【解決手段】ＰＣＭ１０は、レギュレートバルブ６４ａを制御することにより、排気バイパス通路６４を介したガス流を抑制する第１過給領域Ａと、排気バイパス通路６４を介したガス流を促進する第２過給領域Ｂと、をエンジン１の運転状態に基づき使い分ける。ＰＣＭ１０は、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行初期に、絞り弁６５を制御することによって、当該移行を開始した時点よりも大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する。
【選択図】図５

Description

ここに開示する技術は、ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法に関する。
特許文献１には、ターボ過給機付エンジンの一例が開示されている。具体的に、この特許文献１に開示されたエンジンは、燃焼室に接続された排気通路と、その排気通路に配置された第１タービン（小型タービン）を有して成る第１ターボ過給機（小型ターボ過給機）と、排気通路において第１タービンの下流に配置された第２タービン（大型タービン）を有して成る第２ターボ過給機（大型ターボ過給機）と、を備えて構成されている。
前記特許文献１に係る排気通路は、第１タービンを経由して第２タービンへと至る通路とは別に、第１タービンを迂回して第２タービンへと至る第２過給通路（バイパス路）と、第２過給通路を開閉可能なレギュレートバルブと、を有している。
そして、前記特許文献１に開示されたエンジンは、その運転状態に応じてレギュレートバルブを開閉することにより、第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域（第１領域）と、第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域（第２領域）と、が使い分けられるようになっている。
例えば、第１過給領域では、レギュレートバルブを閉じることによって第２過給通路を閉塞する。そうすると、排気通路に導入された排気ガスは、第１タービンを迂回することなく、第１タービンを通過した後に第２タービンへと至るようになるため、第１ターボ過給機が主に作動することになる。
一方、第２過給領域では、レギュレートバルブを開くことによって第２過給通路を開放する。そうすると、排気通路に導入されたガスの大部分は、第１タービンを迂回して第２タービンへと至るようになるため、第２ターボ過給機が主に作動することになる。
特開２０１３−１３３７６２号公報
前記特許文献１に記載されているようなエンジンでは、その運転状態に応じて、前述の第１過給領域と第２過給領域との一方から他方へと移行することになる。近年、ポンプ損失の低減などの観点から、そうした領域間の移行を、よりスムースに行うことが望まれている。
ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、ターボ過給機付エンジンにおいて、第１ターボ過給機が主として作動する運転領域と、第２ターボ過給機が主として作動する運転領域との間でスムースな移行を実現することにある。
ここに開示する技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を備えたターボ過給機付エンジンの制御装置に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更可能に構成された流量変更部と、を有する。
前記制御装置は、前記流量変更部を制御することにより、前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記第２過給通路を介したガス流を前記第１過給領域よりも促進する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に基づき使い分け、前記第１過給領域から前記第２過給領域への移行初期に、前記流速変更部を制御することによって、当該移行を開始した時点よりも前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する。
前記ターボ過給機付エンジンは、その制御装置が流量変更部を制御することにより、第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、が使い分けられるようになっている。
そうすると、第１過給領域では、第２過給通路を介したガス流を抑制した分、排気通路に導入された排気ガスの大部分は、第１タービンを迂回することなく、第１タービンを通過した後に第２タービンへと至るようになる。そのため、この運転領域では、第１ターボ過給機が主に作動することになる。
一方、第２過給領域では、第２過給通路を介したガス流を促進した分、排気通路に導入されたガスの大部分は、第１タービンを迂回して第２タービンへと至るようになる。そのため、この運転領域では、第２ターボ過給機が主に作動することになる。
しかし、単に流量変更部の制御態様を切り替えるだけでは、例えば第１過給領域から第２過給領域へと移行しようとしたときに、第２タービンの回転数が十分に確保されない可能性がある。第２タービンの回転数が確保されないままの状態で、流量変更部の制御態様を切り替えてしまうのは、移行時の過給抜けを考慮すると望ましくない。
移行時の過給抜けを抑制するためには、例えば、第２タービンの回転数が十分に高まったことを条件として、流量変更部の制御態様を切り替えるように構成することが考えられる。この場合、第１過給領域から第２過給領域へとスムースに移行するためには、移行しようとしている過渡時（具体的には、流量変更部の制御態様を切り替える前の移行初期）に、第２タービンの回転数を可能な限り速やかに高めることが求められる。
前記の構成によると、制御装置は、第１過給領域から第２過給領域への移行初期に絞り制御を実行する。このとき、制御装置は、流速変更部を制御することによって、第２タービンに流入する排気ガスの流速を高める。そうすると、第２タービンの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。そのことで、流量変更部の制御態様を早めに切り替えることができ、ひいては、第１過給領域から第２過給領域への移行期間を短縮することが可能となる。
したがって、第１過給領域から第２過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを抑制しつつ、移行期間を短縮することができる。そのことで、第１過給領域から第２過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
また、前記流量変更部は、前記第２過給通路を開閉するバイパス弁として構成され、前記繋ぎ制御の最中、前記バイパス弁の開度は、少なくとも前記第２過給領域における定常時よりも閉じ側に設定される、としてもよい。
この構成によれば、バイパス弁の開度を閉じ側に設定した分、第１過給領域から第２過給領域へと移行する最中、つまり繋ぎ制御の最中に第１タービンに流入するような排気ガスを確保することができる。そうすると、第１タービンの回転数を確保したまま、第２タービンの回転数を上昇させることができるので、移行時の過給抜けを、より効果的に抑制することができる。
また、前記流速変更部は、前記第２タービンの入口の流路断面積を変更可能な絞り弁として構成され、前記制御装置は、前記繋ぎ制御を実行して前記第２過給領域へと移行した後の定常時には、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記繋ぎ制御の最中よりも前記流路断面積を拡大する、としてもよい。
この構成によれば、第２過給領域へと移行した後の定常時には、第２タービンの回転数は既に確保されているため、繋ぎ制御の最中ほど、流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときは、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、第２タービンへと流入する排気ガスの流速を、より適切に制御することができる。
また、前記流速変更部は、前記第２タービンの入口の流路断面積を変更可能な絞り弁として構成され、前記制御装置は、前記第１過給領域における定常時には、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記繋ぎ制御の最中よりも前記流路断面積を拡大する、としてもよい。
この構成によれば、第１過給領域における定常時には、第１ターボ過給機が主に作動することになるため、繋ぎ制御のように、敢えて流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときには、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、第１タービン下流側の流路抵抗が低減されるため、過給効率を確保する上で有利になる。
また、前記制御装置は、前記繋ぎ制御を実行している最中に前記第２タービンの回転数が所定値以上に高まったときには、前記第２過給通路を介したガス流を許容するように前記流量変更部を制御することにより、前記繋ぎ制御を終了して前記第２過給領域への移行を完了する、としてもよい。
第２タービンに対し、第１過給通路を介して排気ガスを流入させた場合、第２タービンには、第１タービンを通過することにより排気エネルギが消費された後の排気ガスが流入することになる。このことは、排気ガスの流速を確保するには不都合である。
対して、前記の構成によれば、第２タービンに対し、第２過給通路を介して排気ガスを流入させることができる。この場合、第１タービンを迂回することにより、排気エネルギが相対的に大きくなるため、第２タービンに対して、高流速の排気ガスを流入させることができる。
また、前記ターボ過給機付エンジンは、前記第２タービンの外周に配置された複数のノズルベーンと、前記第２タービン、及び、前記複数のノズルベーンの双方を収容しているとともに、前記第１過給通路の下流端が接続されているハウジングと、を備え、前記複数のノズルベーンは、前記流速変更部を構成しているとともに、各々、前記ハウジングの内壁に対して隙間を空けて配置されている、としてもよい。
ここに開示する別の技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を用いたターボ過給機付エンジンの制御方法に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更可能に構成された流量変更部と、を有する。
前記制御方法は、前記流量変更部を制御することにより、前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記第２過給通路を介したガス流を前記第１過給領域よりも促進する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に基づき使い分け、前記第１過給領域から前記第２過給領域への移行初期に、前記流速変更部を制御することによって、当該移行を開始した時点よりも前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する。
前記の方法によれば、第１過給領域から第２過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを抑制しつつ、移行期間を短縮することができる。そのことで、第１過給領域から第２過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
ここに開示する別の技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を備えたターボ過給機付エンジンの制御装置に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有する。
前記制御装置は、前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に応じて使い分け、前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行する。
そして、前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する。
この構成によれば、前記ターボ過給機付エンジンは、その運転状態に応じて流量変更部の開度を切り替えることにより、第２過給通路を介したガス流を抑制し、第１ターボ過給機が主に作動することになる第１過給領域と、第２過給通路を介したガス流を許容し、第２ターボ過給機が主に作動することになる第２過給領域と、が使い分けられるようになっている。
しかし、単に流量変更部の開度を変更するだけでは、例えば第２過給領域から第１過給領域へと移行するべく流量変更部の開度変更を行ったとき、その開度変更を開始してから、その開度変更を完了した直後までの期間にかけて、第１タービンの回転数が十分に確保されない可能性がある。このことは、移行時の過給抜けを考慮すると望ましくない。
そこで、前記制御装置は、第２過給領域から第１過給領域への移行時に、前記戻し制御を実行する。このとき、制御装置は、流速変更部を制御することによって、少なくとも流量変更部が開度変更を開始した時点よりも、第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を拡大する。流路断面積を拡大すると、第２タービンに流入する排気ガスの流速が抑制される一方で、第２タービンに対して上流側に位置する第１タービン付近における流路抵抗が低減されて、第１タービンの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。
しかし、流路断面積を急峻に拡大してしまうと、第１タービンの回転数が十分に高まる前に、第２タービンの回転数が落ち切ってしまい、移行時の過給抜けを招く可能性がある。
そこで、前記の構成によると、制御装置は、戻し制御を実行するとき、流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて流路断面積を拡大する。これにより、第２タービンの回転数の低下を抑制しつつも、第１タービンの回転数を高めることが可能になる。そのことで、移行時の過給抜けを予防することが可能となる。
したがって、第２過給領域から第１過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを効果的に抑制することができる。そのことで、第２過給領域から第１過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
ここに開示する別の技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を用いたターボ過給機付エンジンの制御方法に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有する。
前記制御方法は、前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、エンジンの運転状態に応じて使い分け、前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行し、前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する。
この方法によれば、第２過給領域から第１過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを効果的に抑制することができる。そのことで、第２過給領域から第１過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
以上説明したように、前記ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法によると、第１ターボ過給機が主として作動する運転領域と、第２ターボ過給機が主として作動する運転領域との間で、スムースな移行を実現することができる。
図１は、ディーゼルエンジンの構成を例示する概略図である。 図２は、ディーゼルエンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。 図３は、２ステージターボ過給機の作動マップを例示する図である。 図４は、第１過給領域と第２過給領域との間の切替をイメージした概略図である。 図５は、繋ぎ制御の具体例を示すタイムチャートである。 図６は、戻し制御の具体例を示すタイムチャートである。 図７は、大型及び小型ターボ過給機の縦断面図である。 図８は、絞り弁の縦断面図である。 図９は、第１過給領域における排気のフローと、第２過給領域における排気のフローとを比較して示す図である。
以下、ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の説明は例示である。図１は、ディーゼルエンジン（以下、単に「エンジン」という）１の構成を例示する概略図である。また、図２は、エンジン１の制御装置の構成を例示するブロック図であり、図３は、２ステージターボ過給機の作動マップを例示する図である。さらに、図４は、第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとの間の切り替えをイメージした概略図である。
（エンジンの全体構成）
エンジン１は、例えば四輪の車両に搭載されるとともに、軽油を主成分とした燃料が供給される４ストローク式のディーゼルエンジンである。また、図１に示すように、エンジン１は、燃焼室１４ａに接続された排気通路４０と、その排気通路４０に配置された小型タービン６２ｂ（第１タービン）を有して成る小型ターボ過給機６２（第１ターボ過給機）と、排気通路４０において小型タービン６２ｂの下流に配置された大型タービン６１ｂを有して成る大型ターボ過給機６１（第２ターボ過給機）と、を備えた２ステージ式のターボ過給機付エンジンとされている。
エンジン１の出力軸であるクランクシャフト１５は、不図示の変速機を介して駆動輪に連結されている。エンジン１が運転することにより、その出力が駆動輪に伝達されて車両が推進する。
エンジン１は、複数のシリンダ１１ａ（図１においては１つのみを図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯留されたオイルパン１３とを有している。エンジン１の各シリンダ１１ａ内には、ピストン１４が往復動可能にそれぞれ嵌挿されている。ピストン１４の頂面には、リエトラント形の燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。このピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。
シリンダヘッド１２には、シリンダ１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されている。吸気ポート１６には、燃焼室１４ａの開口を開閉する吸気弁２１が配設されている。同様に、排気ポート１７には、燃焼室１４ａの開口を開閉する排気弁２２が配設されている。
エンジン１は、吸気弁２１及び排気弁２２の各々を駆動する動弁機構として、バルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を可変にする可変動弁機構７１（図２参照）を備えている。可変動弁機構７１は、公知の様々な機構を採用することができる。エンジン１は、その運転状態に応じて、吸気弁２１のバルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を変更するとともに、排気弁２２のバルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を変更する。
シリンダヘッド１２には、燃焼室１４ａの中に燃料を噴射するよう構成されたインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に各シリンダ１１ａ内の吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。インジェクタ１８は、燃料を噴射するための噴射口が燃焼室１４ａの天井面から燃焼室１４ａに臨むように配設されている。
インジェクタ１８は、複数回の分割噴射など、噴射口の高度な開度制御が可能に構成されている。後述の如く、ＰＣＭ１０は、インジェクタ１８を通じた燃料の噴射態様を制御するべく、インジェクタ１８に対してパルス信号を入力する。パルス信号のパルス幅、入力タイミング、入力回数を通じて、燃料の噴射態様が制御されるようになっている。
エンジン１の一側面には吸気通路３０が接続されている。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に連通しており、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａに新気を導入する。一方、エンジン１の他側面には、排気通路４０が接続されている。排気通路４０は、各シリンダ１１ａの排気ポート１７に連通しており、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａから既燃ガス（つまり、排気ガス）を排出する。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、吸入空気の過給を行うよう構成された、前述の大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。
吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、シリンダ１１ａ毎に分岐する独立通路を構成する。各独立通路の下流端が各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に接続されている。
吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型ターボ過給機６１の大型コンプレッサ６１ａと、小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａと、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、吸入空気量を調節する吸気絞り弁３６とが配設されている。吸気絞り弁３６は、基本的には全開状態であるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態になる。
排気通路４０の上流側の部分は、排気マニホールドによって構成されている。排気マニホールドは、シリンダ１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された複数の独立通路と、複数の独立通路が集合する集合部と、を有している。
排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂと、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。
排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、ＤＰＦという）４１ｂとを有している。酸化触媒４１ａは、ＤＰＦ４１ｂよりも上流に配置されている。酸化触媒４１ａ及びＤＰＦ４１ｂは、１つのケースに収容されている。酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されることによってＣＯ２及びＨ２Ｏを生成する反応を促す。また、ＤＰＦ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集する。なお、ＤＰＦ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。
吸気通路３０と排気通路４０との間には、排気ガス還流通路５１が介設している。排気ガス還流通路５１は、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流する。排気ガス還流通路５１の上流端は、排気通路４０における排気マニホールドと小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり、小型タービン６２ｂよりも上流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１の下流端は、吸気通路３０におけるサージタンク３３と吸気絞り弁３６との間の部分（つまり、小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａと、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２とが配設されている。
大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａと大型タービン６１ｂとは、互いに連結されており、一体に回転するようになっている。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。一方、大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。
小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａと小型タービン６２ｂとは、互いに連結されており、一体に回転するようになっている。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。
すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設されている。対して、排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。
これら大型タービン６１ｂ及び小型タービン６２ｂが排気ガス流により回転することによって、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａがそれぞれ回転し、吸入空気を圧縮する。
ここで、小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が、小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。
吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする吸気バイパス通路６３が接続されている。吸気バイパス通路６３には、吸気バイパス弁６３ａが配設されている。吸気バイパス弁６３ａは、吸気バイパス通路６３を流れる空気量を調整する。吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（ノーマルクローズ）となるように構成されている。
排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする排気バイパス通路６４が接続されている。すなわち、図４に示すように、排気通路４０のうち、小型タービン６２ｂを経由して大型タービン６１ｂへと至るように排気ガスを導く部分を過給通路４０ａ（第１過給通路）と呼称すると、本実施形態に係る排気通路４０は、その過給通路４０ａと、小型タービン６２ｂを迂回して大型タービン６１ｂへと至るように排気ガスを導く排気バイパス通路６４（第２過給通路）とによって構成されている。
排気バイパス通路６４には、排気バイパス通路６４を流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａは、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。レギュレートバルブ６４ａは、排気バイパス通路６４を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能に構成されているという点で、「流量変更部（バイパス弁）」を例示している。
排気通路４０における大型タービン６１ｂの入口、つまり大型タービン６１ｂの直上流部には、その直上流部の流路断面積を変更するための絞り弁６５が配設されている。詳細な図示は後述するが、絞り弁６５は、支持軸周りに回動可能な複数のノズルベーン（リードベーン６５ａ）を備えて成り、各ノズルベーンの開度を変更することにより、過給通路４０ａ及び排気バイパス通路６４の少なくとも一方を介して大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成されている。例えば、エンジン１の回転数が低いときには、各ノズルベーンの開度を小さく絞ることにより、タービン翼列内に流入する排気ガスの流速を高めるとともに、その流れ方向が大型タービン６１ｂの接線方向（つまり、円周方向）に向くことによって過給効率を高めることができる。絞り弁６５は、「流速変更部」の例示である。
また、エンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１５以下とした、比較的低圧縮比となるように構成されている、エンジン１は、低圧縮比化によって、排気エミッション性能及び熱効率の向上を図っている。
（エンジンの制御装置の構成）
前述のようにして構成されたエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置を構成する。
ＰＣＭ１０には、図２に示すように、様々なセンサの検出信号が入力される。ここに含まれるセンサは、例えばエンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、吸入空気の圧力を検出する吸気圧センサＳＷ２及び吸入空気の温度を検出する吸気温センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、排気中の酸素濃度を検出するＯ２センサＳＷ６、車速を検出する車速センサＳＷ７、並びに、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ８である。
ＰＣＭ１０は、これらのセンサＳＷ１〜ＳＷ８の検出信号に基づいて種々の演算を行うことにより、エンジン１や車両の状態を判定すると共に、インジェクタ１８、グロープラグ１９、可変動弁機構７１、吸気絞り弁３６、排気ガス還流弁５１ａ、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５それぞれのアクチュエータへ制御信号を出力する。
ＰＣＭ１０によるエンジン１の基本的な制御は、アクセル開度、車速および変速機のギヤ段の状態に基づいて目標トルクを決定し、インジェクタ１８に、目標トルクに対応する燃料の噴射を実行させることである。ＰＣＭ１０はまた、吸気絞り弁３６や排気ガス還流弁５１ａの開度の制御（つまり、外部ＥＧＲ制御）、及び／又は、可変動弁機構７１の制御（つまり、内部ＥＧＲ制御）によって、シリンダ１１ａ内への排気の還流割合を制御する。
また、例えばＰＣＭ１０は、過給圧センサＳＷ８の検出信号に基づいて、現時点での過給圧（以下、「実過給圧」という）を検出する。
一方、ＰＣＭ１０は、他のセンサからエンジン１や車両の状態を判定するとともに、その判定結果に基づき、過給圧の目標値（以下、「目標過給圧」という）を算出する。そして、ＰＣＭ１０は、実過給圧が目標過給圧となるように、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５の開度を調整する。
そうして、ＰＣＭ１０は、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５を介することにより、大型ターボ過給機６１及び小型ターボ過給機６２の作動を制御する。
また、ＰＣＭ１０は、エンジン１を運転するときに、大型ターボ過給機６１が主に作動する運転領域Ａ（以下、「第１過給領域」という）と、小型ターボ過給機６２が主に作動する運転領域Ｂ（以下、「第２過給領域」という）と、を使い分けるように構成されている。
詳しくは、図３に作動マップの一例を示すように、ＰＣＭ１０は、実線で示す切替ラインよりも低回転側の第１過給領域Ａでは、吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開以外の開度とすることにより、吸気バイパス通路６３及び排気バイパス通路６４を介したガス流を抑制する。そうすることで、吸気側では吸入空気の大部分が小型コンプレッサ６２ａを通過する一方、排気側では排気ガスの大部分が小型タービン６２ｂを通過することになるから、小型ターボ過給機６２が主に作動するようになる（図４の上図参照）。
一方、図３の切替ラインよりも高回転側の第２過給領域Ｂでは、小型ターボ過給機６２が排気抵抗になるため、吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開状態に近い開度とすることにより、吸気バイパス通路６３及び排気バイパス通路６４を介したガス流を促進する。そうすることで、吸気側では吸入空気の大部分が小型コンプレッサ６２ａを迂回する一方、排気側では排気ガスの大部分が小型タービン６２ｂを迂回するようになるから、大型ターボ過給機６１が主に作動するようになる（図４の下図参照）。
なお、図３における一点鎖線は、レギュレートバルブ６４ａの開弁が開始されるラインを示している。また、実線で示す切替ラインは、レギュレートバルブ６４ａを全開にするラインである。したがって、一点鎖線と実線との間では、レギュレートバルブ６４ａは中間開度に設定される。また、絞り弁６５の開度は、エンジン高回転高負荷時の過過給を防止するために、若干、開き気味に設定されている。
（小型及び大型タービンの構成）
ここで、第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとについて詳細に説明するべく、一旦、小型及び大型タービン６２ｂ、６１ｂ周辺のハード構成について説明する。
図７は大型及び小型ターボ過給機６１、６２の縦断面図であり、図８は絞り弁６５の縦断面図である。また、図９は、第１過給領域Ａにおける排気のフローと、第２過給領域Ｂにおける排気のフローとを比較して示す図である。
図７〜図９に示すように、大型ターボ過給機６１は、大型タービン６１ｂの外周に配置された複数のリードベーン（ノズルベーン）６５ａと、大型タービン６１ｂ、及び、複数のリードベーン６５ａの双方を収容しているとともに、過給通路４０ａの下流端が接続されているタービンケース４３（ハウジング）と、を有している。
ここで、複数のリードベーン６５ａは、大型タービン６１ｂ入口の流路断面積を変更可能な絞り弁６５を構成しているとともに、各々、タービンケース４３の内壁に対して隙間（図８の両矢印Ｓを参照）を空けて配置されている。
詳しくは、複数のリードベーン６５ａは、大型タービン６１ｂ対して径方向（大型タービン６１ｂの回転軸に関する径方向）の外方に配置され、かつ大型タービン６１ｂの外周に沿うよう、互いに等間隔で配置されている。
そして、複数のリードベーン６５ａは、それぞれ、大型タービン６１ｂに対して略同軸とされた回転軸周りに回動するように構成されており、その回動動作を通じて、タービンケース４３から大型タービン６１ｂへと至る流路断面積を調整するようになっている。
また、タービンケース４３の内壁は、大型タービン６１ｂ及びリードベーン６５ａの回転軸に対して垂直な断面で見たときに、略円周状に延びており、各リードベーン６５ａに対して隙間を空けて相対している。
絞り弁６５の代わりにウェイストゲート弁を用いた構成など、従来型のターボ過給機であれば、タービンケースと大型タービンとの間の隙間を詰めることができる。そのため、流路断面積が相対的に絞られる分、大型タービンの回転数は、相対的に速やかに上昇することとなる。そのため、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと、スムースに移行することができる。
しかし、図７〜図９に示すような絞り弁６５を採用すると、複数のリードベーン６５ａを配置するためのスペースを確保する分、タービンケース４３と大型タービン６１ｂとの隙間が必要となる。そうすると、流路断面積が相対的に広がるため、大型タービン６１ｂの回転数は、ウェイストゲート弁を採用した構成と比較して、上昇し難くなる。そのため、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとしたときに、後述の如き過給抜けが懸念される。
図７の矢印Ｆに示すように排気通路４０へと流入した排気ガスは、図９の（ａ）及び（ｂ）に示すように、エンジン１の運転領域に応じて、異なる流路を介して大型タービン６１ｂへと至る。ここで、図９（ａ）の矢印Ｆ１〜Ｆ２と、図９（ｂ）の矢印Ｆ３との比較から見て取れるように、第１過給領域Ａにおいては、小型タービン６２ｂを経由する分、第２過給領域Ｂよりも流路長が長くなる。
（第１過給領域と第２過給領域との間の切り替えに関する制御）
図３に示すような作動マップに従うエンジン１では、その運転状態に応じて、前述の第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとの一方から他方へと移行することになる。近年、ポンプ損失の低減などの観点から、そうした領域間の移行を、よりスムースに行うことが望まれている。
そこで、ＰＣＭ１０は、図４に示すように、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと遷移するときには繋ぎ制御を実行する一方、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと遷移するときには戻し制御（第２の繋ぎ制御）を実行するよう構成されている。
以下、繋ぎ制御と戻し制御の詳細について、順番に説明する。
−繋ぎ制御−
既に説明したように、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの切り替えは、排気通路４０側ではレギュレートバルブ６４ａの開度調整を通じて実行される。
しかし、単にレギュレートバルブ６４ａの開度を変更するだけでは、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとした過渡時（具体的には、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更する前の移行初期）に、大型タービン６１ｂの回転数が十分に確保されない可能性がある。大型タービン６１ｂの回転数が確保されないままの状態で、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更してしまうのは、移行時に過給抜けが生じる可能性を考慮すると望ましくない。
移行時の過給抜けを抑制するためには、例えば、大型タービン６１ｂの回転数が十分に高まったことを条件として、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更するように構成することが考えられる。この場合、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへとスムースに移行するためには、移行しようとしている過渡時に、大型タービン６１ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることが求められる。
そこで、ＰＣＭ１０は、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行初期に、絞り弁６５を制御することによって、当該移行を開始した時点（詳しくは、第１過給領域Ａにおける移行直前の定常運転時）と比較して、排気ガスが大型タービン６１ｂへ流入するときの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する。
繋ぎ制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度は、少なくとも第２過給領域Ｂにおける定常時よりも閉じ側に設定される。そのレギュレートバルブ６４ａの開度は、大型タービン６１ｂの回転数が所定値以上に高まったことを受けて、排気バイパス通路６４を介したガス流を許容するように開き側に変更される。この開き側への変更を受けて、絞り弁６５を通じた繋ぎ制御を終了して第２過給領域Ｂへの移行を完了する。
図５は、繋ぎ制御の具体例を示すタイムチャートである。具体的に、図５に示す例は、エンジン回転数を直線的に増加させたときの、小型タービン６２ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（小Ｔ／Ｃ圧力比）、絞り弁６５の開度（絞り開度）、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）、大型タービン６１ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（大Ｔ／Ｃ圧力比）、過給圧及び排気圧（背圧）の変化を示している。図５の実線は、前述の繋ぎ制御を実行するように構成した場合のタイムチャートであり、破線は、繋ぎ制御を実行しない従来構成を採用した場合のタイムチャートである。
ここで、小Ｔ／Ｃ圧力比は、小型タービン６２ｂにおいて消費される排気エネルギの指標であり、小型タービン６２ｂの回転数の目安とすることができる。もちろん、小Ｔ／Ｃ圧力比にかえて、小型タービン６２ｂの回転数を直接モニターしてもよい。
同様に、大Ｔ／Ｃ圧力比は、大型タービン６１ｂにおいて消費される排気エネルギの指標であり、大型タービン６１ｂの回転数の目安とすることができる。大Ｔ／Ｃ圧力比にかえて、大型タービン６１ｂの回転数を直接モニターしてもよい。
図５に示すように、少なくとも時刻ｔ０以降では、エンジン回転数は直線的に増加する。その結果、エンジン１の運転状態が、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行するための遷移領域（過渡運転に対応した領域）に至ったとする。
遷移領域において、ＰＣＭ１０は、繋ぎ制御を実行する。繋ぎ制御を実行することにより、絞り開度は、少なくとも繋ぎ制御を実行する直前（具体的には、第１過給領域Ａと遷移領域との境界である時刻ｔ１）よりも閉じ側に変更される。
また、Ｒ／Ｖ開度の推移から見て取れるように、レギュレートバルブ６４ａの開度は、繋ぎ制御を実行する前後で、第１過給領域Ａにおける定常時（エンジン回転数が略一定のとき）よりは開き側、かつ第２過給領域Ｂにおける定常時（エンジン回転数が略一定のとき）よりは閉じ側に設定される。
小Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、小型タービン６２ｂの回転数は、繋ぎ制御を実行しないときと比較して速やかに低下する。一方、大Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、大型タービン６１ｂの回転数は、同制御を実行しないときと比較して速やかに上昇する。
レギュレートバルブ６４ａは、大型タービン６１ｂの回転数が所定値以上に高まったことを受けて、実質的に全開とされる。図５に示す例では、時刻ｔ１にて繋ぎ制御を完了し、レギュレートバルブ６４ａを略全開にする。従来構成を採用した場合は、大型タービン６１ｂの回転数が緩慢に上昇するため、レギュレートバルブ６４ａを略全開にするタイミング（時刻ｔ２）は、繋ぎ制御を実行する場合よりも遅くなる。
このように、繋ぎ制御を実行すると、大型タービン６１ｂの回転数が相対的に速やかに上昇するため、レギュレートバルブ６４ａを早めに開くことができる。そのことで、遷移領域の期間を従来よりも短縮することができる。また、レギュレートバルブ６４ａを早めに開く分、背圧が従来よりも低くなるため、排気抵抗を抑制することもできる。
繋ぎ制御を完了した後の第２過給領域Ｂ（特に、第２過給領域Ｂの定常時）においては、絞り開度は、少なくとも繋ぎ制御の最中（エンジン１の運転状態が遷移領域にある期間）よりも開き側に設定される。図５に示す例では、絞り開度は、全開状態に向かって徐々に開くようになっている。一方、Ｒ／Ｖ開度は、略全開状態のまま保持される。
このように、ＰＣＭ１０は、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行初期に絞り制御を実行する。このとき、ＰＣＭ１０は、絞り弁６５を制御することによって、少なくとも第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行を開始した時点よりも、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を絞る。流路断面積を絞ると、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流速が高まる。そうすると、大型タービン６１ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。そのことで、レギュレートバルブ６４ａを早めに開くことができ、ひいては、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行期間を短縮することが可能となる。
したがって、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとしたときに、過給抜けを抑制しつつ、移行期間を短縮することができる。そのことで、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへとスムースに移行することが可能となる。
また、繋ぎ制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度を、少なくとも第２過給領域Ｂにおける定常時よりも閉じ側に設定する。そうすると、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行する最中、つまり繋ぎ制御の最中に小型タービン６２ｂに流入するような排気ガスが確保される。そうすると、小型タービン６２ｂの回転数を確保したまま、大型タービン６１ｂの回転数を上昇させることができるので、移行時の過給抜けを、より効果的に抑制することができる。
また、第２過給領域Ｂへと移行した後の定常時には、大型タービン６１ｂの回転数は既に確保されているため、繋ぎ制御の最中ほど、流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときは、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、大型タービン６１ｂへと流入する排気ガスの流速を、より適切に制御することができる。
また、第１過給領域Ａにおける定常時には、小型タービン６２ｂが主に作動することになるため、繋ぎ制御のように、敢えて流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときには、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、小型タービン６２ｂ下流側の流路抵抗が低減されるため、過給効率を確保する上で有利になる。
−戻し制御−
第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへの切り替えは、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの切り替えと同様に、レギュレートバルブ６４ａの開度調整を通じて実行される。具体的に、第１過給領域Ａにおける定常時には、前述のＲ／Ｖ開度は略全閉（第１開度）とされる一方、第２過給領域Ｂにおける低常時には、Ｒ／Ｖ開度は略全開（第２開度）とされる。
しかし、単にレギュレートバルブ６４ａの開度を変更するだけでは、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行するべく、レギュレートバルブ６４ａの開度変更を行ったとき、その開度変更を開始してから、その開度変更を完了した直後までの期間にかけて、小型タービン６２ｂの回転数が十分に確保されない可能性がある。このことは、移行時に過給抜けが生じる可能性を考慮すると望ましくない。
そこで、ＰＣＭ１０は、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行しようとするときには、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）を略全開から略全閉へと変更するとともに、絞り弁６５を制御することによって、少なくともレギュレートバルブ６４ａが開度変更を開始した時点よりも流路断面積を拡大する戻し制御を実行する。
そして、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行するとき、レギュレートバルブ６４ａの開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、流路断面積を拡大する。
戻し制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度は、略全開から略全閉に向かって単調に変更される。レギュレートバルブ６４ａの開度が完了すると、実質的に第２過給領域Ｂへの移行完了となるものの、絞り弁６５の開度変更が完了するまでは、戻し制御を継続する。なお、絞り弁６５の開度は、戻し制御を開始する前に、一旦、閉側に変更されるようになっている。
図６は、戻し制御の具体例を示すタイムチャートである。具体的に、図６に示す例は、エンジン回転数を徐々に減少させたときの、小型タービン６２ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（小Ｔ／Ｃ圧力比）、絞り弁６５の開度（絞り開度）、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）、大型タービン６１ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（大Ｔ／Ｃ圧力比）、過給圧及び排気圧（背圧）の変化を示している。図６の実線は、前述の戻し制御を実行するように構成した場合のタイムチャートであり、破線は、戻し制御を実行しない従来構成を採用した場合のタイムチャートである。
前述のように、小Ｔ／Ｃ圧力比は、小型タービン６２ｂの回転数の目安となる。対して、大Ｔ／Ｃ圧力比は、大型タービン６１ｂの回転数の目安となる。
図６に示すように、少なくとも時刻ｔ３以降では、エンジン回転数は実質的に減少する。その結果、エンジン１の運転状態が、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行するための遷移領域（過渡運転に対応した領域）に至ったとする。
遷移領域において、ＰＣＭ１０は、Ｒ／Ｖ開度を全開から全閉に向けて変更するとともに、前述の戻し制御を実行する。絞り開度は、一旦、閉じ側へと変更された後に、戻し制御に係る処理を受けて、少なくともＲ／Ｖ開度よりも時間をかけて、全開へと向かって変更される。
また、Ｒ／Ｖ開度の推移から見て取れるように、レギュレートバルブ６４ａは、絞り弁６５と同時に、開度変更が開始される。
時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけての大Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、大型タービン６１ｂの回転数は、戻し制御を実行しないときと比較して緩慢に低下する。その結果、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて、過給圧が相対的に緩慢に低下するようになる。
一方、時刻ｔ４以降における小Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、小型タービン６２ｂの回転数は、戻し制御を実行しないときと比較して速やかに上昇する。その結果、時刻ｔ４以降において、過給圧が相対的に大きくなる。
このように、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行することにより、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を拡大する。流路断面積を拡大すると、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流速が抑制される一方で、大型タービン６１ｂに対して上流側に位置する小型タービン６２ｂ付近における流路抵抗が低減されて、小型タービン６２ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。
しかし、流路断面積を急峻に拡大してしまうと、小型タービン６２ｂの回転数が十分に高まる前に、大型タービン６１ｂの回転数が落ち切ってしまい、移行時の過給抜けを招く可能性がある。
そこで、図６に示すタイムチャートのように、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行するとき、レギュレートバルブ６４ａの開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて流路断面積を拡大する。これにより、大型タービン６１ｂの回転数の低下を抑制しつつも、小型タービン６２ｂの回転数を高めることが可能になる。そのことで、移行時の過給抜けを予防することが可能となる。
１ エンジン（ターボ過給機付エンジン）
１４ａ 燃焼室
４０ 排気通路
４０ａ 過給通路（第１過給通路）
４３ タービンケース（ハウジング）
６１ 大型ターボ過給機（第２ターボ過給機）
６１ｂ 大型タービン（第２タービン）
６２ 小型ターボ過給機（第１ターボ過給機）
６２ｂ 小型タービン（第１タービン）
６４ 排気バイパス通路（第２過給通路）
６４ａ レギュレートバルブ（流量変更部）
６５ 絞り弁（流速変更部）
６５ａ リードベーン（ノズルベーン）
Ａ 第１過給領域
Ｂ 第２過給領域
Ｓ 隙間
ここに開示する技術は、ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法に関する。
特許文献１には、ターボ過給機付エンジンの一例が開示されている。具体的に、この特許文献１に開示されたエンジンは、燃焼室に接続された排気通路と、その排気通路に配置された第１タービン（小型タービン）を有して成る第１ターボ過給機（小型ターボ過給機）と、排気通路において第１タービンの下流に配置された第２タービン（大型タービン）を有して成る第２ターボ過給機（大型ターボ過給機）と、を備えて構成されている。
前記特許文献１に係る排気通路は、第１タービンを経由して第２タービンへと至る通路とは別に、第１タービンを迂回して第２タービンへと至る第２過給通路（バイパス路）と、第２過給通路を開閉可能なレギュレートバルブと、を有している。
そして、前記特許文献１に開示されたエンジンは、その運転状態に応じてレギュレートバルブを開閉することにより、第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域（第１領域）と、第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域（第２領域）と、が使い分けられるようになっている。
例えば、第１過給領域では、レギュレートバルブを閉じることによって第２過給通路を閉塞する。そうすると、排気通路に導入された排気ガスは、第１タービンを迂回することなく、第１タービンを通過した後に第２タービンへと至るようになるため、第１ターボ過給機が主に作動することになる。
一方、第２過給領域では、レギュレートバルブを開くことによって第２過給通路を開放する。そうすると、排気通路に導入されたガスの大部分は、第１タービンを迂回して第２タービンへと至るようになるため、第２ターボ過給機が主に作動することになる。
特開２０１３−１３３７６２号公報
前記特許文献１に記載されているようなエンジンでは、その運転状態に応じて、前述の第１過給領域と第２過給領域との一方から他方へと移行することになる。近年、ポンプ損失の低減などの観点から、そうした領域間の移行を、よりスムースに行うことが望まれている。
ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、ターボ過給機付エンジンにおいて、第１ターボ過給機が主として作動する運転領域と、第２ターボ過給機が主として作動する運転領域との間でスムースな移行を実現することにある。
ここに開示する技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を備えたターボ過給機付エンジンの制御装置に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有する。
前記制御装置は、前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に応じて使い分け、前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行する。
そして、前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する。
この構成によれば、前記ターボ過給機付エンジンは、その運転状態に応じて流量変更部の開度を切り替えることにより、第２過給通路を介したガス流を抑制し、第１ターボ過給機が主に作動することになる第１過給領域と、第２過給通路を介したガス流を許容し、第２ターボ過給機が主に作動することになる第２過給領域と、が使い分けられるようになっている。
しかし、単に流量変更部の開度を変更するだけでは、例えば第２過給領域から第１過給領域へと移行するべく流量変更部の開度変更を行ったとき、その開度変更を開始してから、その開度変更を完了した直後までの期間にかけて、第１タービンの回転数が十分に確保されない可能性がある。このことは、移行時の過給抜けを考慮すると望ましくない。
そこで、前記制御装置は、第２過給領域から第１過給領域への移行時に、前記戻し制御を実行する。このとき、制御装置は、流速変更部を制御することによって、少なくとも流量変更部が開度変更を開始した時点よりも、第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を拡大する。流路断面積を拡大すると、第２タービンに流入する排気ガスの流速が抑制される一方で、第２タービンに対して上流側に位置する第１タービン付近における流路抵抗が低減されて、第１タービンの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。
しかし、流路断面積を急峻に拡大してしまうと、第１タービンの回転数が十分に高まる前に、第２タービンの回転数が落ち切ってしまい、移行時の過給抜けを招く可能性がある。
そこで、前記の構成によると、制御装置は、戻し制御を実行するとき、流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて流路断面積を拡大する。これにより、第２タービンの回転数の低下を抑制しつつも、第１タービンの回転数を高めることが可能になる。そのことで、移行時の過給抜けを予防することが可能となる。
したがって、第２過給領域から第１過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを効果的に抑制することができる。そのことで、第２過給領域から第１過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
ここに開示する別の技術は、燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を用いたターボ過給機付エンジンの制御方法に係る。
前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有する。
前記制御方法は、前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、エンジンの運転状態に応じて使い分け、前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行し、前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する。
この方法によれば、第２過給領域から第１過給領域へと移行しようとしたときに、過給抜けを効果的に抑制することができる。そのことで、第２過給領域から第１過給領域へとスムースに移行することが可能となる。
以上説明したように、前記ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法によると、第１ターボ過給機が主として作動する運転領域と、第２ターボ過給機が主として作動する運転領域との間で、スムースな移行を実現することができる。
図１は、ディーゼルエンジンの構成を例示する概略図である。 図２は、ディーゼルエンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。 図３は、２ステージターボ過給機の作動マップを例示する図である。 図４は、第１過給領域と第２過給領域との間の切替をイメージした概略図である。 図５は、繋ぎ制御の具体例を示すタイムチャートである。 図６は、戻し制御の具体例を示すタイムチャートである。 図７は、大型及び小型ターボ過給機の縦断面図である。 図８は、絞り弁の縦断面図である。 図９は、第１過給領域における排気のフローと、第２過給領域における排気のフローとを比較して示す図である。
以下、ターボ過給機付エンジンの制御装置及び制御方法の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の説明は例示である。図１は、ディーゼルエンジン（以下、単に「エンジン」という）１の構成を例示する概略図である。また、図２は、エンジン１の制御装置の構成を例示するブロック図であり、図３は、２ステージターボ過給機の作動マップを例示する図である。さらに、図４は、第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとの間の切り替えをイメージした概略図である。
（エンジンの全体構成）
エンジン１は、例えば四輪の車両に搭載されるとともに、軽油を主成分とした燃料が供給される４ストローク式のディーゼルエンジンである。また、図１に示すように、エンジン１は、燃焼室１４ａに接続された排気通路４０と、その排気通路４０に配置された小型タービン６２ｂ（第１タービン）を有して成る小型ターボ過給機６２（第１ターボ過給機）と、排気通路４０において小型タービン６２ｂの下流に配置された大型タービン６１ｂを有して成る大型ターボ過給機６１（第２ターボ過給機）と、を備えた２ステージ式のターボ過給機付エンジンとされている。
エンジン１の出力軸であるクランクシャフト１５は、不図示の変速機を介して駆動輪に連結されている。エンジン１が運転することにより、その出力が駆動輪に伝達されて車両が推進する。
エンジン１は、複数のシリンダ１１ａ（図１においては１つのみを図示）が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯留されたオイルパン１３とを有している。エンジン１の各シリンダ１１ａ内には、ピストン１４が往復動可能にそれぞれ嵌挿されている。ピストン１４の頂面には、リエトラント形の燃焼室１４ａを区画するキャビティが形成されている。このピストン１４は、コンロッド１４ｂを介してクランクシャフト１５と連結されている。
シリンダヘッド１２には、シリンダ１１ａ毎に吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されている。吸気ポート１６には、燃焼室１４ａの開口を開閉する吸気弁２１が配設されている。同様に、排気ポート１７には、燃焼室１４ａの開口を開閉する排気弁２２が配設されている。
エンジン１は、吸気弁２１及び排気弁２２の各々を駆動する動弁機構として、バルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を可変にする可変動弁機構７１（図２参照）を備えている。可変動弁機構７１は、公知の様々な機構を採用することができる。エンジン１は、その運転状態に応じて、吸気弁２１のバルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を変更するとともに、排気弁２２のバルブタイミング及びバルブリフトの少なくとも一方を変更する。
シリンダヘッド１２には、燃焼室１４ａの中に燃料を噴射するよう構成されたインジェクタ１８と、エンジン１の冷間時に各シリンダ１１ａ内の吸入空気を暖めて燃料の着火性を高めるためのグロープラグ１９とが設けられている。インジェクタ１８は、燃料を噴射するための噴射口が燃焼室１４ａの天井面から燃焼室１４ａに臨むように配設されている。
インジェクタ１８は、複数回の分割噴射など、噴射口の高度な開度制御が可能に構成されている。後述の如く、ＰＣＭ１０は、インジェクタ１８を通じた燃料の噴射態様を制御するべく、インジェクタ１８に対してパルス信号を入力する。パルス信号のパルス幅、入力タイミング、入力回数を通じて、燃料の噴射態様が制御されるようになっている。
エンジン１の一側面には吸気通路３０が接続されている。吸気通路３０は、各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に連通しており、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａに新気を導入する。一方、エンジン１の他側面には、排気通路４０が接続されている。排気通路４０は、各シリンダ１１ａの排気ポート１７に連通しており、各シリンダ１１ａの燃焼室１４ａから既燃ガス（つまり、排気ガス）を排出する。これら吸気通路３０及び排気通路４０には、吸入空気の過給を行うよう構成された、前述の大型ターボ過給機６１と小型ターボ過給機６２とが配設されている。
吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、シリンダ１１ａ毎に分岐する独立通路を構成する。各独立通路の下流端が各シリンダ１１ａの吸気ポート１６に接続されている。
吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、大型ターボ過給機６１の大型コンプレッサ６１ａと、小型ターボ過給機６２の小型コンプレッサ６２ａと、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａにより圧縮された空気を冷却するインタークーラ３５と、吸入空気量を調節する吸気絞り弁３６とが配設されている。吸気絞り弁３６は、基本的には全開状態であるが、エンジン１の停止時には、ショックが生じないように全閉状態になる。
排気通路４０の上流側の部分は、排気マニホールドによって構成されている。排気マニホールドは、シリンダ１１ａ毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された複数の独立通路と、複数の独立通路が集合する集合部と、を有している。
排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、上流側から順に、小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂと、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂと、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置４１と、サイレンサ４２とが配設されている。
排気浄化装置４１は、酸化触媒４１ａと、ディーゼルパティキュレートフィルタ（以下、ＤＰＦという）４１ｂとを有している。酸化触媒４１ａは、ＤＰＦ４１ｂよりも上流に配置されている。酸化触媒４１ａ及びＤＰＦ４１ｂは、１つのケースに収容されている。酸化触媒４１ａは、白金又は白金にパラジウムを加えたもの等を担持した酸化触媒を有していて、排気ガス中のＣＯ及びＨＣが酸化されることによってＣＯ２及びＨ２Ｏを生成する反応を促す。また、ＤＰＦ４１ｂは、エンジン１の排気ガス中に含まれる煤等の微粒子を捕集する。なお、ＤＰＦ４１ｂに酸化触媒をコーティングしてもよい。
吸気通路３０と排気通路４０との間には、排気ガス還流通路５１が介設している。排気ガス還流通路５１は、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流する。排気ガス還流通路５１の上流端は、排気通路４０における排気マニホールドと小型タービン６２ｂとの間の部分（つまり、小型タービン６２ｂよりも上流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１の下流端は、吸気通路３０におけるサージタンク３３と吸気絞り弁３６との間の部分（つまり、小型コンプレッサ６２ａよりも下流側部分）に接続されている。排気ガス還流通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するための排気ガス還流弁５１ａと、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２とが配設されている。
大型ターボ過給機６１は、吸気通路３０に配設された大型コンプレッサ６１ａと、排気通路４０に配設された大型タービン６１ｂとを有している。大型コンプレッサ６１ａと大型タービン６１ｂとは、互いに連結されており、一体に回転するようになっている。大型コンプレッサ６１ａは、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とインタークーラ３５との間に配設されている。一方、大型タービン６１ｂは、排気通路４０における排気マニホールドと酸化触媒４１ａとの間に配設されている。
小型ターボ過給機６２は、吸気通路３０に配設された小型コンプレッサ６２ａと、排気通路４０に配設された小型タービン６２ｂとを有している。小型コンプレッサ６２ａと小型タービン６２ｂとは、互いに連結されており、一体に回転するようになっている。小型コンプレッサ６２ａは、吸気通路３０における大型コンプレッサ６１ａの下流側に配設されている。一方、小型タービン６２ｂは、排気通路４０における大型タービン６１ｂの上流側に配設されている。
すなわち、吸気通路３０においては、上流側から順に大型コンプレッサ６１ａと小型コンプレッサ６２ａとが直列に配設されている。対して、排気通路４０においては、上流側から順に小型タービン６２ｂと大型タービン６１ｂとが直列に配設されている。
これら大型タービン６１ｂ及び小型タービン６２ｂが排気ガス流により回転することによって、大型コンプレッサ６１ａ及び小型コンプレッサ６２ａがそれぞれ回転し、吸入空気を圧縮する。
ここで、小型ターボ過給機６２は、相対的に小型のものであり、大型ターボ過給機６１は、相対的に大型のものである。すなわち、大型ターボ過給機６１の大型タービン６１ｂの方が、小型ターボ過給機６２の小型タービン６２ｂよりもイナーシャが大きい。
吸気通路３０には、小型コンプレッサ６２ａをバイパスする吸気バイパス通路６３が接続されている。吸気バイパス通路６３には、吸気バイパス弁６３ａが配設されている。吸気バイパス弁６３ａは、吸気バイパス通路６３を流れる空気量を調整する。吸気バイパス弁６３ａは、無通電時には全閉状態（ノーマルクローズ）となるように構成されている。
排気通路４０には、小型タービン６２ｂをバイパスする排気バイパス通路６４が接続されている。すなわち、図４に示すように、排気通路４０のうち、小型タービン６２ｂを経由して大型タービン６１ｂへと至るように排気ガスを導く部分を過給通路４０ａ（第１過給通路）と呼称すると、本実施形態に係る排気通路４０は、その過給通路４０ａと、小型タービン６２ｂを迂回して大型タービン６１ｂへと至るように排気ガスを導く排気バイパス通路６４（第２過給通路）とによって構成されている。
排気バイパス通路６４には、排気バイパス通路６４を流れる排気量を調整するためのレギュレートバルブ６４ａが配設されている。レギュレートバルブ６４ａは、無通電時には全開状態（ノーマルオープン）となるように構成されている。レギュレートバルブ６４ａは、排気バイパス通路６４を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能に構成されているという点で、「流量変更部（バイパス弁）」を例示している。
排気通路４０における大型タービン６１ｂの入口、つまり大型タービン６１ｂの直上流部には、その直上流部の流路断面積を変更するための絞り弁６５が配設されている。詳細な図示は後述するが、絞り弁６５は、支持軸周りに回動可能な複数のノズルベーン（リードベーン６５ａ）を備えて成り、各ノズルベーンの開度を変更することにより、過給通路４０ａ及び排気バイパス通路６４の少なくとも一方を介して大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成されている。例えば、エンジン１の回転数が低いときには、各ノズルベーンの開度を小さく絞ることにより、タービン翼列内に流入する排気ガスの流速を高めるとともに、その流れ方向が大型タービン６１ｂの接線方向（つまり、円周方向）に向くことによって過給効率を高めることができる。絞り弁６５は、「流速変更部」の例示である。
また、エンジン１は、その幾何学的圧縮比を１２以上１５以下とした、比較的低圧縮比となるように構成されている、エンジン１は、低圧縮比化によって、排気エミッション性能及び熱効率の向上を図っている。
（エンジンの制御装置の構成）
前述のようにして構成されたエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御装置を構成する。
ＰＣＭ１０には、図２に示すように、様々なセンサの検出信号が入力される。ここに含まれるセンサは、例えばエンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１、吸入空気の圧力を検出する吸気圧センサＳＷ２及び吸入空気の温度を検出する吸気温センサＳＷ３、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ４、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ５、排気中の酸素濃度を検出するＯ２センサＳＷ６、車速を検出する車速センサＳＷ７、並びに、サージタンク３３に取り付けられて、燃焼室１４ａに供給される空気の圧力を検出する過給圧センサＳＷ８である。
ＰＣＭ１０は、これらのセンサＳＷ１〜ＳＷ８の検出信号に基づいて種々の演算を行うことにより、エンジン１や車両の状態を判定すると共に、インジェクタ１８、グロープラグ１９、可変動弁機構７１、吸気絞り弁３６、排気ガス還流弁５１ａ、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５それぞれのアクチュエータへ制御信号を出力する。
ＰＣＭ１０によるエンジン１の基本的な制御は、アクセル開度、車速および変速機のギヤ段の状態に基づいて目標トルクを決定し、インジェクタ１８に、目標トルクに対応する燃料の噴射を実行させることである。ＰＣＭ１０はまた、吸気絞り弁３６や排気ガス還流弁５１ａの開度の制御（つまり、外部ＥＧＲ制御）、及び／又は、可変動弁機構７１の制御（つまり、内部ＥＧＲ制御）によって、シリンダ１１ａ内への排気の還流割合を制御する。
また、例えばＰＣＭ１０は、過給圧センサＳＷ８の検出信号に基づいて、現時点での過給圧（以下、「実過給圧」という）を検出する。
一方、ＰＣＭ１０は、他のセンサからエンジン１や車両の状態を判定するとともに、その判定結果に基づき、過給圧の目標値（以下、「目標過給圧」という）を算出する。そして、ＰＣＭ１０は、実過給圧が目標過給圧となるように、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５の開度を調整する。
そうして、ＰＣＭ１０は、吸気バイパス弁６３ａ、レギュレートバルブ６４ａ及び絞り弁６５を介することにより、大型ターボ過給機６１及び小型ターボ過給機６２の作動を制御する。
また、ＰＣＭ１０は、エンジン１を運転するときに、大型ターボ過給機６１が主に作動する運転領域Ａ（以下、「第１過給領域」という）と、小型ターボ過給機６２が主に作動する運転領域Ｂ（以下、「第２過給領域」という）と、を使い分けるように構成されている。
詳しくは、図３に作動マップの一例を示すように、ＰＣＭ１０は、実線で示す切替ラインよりも低回転側の第１過給領域Ａでは、吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開以外の開度とすることにより、吸気バイパス通路６３及び排気バイパス通路６４を介したガス流を抑制する。そうすることで、吸気側では吸入空気の大部分が小型コンプレッサ６２ａを通過する一方、排気側では排気ガスの大部分が小型タービン６２ｂを通過することになるから、小型ターボ過給機６２が主に作動するようになる（図４の上図参照）。
一方、図３の切替ラインよりも高回転側の第２過給領域Ｂでは、小型ターボ過給機６２が排気抵抗になるため、吸気バイパス弁６３ａ及びレギュレートバルブ６４ａを全開状態に近い開度とすることにより、吸気バイパス通路６３及び排気バイパス通路６４を介したガス流を促進する。そうすることで、吸気側では吸入空気の大部分が小型コンプレッサ６２ａを迂回する一方、排気側では排気ガスの大部分が小型タービン６２ｂを迂回するようになるから、大型ターボ過給機６１が主に作動するようになる（図４の下図参照）。
なお、図３における一点鎖線は、レギュレートバルブ６４ａの開弁が開始されるラインを示している。また、実線で示す切替ラインは、レギュレートバルブ６４ａを全開にするラインである。したがって、一点鎖線と実線との間では、レギュレートバルブ６４ａは中間開度に設定される。また、絞り弁６５の開度は、エンジン高回転高負荷時の過過給を防止するために、若干、開き気味に設定されている。
（小型及び大型タービンの構成）
ここで、第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとについて詳細に説明するべく、一旦、小型及び大型タービン６２ｂ、６１ｂ周辺のハード構成について説明する。
図７は大型及び小型ターボ過給機６１、６２の縦断面図であり、図８は絞り弁６５の縦断面図である。また、図９は、第１過給領域Ａにおける排気のフローと、第２過給領域Ｂにおける排気のフローとを比較して示す図である。
図７〜図９に示すように、大型ターボ過給機６１は、大型タービン６１ｂの外周に配置された複数のリードベーン（ノズルベーン）６５ａと、大型タービン６１ｂ、及び、複数のリードベーン６５ａの双方を収容しているとともに、過給通路４０ａの下流端が接続されているタービンケース４３（ハウジング）と、を有している。
ここで、複数のリードベーン６５ａは、大型タービン６１ｂ入口の流路断面積を変更可能な絞り弁６５を構成しているとともに、各々、タービンケース４３の内壁に対して隙間（図８の両矢印Ｓを参照）を空けて配置されている。
詳しくは、複数のリードベーン６５ａは、大型タービン６１ｂ対して径方向（大型タービン６１ｂの回転軸に関する径方向）の外方に配置され、かつ大型タービン６１ｂの外周に沿うよう、互いに等間隔で配置されている。
そして、複数のリードベーン６５ａは、それぞれ、大型タービン６１ｂに対して略同軸とされた回転軸周りに回動するように構成されており、その回動動作を通じて、タービンケース４３から大型タービン６１ｂへと至る流路断面積を調整するようになっている。
また、タービンケース４３の内壁は、大型タービン６１ｂ及びリードベーン６５ａの回転軸に対して垂直な断面で見たときに、略円周状に延びており、各リードベーン６５ａに対して隙間を空けて相対している。
絞り弁６５の代わりにウェイストゲート弁を用いた構成など、従来型のターボ過給機であれば、タービンケースと大型タービンとの間の隙間を詰めることができる。そのため、流路断面積が相対的に絞られる分、大型タービンの回転数は、相対的に速やかに上昇することとなる。そのため、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと、スムースに移行することができる。
しかし、図７〜図９に示すような絞り弁６５を採用すると、複数のリードベーン６５ａを配置するためのスペースを確保する分、タービンケース４３と大型タービン６１ｂとの隙間が必要となる。そうすると、流路断面積が相対的に広がるため、大型タービン６１ｂの回転数は、ウェイストゲート弁を採用した構成と比較して、上昇し難くなる。そのため、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとしたときに、後述の如き過給抜けが懸念される。
図７の矢印Ｆに示すように排気通路４０へと流入した排気ガスは、図９の（ａ）及び（ｂ）に示すように、エンジン１の運転領域に応じて、異なる流路を介して大型タービン６１ｂへと至る。ここで、図９（ａ）の矢印Ｆ１〜Ｆ２と、図９（ｂ）の矢印Ｆ３との比較から見て取れるように、第１過給領域Ａにおいては、小型タービン６２ｂを経由する分、第２過給領域Ｂよりも流路長が長くなる。
（第１過給領域と第２過給領域との間の切り替えに関する制御）
図３に示すような作動マップに従うエンジン１では、その運転状態に応じて、前述の第１過給領域Ａと第２過給領域Ｂとの一方から他方へと移行することになる。近年、ポンプ損失の低減などの観点から、そうした領域間の移行を、よりスムースに行うことが望まれている。
そこで、ＰＣＭ１０は、図４に示すように、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと遷移するときには繋ぎ制御を実行する一方、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと遷移するときには戻し制御（第２の繋ぎ制御）を実行するよう構成されている。
以下、繋ぎ制御と戻し制御の詳細について、順番に説明する。
−繋ぎ制御−
既に説明したように、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの切り替えは、排気通路４０側ではレギュレートバルブ６４ａの開度調整を通じて実行される。
しかし、単にレギュレートバルブ６４ａの開度を変更するだけでは、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとした過渡時（具体的には、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更する前の移行初期）に、大型タービン６１ｂの回転数が十分に確保されない可能性がある。大型タービン６１ｂの回転数が確保されないままの状態で、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更してしまうのは、移行時に過給抜けが生じる可能性を考慮すると望ましくない。
移行時の過給抜けを抑制するためには、例えば、大型タービン６１ｂの回転数が十分に高まったことを条件として、レギュレートバルブ６４ａの開度を変更するように構成することが考えられる。この場合、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへとスムースに移行するためには、移行しようとしている過渡時に、大型タービン６１ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることが求められる。
そこで、ＰＣＭ１０は、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行初期に、絞り弁６５を制御することによって、当該移行を開始した時点（詳しくは、第１過給領域Ａにおける移行直前の定常運転時）と比較して、排気ガスが大型タービン６１ｂへ流入するときの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する。
繋ぎ制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度は、少なくとも第２過給領域Ｂにおける定常時よりも閉じ側に設定される。そのレギュレートバルブ６４ａの開度は、大型タービン６１ｂの回転数が所定値以上に高まったことを受けて、排気バイパス通路６４を介したガス流を許容するように開き側に変更される。この開き側への変更を受けて、絞り弁６５を通じた繋ぎ制御を終了して第２過給領域Ｂへの移行を完了する。
図５は、繋ぎ制御の具体例を示すタイムチャートである。具体的に、図５に示す例は、エンジン回転数を直線的に増加させたときの、小型タービン６２ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（小Ｔ／Ｃ圧力比）、絞り弁６５の開度（絞り開度）、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）、大型タービン６１ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（大Ｔ／Ｃ圧力比）、過給圧及び排気圧（背圧）の変化を示している。図５の実線は、前述の繋ぎ制御を実行するように構成した場合のタイムチャートであり、破線は、繋ぎ制御を実行しない従来構成を採用した場合のタイムチャートである。
ここで、小Ｔ／Ｃ圧力比は、小型タービン６２ｂにおいて消費される排気エネルギの指標であり、小型タービン６２ｂの回転数の目安とすることができる。もちろん、小Ｔ／Ｃ圧力比にかえて、小型タービン６２ｂの回転数を直接モニターしてもよい。
同様に、大Ｔ／Ｃ圧力比は、大型タービン６１ｂにおいて消費される排気エネルギの指標であり、大型タービン６１ｂの回転数の目安とすることができる。大Ｔ／Ｃ圧力比にかえて、大型タービン６１ｂの回転数を直接モニターしてもよい。
図５に示すように、少なくとも時刻ｔ０以降では、エンジン回転数は直線的に増加する。その結果、エンジン１の運転状態が、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行するための遷移領域（過渡運転に対応した領域）に至ったとする。
遷移領域において、ＰＣＭ１０は、繋ぎ制御を実行する。繋ぎ制御を実行することにより、絞り開度は、少なくとも繋ぎ制御を実行する直前（具体的には、第１過給領域Ａと遷移領域との境界である時刻ｔ１）よりも閉じ側に変更される。
また、Ｒ／Ｖ開度の推移から見て取れるように、レギュレートバルブ６４ａの開度は、繋ぎ制御を実行する前後で、第１過給領域Ａにおける定常時（エンジン回転数が略一定のとき）よりは開き側、かつ第２過給領域Ｂにおける定常時（エンジン回転数が略一定のとき）よりは閉じ側に設定される。
小Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、小型タービン６２ｂの回転数は、繋ぎ制御を実行しないときと比較して速やかに低下する。一方、大Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、大型タービン６１ｂの回転数は、同制御を実行しないときと比較して速やかに上昇する。
レギュレートバルブ６４ａは、大型タービン６１ｂの回転数が所定値以上に高まったことを受けて、実質的に全開とされる。図５に示す例では、時刻ｔ１にて繋ぎ制御を完了し、レギュレートバルブ６４ａを略全開にする。従来構成を採用した場合は、大型タービン６１ｂの回転数が緩慢に上昇するため、レギュレートバルブ６４ａを略全開にするタイミング（時刻ｔ２）は、繋ぎ制御を実行する場合よりも遅くなる。
このように、繋ぎ制御を実行すると、大型タービン６１ｂの回転数が相対的に速やかに上昇するため、レギュレートバルブ６４ａを早めに開くことができる。そのことで、遷移領域の期間を従来よりも短縮することができる。また、レギュレートバルブ６４ａを早めに開く分、背圧が従来よりも低くなるため、排気抵抗を抑制することもできる。
繋ぎ制御を完了した後の第２過給領域Ｂ（特に、第２過給領域Ｂの定常時）においては、絞り開度は、少なくとも繋ぎ制御の最中（エンジン１の運転状態が遷移領域にある期間）よりも開き側に設定される。図５に示す例では、絞り開度は、全開状態に向かって徐々に開くようになっている。一方、Ｒ／Ｖ開度は、略全開状態のまま保持される。
このように、ＰＣＭ１０は、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行初期に絞り制御を実行する。このとき、ＰＣＭ１０は、絞り弁６５を制御することによって、少なくとも第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行を開始した時点よりも、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を絞る。流路断面積を絞ると、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流速が高まる。そうすると、大型タービン６１ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。そのことで、レギュレートバルブ６４ａを早めに開くことができ、ひいては、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの移行期間を短縮することが可能となる。
したがって、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行しようとしたときに、過給抜けを抑制しつつ、移行期間を短縮することができる。そのことで、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへとスムースに移行することが可能となる。
また、繋ぎ制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度を、少なくとも第２過給領域Ｂにおける定常時よりも閉じ側に設定する。そうすると、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへと移行する最中、つまり繋ぎ制御の最中に小型タービン６２ｂに流入するような排気ガスが確保される。そうすると、小型タービン６２ｂの回転数を確保したまま、大型タービン６１ｂの回転数を上昇させることができるので、移行時の過給抜けを、より効果的に抑制することができる。
また、第２過給領域Ｂへと移行した後の定常時には、大型タービン６１ｂの回転数は既に確保されているため、繋ぎ制御の最中ほど、流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときは、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、大型タービン６１ｂへと流入する排気ガスの流速を、より適切に制御することができる。
また、第１過給領域Ａにおける定常時には、小型タービン６２ｂが主に作動することになるため、繋ぎ制御のように、敢えて流路断面積を絞る必要は無い。よって、このときには、流路断面積を相対的に拡大する。これにより、小型タービン６２ｂ下流側の流路抵抗が低減されるため、過給効率を確保する上で有利になる。
−戻し制御−
第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへの切り替えは、第１過給領域Ａから第２過給領域Ｂへの切り替えと同様に、レギュレートバルブ６４ａの開度調整を通じて実行される。具体的に、第１過給領域Ａにおける定常時には、前述のＲ／Ｖ開度は略全閉（第１開度）とされる一方、第２過給領域Ｂにおける低常時には、Ｒ／Ｖ開度は略全開（第２開度）とされる。
しかし、単にレギュレートバルブ６４ａの開度を変更するだけでは、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行するべく、レギュレートバルブ６４ａの開度変更を行ったとき、その開度変更を開始してから、その開度変更を完了した直後までの期間にかけて、小型タービン６２ｂの回転数が十分に確保されない可能性がある。このことは、移行時に過給抜けが生じる可能性を考慮すると望ましくない。
そこで、ＰＣＭ１０は、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行しようとするときには、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）を略全開から略全閉へと変更するとともに、絞り弁６５を制御することによって、少なくともレギュレートバルブ６４ａが開度変更を開始した時点よりも流路断面積を拡大する戻し制御を実行する。
そして、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行するとき、レギュレートバルブ６４ａの開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、流路断面積を拡大する。
戻し制御の最中、レギュレートバルブ６４ａの開度は、略全開から略全閉に向かって単調に変更される。レギュレートバルブ６４ａの開度が完了すると、実質的に第２過給領域Ｂへの移行完了となるものの、絞り弁６５の開度変更が完了するまでは、戻し制御を継続する。なお、絞り弁６５の開度は、戻し制御を開始する前に、一旦、閉側に変更されるようになっている。
図６は、戻し制御の具体例を示すタイムチャートである。具体的に、図６に示す例は、エンジン回転数を徐々に減少させたときの、小型タービン６２ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（小Ｔ／Ｃ圧力比）、絞り弁６５の開度（絞り開度）、レギュレートバルブ６４ａの開度（Ｒ／Ｖ開度）、大型タービン６１ｂの上流側と下流側との排気圧力の比（大Ｔ／Ｃ圧力比）、過給圧及び排気圧（背圧）の変化を示している。図６の実線は、前述の戻し制御を実行するように構成した場合のタイムチャートであり、破線は、戻し制御を実行しない従来構成を採用した場合のタイムチャートである。
前述のように、小Ｔ／Ｃ圧力比は、小型タービン６２ｂの回転数の目安となる。対して、大Ｔ／Ｃ圧力比は、大型タービン６１ｂの回転数の目安となる。
図６に示すように、少なくとも時刻ｔ３以降では、エンジン回転数は実質的に減少する。その結果、エンジン１の運転状態が、第２過給領域Ｂから第１過給領域Ａへと移行するための遷移領域（過渡運転に対応した領域）に至ったとする。
遷移領域において、ＰＣＭ１０は、Ｒ／Ｖ開度を全開から全閉に向けて変更するとともに、前述の戻し制御を実行する。絞り開度は、一旦、閉じ側へと変更された後に、戻し制御に係る処理を受けて、少なくともＲ／Ｖ開度よりも時間をかけて、全開へと向かって変更される。
また、Ｒ／Ｖ開度の推移から見て取れるように、レギュレートバルブ６４ａは、絞り弁６５と同時に、開度変更が開始される。
時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけての大Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、大型タービン６１ｂの回転数は、戻し制御を実行しないときと比較して緩慢に低下する。その結果、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて、過給圧が相対的に緩慢に低下するようになる。
一方、時刻ｔ４以降における小Ｔ／Ｃ圧力比の推移から見て取れるように、小型タービン６２ｂの回転数は、戻し制御を実行しないときと比較して速やかに上昇する。その結果、時刻ｔ４以降において、過給圧が相対的に大きくなる。
このように、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行することにより、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流路断面積を拡大する。流路断面積を拡大すると、大型タービン６１ｂに流入する排気ガスの流速が抑制される一方で、大型タービン６１ｂに対して上流側に位置する小型タービン６２ｂ付近における流路抵抗が低減されて、小型タービン６２ｂの回転数を可能な限り速やかに高めることができる。
しかし、流路断面積を急峻に拡大してしまうと、小型タービン６２ｂの回転数が十分に高まる前に、大型タービン６１ｂの回転数が落ち切ってしまい、移行時の過給抜けを招く可能性がある。
そこで、図６に示すタイムチャートのように、ＰＣＭ１０は、戻し制御を実行するとき、レギュレートバルブ６４ａの開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて流路断面積を拡大する。これにより、大型タービン６１ｂの回転数の低下を抑制しつつも、小型タービン６２ｂの回転数を高めることが可能になる。そのことで、移行時の過給抜けを予防することが可能となる。
１ エンジン（ターボ過給機付エンジン）
１４ａ 燃焼室
４０ 排気通路
４０ａ 過給通路（第１過給通路）
４３ タービンケース（ハウジング）
６１ 大型ターボ過給機（第２ターボ過給機）
６１ｂ 大型タービン（第２タービン）
６２ 小型ターボ過給機（第１ターボ過給機）
６２ｂ 小型タービン（第１タービン）
６４ 排気バイパス通路（第２過給通路）
６４ａ レギュレートバルブ（流量変更部）
６５ 絞り弁（流速変更部）
６５ａ リードベーン（ノズルベーン）
Ａ 第１過給領域
Ｂ 第２過給領域
Ｓ 隙間

Claims (9)

  1. 燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を備えたターボ過給機付エンジンの制御装置であって、
    前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更可能に構成された流量変更部と、を有し、
    前記流量変更部を制御することにより、前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記第２過給通路を介したガス流を前記第１過給領域よりも促進する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に基づき使い分け、
    前記第１過給領域から前記第２過給領域への移行初期に、前記流速変更部を制御することによって、当該移行を開始した時点よりも前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  2. 請求項１に記載されたターボ過給機付エンジンの制御装置において、
    前記流量変更部は、前記第２過給通路を開閉するバイパス弁として構成され、
    前記繋ぎ制御の最中、前記バイパス弁の開度は、少なくとも前記第２過給領域における定常時よりも閉じ側に設定される
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  3. 請求項１又は２に記載されたターボ過給機付エンジンの制御装置において、
    前記流速変更部は、前記第２タービンの入口の流路断面積を変更可能な絞り弁として構成され、
    前記繋ぎ制御を実行して前記第２過給領域へと移行した後の定常時には、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記繋ぎ制御の最中よりも前記流路断面積を拡大する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  4. 請求項１又は２に記載されたターボ過給機付エンジンの制御装置において、
    前記流速変更部は、第２タービンの入口の流路断面積を変更可能な絞り弁として構成され、
    前記第１過給領域における定常時には、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記繋ぎ制御の最中よりも前記流路断面積を拡大する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  5. 請求項１から４のいずれか１項に記載されたターボ過給機付エンジンの制御装置において、
    前記繋ぎ制御を実行している最中に前記第２タービンの回転数が所定値以上に高まったときには、前記第２過給通路を介したガス流を許容するように前記流量変更部を制御することにより、前記繋ぎ制御を終了して前記第２過給領域への移行を完了する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  6. 請求項１から５のいずれか１項に記載されたターボ過給機付エンジンの制御装置において、
    前記ターボ過給機付エンジンは、
    前記第２タービンの外周に配置された複数のノズルベーンと、
    前記第２タービン、及び、前記複数のノズルベーンの双方を収容しているとともに、前記第１過給通路の下流端が接続されているハウジングと、を備え、
    前記複数のノズルベーンは、前記流速変更部を構成しているとともに、各々、前記ハウジングの内壁に対して隙間を空けて配置されている
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  7. 燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を用いたターボ過給機付エンジンの制御方法であって、
    前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更可能に構成された流量変更部と、を有し、
    前記流量変更部を制御することにより、前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記第２過給通路を介したガス流を前記第１過給領域よりも促進する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に基づき使い分け、
    前記第１過給領域から前記第２過給領域への移行初期に、前記流速変更部を制御することによって、当該移行を開始した時点よりも前記第２タービンに流入する排気ガスの流速を高めるよう構成された繋ぎ制御を実行する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御方法。
  8. 燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を備えたターボ過給機付エンジンの制御装置であって、
    前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路を流れる排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有し、
    前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に応じて使い分け、
    前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行し、
    前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御装置。
  9. 燃焼室に接続された排気通路と、前記排気通路に配置された第１タービンを有して成る第１ターボ過給機と、前記排気通路において前記第１タービンの下流に配置された第２タービンを有して成る第２ターボ過給機と、を用いたターボ過給機付エンジンの制御方法であって、
    前記排気通路は、前記第１タービンを経由して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第１過給通路と、前記第１タービンを迂回して前記第２タービンへと至るように排気ガスを導く第２過給通路と、前記第１過給通路及び前記第２過給通路の少なくとも一方を介して前記第２タービンに流入する排気ガスの流路断面積を変更可能に構成された流速変更部と、前記第２過給通路における排気ガスの流量を変更するように開閉可能な流量変更部と、を有し、
    前記流量変更部の開度を第１開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を抑制する第１過給領域と、前記流量変更部の開度を第２開度とすることによって前記第２過給通路を介したガス流を許容する第２過給領域と、をエンジンの運転状態に応じて使い分け、
    前記第２過給領域から前記第１過給領域へと移行するとき、前記流量変更部の開度を前記第２開度から前記第１開度へと変更するとともに、前記流速変更部を制御することによって、少なくとも前記流量変更部が開度変更を開始した時点よりも前記流路断面積を拡大する戻し制御を実行し、
    前記流速変更部は、前記戻し制御が実行されるとき、前記流量変更部の開度変更に要する時間よりも長い時間をかけて、前記流路断面積を拡大する
    ことを特徴とするターボ過給機付エンジンの制御方法。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61210223A (ja) * 1985-03-13 1986-09-18 Nissan Motor Co Ltd 排気タ−ボ過給装置
JP2009114944A (ja) * 2007-11-06 2009-05-28 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2010024878A (ja) * 2008-07-16 2010-02-04 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2013133762A (ja) * 2011-12-27 2013-07-08 Mazda Motor Corp ターボ過給機付エンジンの制御装置
JP2013160103A (ja) * 2012-02-02 2013-08-19 Toyota Motor Corp エンジンの過給装置
JP2016142151A (ja) * 2015-01-30 2016-08-08 本田技研工業株式会社 内燃機関の負圧システム
JP2017155657A (ja) * 2016-03-02 2017-09-07 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジン
JP2017180364A (ja) * 2016-03-31 2017-10-05 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジン

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB0320986D0 (en) * 2003-09-08 2003-10-08 Ricardo Uk Ltd Automotive turbo charger systems
JP4254612B2 (ja) * 2004-05-18 2009-04-15 トヨタ自動車株式会社 内燃機関用多段過給システム及びその設定方法
DE202005022022U1 (de) * 2004-09-27 2012-05-31 Borgwarner Inc. Mehrstufiges Turboladesystem, das VTG-Turbinenstufe(n) benutzt
JP3918855B1 (ja) * 2005-11-18 2007-05-23 いすゞ自動車株式会社 内燃機関の２段式過給システム
FR2901845B1 (fr) * 2006-06-01 2012-12-14 Renault Sas Procede de regulation de pression dans un collecteur d'admission d'un moteur
US7735320B2 (en) * 2006-08-29 2010-06-15 Gm Global Technology Operations, Inc. Dual stage turbocharger control system
JP4512617B2 (ja) * 2007-06-26 2010-07-28 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置および方法
DE102008017164B3 (de) * 2008-04-03 2009-08-06 Continental Automotive Gmbh Vorrichtung zum Steuern einer Abgasturboaufladung eines Verbrennungsmotors und Verbrennungsmotor
FR2936278A1 (fr) * 2008-09-19 2010-03-26 Peugeot Citroen Automobiles Sa Procede de commande d'une vanne dans un bipasse d'un turbocompresseur, support d'enregistrement et unite de commande pour ce procede et vehicule equipe de cette unite
JP5335358B2 (ja) * 2008-10-07 2013-11-06 ヤンマー株式会社 エンジン
EP2752565B1 (en) * 2009-03-06 2018-12-12 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Multistage supercharging system control apparatus
US8302397B2 (en) * 2009-08-11 2012-11-06 GM Global Technology Operations LLC Mode transition systems and methods for a sequential turbocharger
US8640459B2 (en) * 2009-10-23 2014-02-04 GM Global Technology Operations LLC Turbocharger control systems and methods for improved transient performance
US9574489B2 (en) * 2012-06-07 2017-02-21 Boise State University Multi-stage turbo with continuous feedback control
US9835094B2 (en) * 2015-08-21 2017-12-05 Deere & Company Feed forward exhaust throttle and wastegate control for an engine

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61210223A (ja) * 1985-03-13 1986-09-18 Nissan Motor Co Ltd 排気タ−ボ過給装置
JP2009114944A (ja) * 2007-11-06 2009-05-28 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
US20100263638A1 (en) * 2007-11-06 2010-10-21 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control apparatus for internal combustion engine
JP2010024878A (ja) * 2008-07-16 2010-02-04 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2013133762A (ja) * 2011-12-27 2013-07-08 Mazda Motor Corp ターボ過給機付エンジンの制御装置
JP2013160103A (ja) * 2012-02-02 2013-08-19 Toyota Motor Corp エンジンの過給装置
JP2016142151A (ja) * 2015-01-30 2016-08-08 本田技研工業株式会社 内燃機関の負圧システム
JP2017155657A (ja) * 2016-03-02 2017-09-07 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジン
JP2017180364A (ja) * 2016-03-31 2017-10-05 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジン

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