WO2008020619A1

WO2008020619A1 - Turbine dotée d'un nombre variable de buses

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Publication number: WO2008020619A1
Application number: PCT/JP2007/066006
Authority: WO
Inventors: Kazuo Ooyama
Original assignee: JOHO Corp
Current assignee: JOHO Corp
Priority date: 2006-08-18
Filing date: 2007-08-17
Publication date: 2008-02-21
Anticipated expiration: 2009-02-18
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Description

明細書

可変ノズノレ数タービン

技術分野

[0001] 本発明は、流入ガス量が大きく変化する用途に対して常に高い効率を実現するガスタービンとその利用に関するものである。

背景技術

[0002] ガスタービンは、コンパクトで効率が高ぐ往復部が無いのでフリクションが少なぐ軸受け以外に摺動部がなレ、ので高温に強レ、優れた特性を有して!/、る。そのため容積型機関の排気ガスに残る圧力エネルギーを動力に変換する排気ガスタービンとして使われることも多い。

[0003] しかし、車両などの移動体で用いられる原動機の回転数や負荷は、移動体の加速状態や路面の傾斜などの運転状態により大きく変動し、通過ガス量は大きく変化する。それに対してガスタービンは設計されたガスの供給圧力と流量から外れたところでは効率が大きく低下する。そのためガスタービン機関や排気タービン付の内燃機関を移動体などで利用すると、パーシャル効率が低ぐ実用燃費が悪いという問題があ

[0004] この点を少しでも改良するために、ガスタービンのノズルを構成するべーン（vane) の角度を変化させ、タービンのノズルの総開口面積を変える可変ノズル付タービン (V ariable nozzle turbine)があり（例えば、特許文献 1参照）、車両用ターボチヤ一ンヤー (automotive turbochargerなどに用いられ飞レ、る。

特許文献 1 :特開 2001— 12252公報図 2

発明の開示

発明が解決しょうとする課題

[0005] 可変ノズル付タービンのベーンの角度を変えることにより形成されるノズル形状は先端が細い先細ノズル (convergent nozzle)形状であり、ガス流速が音速になる限界圧力（critical pressure)までしか用いることは出来ないものである。またべーンの角度を動かせば、ガス流速に対するタービンの周速度と動翼の流入角と流出角との関係が理想的な状態から外れてくるので、効率の最大ポイントからガス流量が変化すると効率が悪化することには変わりがなかった。また、温度変化が大きいハウジングに挟まれ、高温にさらされるベーンを可動可能とするためには充分なクリアランスが必要で、漏れが生じる問題があり、耐熱部品の多さも問題である。

[0006] タービン型圧縮機はコンパクトで効率が高!/、特徴から、容積型機関の過給機のように比較的低い圧力で大量のガスを圧縮する場合に適したものである。し力、し、出カタ一ビンとして用いる場合と同様に、設計されたガスの供給容積と圧縮比から外れたところでは効率が大きく低下し、更に圧縮比に対して通過ガス量が少なければサージング (surging)を起こし、騒音を発し、機能が低下する問題がある。そこでパーシャル状態とするにはサージバルブを設けて過給した空気を開放したり、スロットルバルブで入口に絞りを入れたりして通過ガス量を調整する必要があった。これらは圧縮機に無駄な仕事をさせることであり、効率の点で問題があった。

[0007] 容積型機関に用いる、排気タービンにより過給タービンを駆動するターボチャージヤーでは、効率の良い領域が狭いというタービン型圧縮機の特性上、機関の中速域に合わせてタービンが最適設計されるのが一般的である。そのため高速域ではタービン回転数が限界を超えて上昇しないように、ウェイストゲートバルブ（wastegate v alve)で排気を大気圧に開放して入口圧力の安定化を図っている。またタービン回転数に対して容積型機関の回転数が遅い場合には、サージの発生を避けるためにサージバルブで過給したガスの一部を開放するなどの手法がとられる。これらはェネルギーを無駄に捨てるものである。

[0008] 排気タービンの入口圧力が変化せず、負荷も安定していれば排気タービンの回転数はほぼ一定になるので、機関の回転数が上昇しても過給タービンの回転数は変わらず、過給タービン出口部の面積でチョークされるとそれ以上の重量のガスは供給できない。機関が高速域でより多くの体積のガスを吸気としてシリンダー内に取り入れようとしても、ガスの重量は変わらないので過給圧が低下するだけで、出力は変わらずにトルクが減少する。そのためターボチャージヤー付機関は中速域でトルクが大きい特性となり、無過給機関と比べて同一出力で最大トルクがかなり大きい特性となる。これは手動変速を備えた車両では運転がしゃすい利点ともなる力トルクによりサイズが決まる自動変速機や発電機と組み合わせる場合にシステム全体が大型化する問題がある。

課題を解決するための手段と発明の効果

[0009] 本発明の第 1の課題解決手段は、タービンの動翼へガスを噴射する一連のノズノレの入口部分をレ、くつかのグループにまとめて円弧上に配置し、これらの入口部分に共通した開閉弁を設け、当該開閉弁を回転させることにより作動ノズルの数を増減させることを特徴としたガスタービンタである。以下、本課題解決手段によるガスタービンを pj"変ノス/レタービン (variable nozzle number turbine)と呼ふ。

[0010] 可変ノズル数タービンは、ノズルの数を変化させることによりノズルの総開口面積を変化させガス流量の変化に対応する。ノズル自体は固定されているので、タービン回転数が安定した使い方では、タービンの周速度と動翼の流入角と流出角との関係は一定しており、ガス流量が変化しても効率を高く保つことが出来る。そのため従来の可変ノズル付タービンと比較してパーシャル効率が向上する利点がある。また、ノズル形状の自由度が高ぐ音速以上の流速を実現する末広ノズル (convergent noz zle)形状とすることもでき、音速流体の衝撃波に対しても高い剛性が確保できる利点がある。このことにより高い圧力に対しても一段のタービンで効率良く動力に変換可能となる。

このノズルの開閉は、タービンの軸を中心に回転する開閉弁により行われ、最低数の耐熱部品の増加で実現できる。また開閉弁のシール面はタービン軸を中心とした単純な面で構成されるので、熱歪に対してシール性を維持するのが容易な特徴を持つ。

[0011] 可変ノズル数タービンは、使用状態の中で負荷が変動するガスタービン機関に利用する場合にパーシャル効率が向上するため有効なものである。また 2ストローク、 4 ストローク、 6ストロークサイクル機関などの容積型機関の排気タービンとして利用した場合に、使用頻度の高い低負荷の状態で効率良く外部に動力を取り出すことができる。これまで車両では実用されな力たターボチャージヤーによる発電が行えるようになる利点がある。

[0012] なお溶着を考慮すると、当該ノズル開閉弁はタービンハウジングとは別の素材であることが望まし!/、。タービンハウジングが耐熱合金で作られるのであれば耐熱セラミツクで作られることが望ましい。また、ノズルの数を減らした場合、動翼内のガスの流れが断続するので、動翼部で圧力変化のない衝動タービンもしくはそれに近いタービンとして設計すること力 S望ましレヽ。

[0013] 本発明の第 2の課題解決手段は、少なくとも 1つの第 1の課題解決手段によるガスタービンを含むノズル総開口面積を可変とする機構を備えたタービンを直列多段に備えた多段タービンであって、それぞれのタービンのノズル総開口面積を可変とする機構を独立して動作可能としたことを特徴とした多段タービンである。

[0014] 本発明の第 2の課題解決手段によるガスタービンは、 1軸のタービンで高い流入圧に対応可能で、かつガス流量の変化により効率良く対応できるタービとなる。多段にすれば音速以下のガス流速を用いる場合でも、 1段当りの出口入口の圧力比を 1. 9 として、 2段にすれば 3. 6気圧、 3段にすれば 6. 8気圧までの高い圧力を极うことが出来る。

[0015] 本課題解決手段による多段タービンではガス流量の低下に対応するためには、タ一ビンの総開口面積を基本的には流量に比例して減少させる力 S、入口圧力の低下により効率よく対応するために、圧力の低下と共に後段のタービンのノズル総開口面積を余計に減少させる。タービン入口圧力が低下した場合は、タービン一段当たり出口入口の圧力比が下がることにより、流速が低下するが、それ以上にガスの膨張率力 S小さくなり、後段に入るガスの容積流量は余計に下がるからである。

[0016] 本発明の第 3の課題解決手段は、複数の軸を備え、少なくとも 1つの第 1の課題解決手段によるガスタービンを含むノズル総開口面積を可変とする機構を備えたタービンを直列多段に備えた多段タービンの制御方法であって、流入するガス圧が低下すると後段の側から順番にノズル総開口面積を最大とすることを特徴とする多段ガスタ一ビンの制御方法である。

[0017] 本発明の第 3の課題解決手段による制御方法は、前段のタービンの回転数の維持

1S より低い流入ガス圧に対して可能な利点がある。内燃機関のターボチャージヤーとして用いる場合など、前段で過給タービンを駆動する構造とすれば、機関の負荷が下がり流入ガス圧が低下した場合に、前段のタービンの回転数が維持できなくなる前に、後段のポート面積を最大とし、前段のタービンの出口入口圧の比を大きくする。このように本課題解決手段による制御により、前段のタービンの回転数をより広い領域で維持することができるので、過給圧をより安定させることができ、機関負荷の増大に対してレスポンスが向上する。 2段目のタービンのノズル開閉弁手前にウェイストグートバルブを設けて圧力を開放しても同様の効果があることは自明であるので、この手法は入口ガス圧が所定圧以下に低下すると後段のタービンのノズル総開口面積を最大化する本発明の概念に含まれるものである。

[0018] また複数の軸を備えることにより、回転数が異なるタービンの組み合わせにも対応が可能なので、例えば前段のタービンは超音速のガス流速を用いるものとし、後段は音速以下のガス流速を用いることもできる。この場合、ノズル総開口面積の制御の仕方を、超音速を用いる前段は効率の低下する超過膨張 (over expansion)を避け、入口出口の圧力比は変えないように制御し、後段の音速以下のガス流速を扱うタービンだけで圧力変化に対応し、最終的に圧力の低下に伴!/、タービンのノズル総開口面積を最大とする制御を行なうことでも、 2段で 4気圧から 7気圧くらいまでの変化に対応可能で、かつ前段で駆動する過給タービンは安定した回転数に保つことができ

[0019] 本発明の第 4の課題解決手段は、排気タービンとして第 1の課題解決手段によるガスタービンを備えた容積型内燃機関である。

[0020] 第 4の課題解決手段による内燃機関は、機関回転数が変化し排気ガス量が変わつても、排気に残る圧力エネルギーを効率良く動力に変換できる利点を持つ。

[0021] 本発明の第 5の課題解決手段は、圧縮タービンと、当該圧縮タービンから供給される圧縮ガスにより駆動される第 1の課題解決手段によるガスタービンを回生機として備えたことを特徴とした、タービン式圧縮機である。

[0022] 本発明の第 5の課題解決手段によるタービン式圧縮機は、通常サージが発生するガス流量でも、圧縮ガスを可変ノズル数タービンに循環させ、圧縮タービンの仕事のエネルギーを回生しながら、サージングを回避するものである。サージバルブと異なりエネルギーを無駄に捨てること無ぐサージ領域を気にせず圧縮タービンを使用できるようになる利点がある。 [0023] なお本課題解決手段によるタービン式圧縮機は、回生機である可変ノズル数タービンを同軸に備えたものに限らなレ、。圧縮タービンで生成した余分な圧縮ガスを可変ノズル数タービンでエネルギーを回生できれば良!/、ので、回生機が独立した軸を有し発電機などの別の機器を駆動するものなどが含まれる。

[0024] 本発明の第 6の課題解決手段は、第 5の課題解決手段によるタービン式圧縮機を過給タービンとして備えた内燃機関である。

[0025] 本発明の第 6の課題解決手段による内燃機関は、過給タービンは流量が変化しても常に高い効率で過給が可能なので、機関回転数の高いところにタービン特性を合わせて設計しても、機関回転数の低いところでも、ノズル開閉弁を開くことにより回転数を下げずに運転が可能である。そのため通常の過給タービンを使用した場合と異なり、機関最高回転数近くの吸気量に合わせて過給タービンを設定しても、機関回転数が低レ、場合にも過給圧を維持できるため、機関のトルクをフラット化できる効果がある。この特徴は機関の大きさの割合に高い出力を実現することができる利点となると同時に、よりコンパクトな変速機や発電システムを選択できる利点となる。特に自動変速機と組み合わせた車両では、同一出力の無過給機関と同じサイズの変速機力 S使えることは、車両に対する搭載が容易となり、無過給機関との互換性が高まり、利点として大きい。

[0026] また、機関回転数によらずにタービン回転数により過給圧を変化させ機関トルクを制御すること力 Sできるので、スロットルバルブによるボンビングロスを無くし、燃費効率を高めることができる。通常の使用ではサージバルブやウェイストゲートバルブなどで高圧ガスを無駄に捨てる必要がないことも燃費の改善に効果がある。

[0027] 本発明の第 7の課題解決手段は、流体圧で選択的に駆動される 2つのピストンと、一方のピストンが作動すると開閉弁を 1段階作動ノズル数が増える方向に動作し、他方のピストンが作動すると 1段階開閉弁を作動ノズル数が減る方向に動作する駆動系を備え、当該ピストン力開閉弁までの駆動系に送り機構を備え、更に作動後に両ピストンに掛カ、る荷重を等しくする機構と、当該両ピストンを標準位置に戻すスプリングと、開閉弁をノズルが半開状態とならない位置に留める位置決め機構を備えたことを特徴とした、第 1の課題解決手段によるガスタービンのノズル開閉弁制御システムである。

[0028] 本発明の第 7の課題解決手段によるノズル開閉弁の制御システムは、タービン入力圧力などの流体圧を動力源として可変ノズル数タービンのノズル開閉弁をステップ状に動作する機能を備えたものとなる。高価な部品であるサーボモーターやその電源を必要とせず、低コストである。電子部品のメンテナンスが難しい場合など、電子部品を使用しない制御システムとして有用である。起動トルクが大きぐ開閉弁がロックを起こさない利点もある。後述する実施例は、全て流体圧による制御部品で構成しているが、当該実施例をベースとして一部の部品を圧力スィッチや電磁切換弁や単純なロジック回路などの簡易な電子部品に置換することも可能である。更に複雑な制御を行いたい場合には、圧力センサ、位置センサ、コンピュータなどに置換していくことも可能である。

図面の簡単な説明

[0029] [図 1]第 1の課題解決手段によるガスタービンの断面図（実施例 1)

[図 2]第 1図のガスタービンの Z— Z拡大部分断面図（実施例 1)

[図 3]第 2の課題解決手段による二段ガスタービンの断面図。（B)図は (A)図の Y— Y断面図となっている。（実施例 2)

[図 4]実施例 2のタービンのノズル開口数制御マップ。左図は第 1タービンのものであり、右図は第 2タービンのものを示す。（実施例 2)

[図 5]第 2の課題解決手段による第 2の実施例の多段ガスタービンの断面図（実施例 3)

[図 6]第 3の課題解決手段による実施例 3のタービンのノズル開口数制御マップ。左図は第 1タービンのものであり、右図は第 2タービンのものを示す。（実施例 3)

[図 7]第 5の課題解決手段による回生機を備えたタービン式圧縮機 (実施例 4) [図 8]同、タービン式圧縮機の特性図（実施例 4)

[図 9]第 6の課題解決手段による内燃機関の第 1の実施例の模式図（実施例 5) [図 10]第 6の課題解決手段による内燃機関の第 2の実施例の模式図（実施例 6) [図 11]第 6の課題解決手段による内燃機関の第 3の実施例の模式図（実施例 7) [図 12]第 4と第 6の課題解決手段を採用した 6サイクル機関のノズル開閉弁制御システム図である。（B)図は補助図である。（実施例 8)

園 13]第 7の課題解決手段によるノズル開閉弁の制御システム。（A)図は開閉弁とその駆動ギヤの部分図であり、（B)図は位置決め機構図である。（実施例 9)

[図 14]同、制御システムの送り機構部分図。左図は基準位置、右図は作動位置を示す。（実施例 9)

[図 15]同、制御システムの駆動レバーと流体回路図（実施例 9)

符号の説明

1 容積型機関（6サイクル機関）

24 ァクセノレセンサ

52 回転数センサ

63 排気触媒

68 排気センサ

75 圧力検出兼燃料供給機

80 排気マ二ホールド (燃焼室を含む)

88 排気タンク

90 流体路

91、 92 ピストン

151、 151B 発電機

161 トルクリミッター

200 回生機付タービン式圧縮機

200b 圧縮機吸入口

200d 回生タービンのガス排出口

220 エアタンク

221 吸気マ二ホールド

250 タービン,駆動モーター

260、 360、 460、 470 回転ァクチユエ

280 圧縮タービン

290 圧縮機スクロール室 300 スクロール型可変ノズル数タービン

310、 310B、315 ノス、ノレ開閉弁

310b 同、ストッノ、。一

311、 312、 311b, 312b ノズノレ開閉弁の開口き

330、 340、 350 タービンノヽウジング

331、 332 ノズル

334 332のノズノレ開口咅

336 ハウジング組み付け金具

361、 461、 471 駆動ギヤ

362、 365、 371、 375、 378 スプリング

363 ローラー付アーム

364 ラチエツト

366 ラチエツトホルダー

367 ラチエツトコントロールプレート

368 2段飛び防止プレート

369 固定ピン

370 駆動レバー

372、 373 ポペットノノレフ、、

374 ダイヤフラムバルブ

376、 377 ノノレフ、、

380、 380B 出力タービン

385 回生タービン

388、 388B タービン軸

400、 400B 軸流型ガスタービン

410 1段目のタービンのノズノレ開閉弁

420 2段目のタービンのノズル開閉弁

421、 421b, 422、 422b 2段目のタービンのノス、ノレ開閉弁の開口き 441、 442 2段目のタービンのノス、ノレ 480 軸流タービン主軸

490 2段目のタービン

495 ワンウェイクラッチ

550 機関出力補助モータ

560 モーター制御機

561 動力線

580 ノテリー

610 コンピュータ

発明を実施するための最良の形態

[0031] 以下、実施例に基づき本発明の実施形態を説明する。

実施例 1

[0032] 図 1は本発明の第 1の課題解決手段の実施例であるスクロール型のガスタービン 3 00の断面図を示す。ノズル開閉弁 310には外部から回転を受けるギヤが内側に切られており、駆動ギヤ 361により外部より回転ァクチユエータ 360で開閉する。本図ではノズル 331、 332は変位図示されており、ハウジング 330に 90° 毎に径方向と軸方向に開口部を持つ 4つのグループに別れ、交互に、点対称に全部で 16配置されている。本実施例では開閉弁に掛カ、る圧力荷重を均等にするためにノズルは点対称に配置されている力機能的には必ずしも点対称の配置とする必要は無い。

[0033] 図 2は、図 1のガスタービンの開閉弁 310より内側の拡大 Z— Z断面図を示す。タービン 380は断面図とせずに正面図で示してある。 1点鎖線の右側はタービンノヽゥジングを省略し、開閉弁を実線で、ノズル入口形状の想像線を 1点鎖線で示している。開閉弁 310に (まノス、ノレの開閉のための開口き 311、 312、 311b, 312bカタービン 38 0の回転軸を中心に点対称に合計 4つ設けられている。本実施例では、このうち 311 と 311bは円筒面上にり、 312、 312bは円盤上の面にある。このようにノス、ノレ開口部はタービン軸を中心とした回転面であれば、円筒面、円盤面、円錐面や球面等の単純な面に配置することができる。シール面は片面で行なえ、ガス圧による押し付け力もあるので、温度変化に対してシール性の確保は容易である。

[0034] タービン軸を中心とした開閉弁 310の回転によりノズルは開閉される力本図の位置では 16個のノズルのうち、入口が円筒面にあるノズル 331、 331bが点対称に 2個ずつの計 4個、入口が円盤面にあるノズル 332、 332bが点対称に 3個ずつ計 6個の合計 10個のノズルが開き、ガスをタービンに向けて噴出している状態となっている。最低は 2個のノズルが開いた状態から点対称にあるノズルを 2個ずつ同時に開くことにより、最大 16個のノズルを開口することができる。その間、ノズル開閉弁 310は 80 ° 弱回転する。

[0035] 本実施例では開閉弁の動作はノズル入口が半開状態になることがないようにステツプ状に行って!/、る。ノズルが半開であるとそのノズル内のガス流速はバルブで絞られて他のノズルの流速より遅くなり、かえって抵抗となるからである。ノズルの数が充分多ければ、開閉弁を連続的に動力、しても抵抗の増加も少なく特に問題が生じるわけではない。

[0036] ここで各ノズルは流速が等しければ良ぐ通路面積は同一であることを要しない。たとえば最も狭いノズルは機関のアイドル時に必要な面積にあわせることも可能である。またタービンのノズル数が 2つ単位で増減することにより、ノズル数が少なくなるとノズノレ数力段階変化しただけでもノズル面積の変化は大きくなる。たとえばノズル数 2 で使用してレ、た場合にノズル数を 4に変化させた場合、ノズル面積は同一面積とすると 2倍にも変化することとなるので、ノズル数が最初に増える際に開くノズルの通路面積を特に小さくして、この変化率を小さくすることもできる。

実施例 2

[0037] 図 3は、第 1の課題解決手段による軸流タービンを同軸に 2段備えた、第 2の課題解決手段による 2段タービン 400である。（B)図は、（A)図の Y— Y断面図となっている。ノズル開閉弁 410、 420には外部から駆動するためのギヤが切られており、駆動ギヤ 461、 471により回転ァクチユエータ 460、 470で馬区動される。

[0038] (A)図は、（B)図のタービンを左側から第 2タービンのノズル開閉弁 420とタービンノヽウジング 330ίこあるノス、ノレ入口を見た正面図である。 421、 421b, 422、 422biまノズノレ開閉弁 420の開口部であり、これらの開口部からタービンのノズノレの入口 441、 442が見えている。本実施例ではノズル開口部はすべて円盤面上に配置されている。ノズル開閉弁 420は運転状態により外部から駆動され回転し、作動ノズル数を変える。本実施例ではガス流がタービン軸から遠ざ力、る方向のノズル 441が点対称に片側 8個の計 16個、タービン軸に近づく方向のノズル 442が点対称に片側 8個の計 16 個の全部で合計 32個のノズルがあり、ノズル位置は 90° 毎に径方向に交互にまとまつて配置されている。本図はこれらのノズルがすべて開いた時の開閉弁位置を示してレ、る。本実施例では開閉弁の開閉は、最低は 4個のノズルが開いた状態から 90° おきの位置にあるノズルを 4個ずつ同時にステップ状に開くことにより行なう。 1段目のタービンもこのノズル開閉弁の構成は同様となっている。

[0039] 図 4は本実施例のタービンのノズル開口数制御マップである。横軸はガスタービン全体の入口の流入圧力であり、縦軸はその時間当たりに流入するガス容積であるガス流量を表して!/、る。左図は 1段目と 2段目の出口入口圧力比が均等であると仮定した場合の、 1段目のタービンの開口ノズル数の制御マップである。 1段目のタービンの出口流速は出口入口の差圧の出口圧力に対する割合の平方根に比例し、ガスの体積は出口入口圧力比に反比例して膨張するので、流入圧力の下がり方が少ない間はタービン全体の入口ガス容積流量にほぼ比例したノズル数となる力 S、流入圧力が大きく低下するとノズル出口の流速の低下が大きぐノズル数をより多く必要とするようになる。流入圧力が低くガス流量が多いマップ左上の領域に、全てのノズルを開いた場合でもノズル数が不足する領域が存在する力 S、排気タービンとして用いる場合では機関が低負荷高回転で駆動してレ、る場合であり、その頻度は低く効率は問題とならない。実際に機関と組み合わせた場合にこの領域に流入圧力とガス流量があると、ノズル出口でチョークされ流入圧力が高まり、時間経過に従いノズルの数に見合つた領域まで移行する。

[0040] 右図は本実施例の 2段目のタービンのノズル開口数制御マップである。ここでの流入圧力とガス流量は左図と同じガスタービン全体の入口圧力とガス流量である。流入圧力が最大のときはガス流量に比例したノズル数となっている。しかし流入圧力が最大圧から低下すると 1段当たりのタービンの入口出口圧力比が下がり、 1段目のタービンのガスの膨張率が下がるので最大圧のときと比較すると 1段目のタービンへのガス容積流量の減少以上に 2段目のガス容積流量の減少率が大きい。そのため 2段目のタービンはノズルの総開口面積をより減らす必要が生じる。更に大きくガス圧が低下すると一段目と同様にノズル出口の流速の低下が大きぐノズルの総開口面積は多く必要となるのでこのような制御マップとなる。

実施例 3

[0041] 図 5は第 2の課題解決手段による第 2の実施例の断面図を示す。ノズル開閉弁などの構造は図 3の実施例と同一である。本実施例の 2段目のタービン 490は主軸 480 に対してワンウェイクラッチ 495を介して接続しており、実質的に 2軸タービンとなっている。タービン全体の入口ガス圧が低下して一段で吸収できるガス圧になると、 2段目の開閉弁は全開となりノズルの総開口面積を最大として、 1段目のノズル出口流速を維持し主軸 480の回転数を維持するように作動する。このとき 2段目のタービンノズルからの噴出ガス流速は遅くなるので、 2段目のタービン 490の回転数は下がりワンウェイクラッチ 495はフリーになり、 1段目のタービンのみで主軸 480は駆動される。

[0042] 図 6右図は本実施例の 2段目のタービンのノズル開口数制御マップである。流入圧力が高いときは基本的に図 4と同様である。流入圧力が 1段のタービンのみで対応できる圧となると、 2段目のタービンのノズルを全て開くことによりノズルの総開口面積を最大として、 2段目のタービンの入口ガス圧を下げる。

[0043] 図 6左図は本実施例のタービンの 1段目の開口ノズル数の制御マップである。流入圧が所定圧以下に低下し 2段目のタービンのノズルが全て開くと、 1段目のタービンの出口圧力は大気圧に近づくのでノズル出口のガス容積流量は多くなる反面、入口出口圧力比の上昇により流速は上がる。実施例の切り替え圧では流速が上がる効果の方が大きぐ 2段目のバルブを全部開いた場合には 1段目のノズルの数は多少減らす必要が出るためにこのような制御マップとなる。

[0044] 以上のようなマップで制御することにより、ガス流量や流入圧力が低下した場合にも効率良く動力に変換できるば力、りでなぐ上流のタービン回転数は全負荷時に近い回転を低負荷時にも維持することができ、次に機関の負荷が高くなつた場合に 1段目のタービン軸の回転数が高く維持されて!/、るので、それにより駆動される過給タービンなどを速やかに高負荷状態に移行できる利点がある。

実施例 4

[0045] 図 7は第 5の課題解決手段によるタービン式圧縮機の断面図である。圧縮タービン 280により作られた圧縮ガスの一部により駆動される回生機としての可変ノズル数タ一ビン 385を背面に備えている。当該タービン 385は圧縮タービンのスクロール室 29 0に開閉弁 315を備えており、圧縮タービンにより圧縮された余剰ガスを温度低下しないうちに速やかに駆動力に回生し、入力軸 288からの駆動力と共に圧縮タービン 2 80を駆動する。

[0046] 図 8はそのタービンの特性図を示す。横軸は圧縮機全体の出口のガス容積流量であり、縦軸は圧縮圧力である。太い実線で表した右下がりの曲線は設計回転数の 10 0%、 90%、 70%の回転数での圧縮タービン 280単独の特性である。右上がりの斜めの太い実線は圧縮タービン 280単独のサージラインを示している。このラインより左側はサージが発生するサージ領域である。そのためサージラインから遠ざけた領域で使用したいわけであるカ、圧縮タービンの効率の良い領域はサージラインのすぐ右側の特性曲線の圧力の高い領域に存在するので、そのような使用は効率が低下する。

[0047] それに対して点線は本課題解決手段によるタービン式圧縮機の特性を示して!/、る。回生機である可変ノズル数タービンのノズルを全て閉じた場合には実線のタービン 280単独の特性を持つ。流量が減ると、サージ領域に入る前に可変ノズル数タービンの開閉弁を開き、作動ノズル数を 0から 2つずつステップ状に 16まで作動させることでこのような特性となる。開閉弁を全閉とする必要がある点は、排気タービンとして使用する場合と異なる特徴である。

[0048] 本課題解決手段による回生機を備えたタービン式圧縮機は、圧縮タービン 280を圧縮圧力の高!/、効率の良!、領域で常に使用できるので、広、領域で効率良!、圧縮機となる。当該実施例では、流量が 0に近い領域で過給機としての使用に対しては実用上問題なレ、範囲でサージ領域を残してレ、るが、回生機としての可変ノズル数タ一ビンを更に少し大きいものとすれば、この領域を完全に無くすことも可能である。実施例 5

[0049] 図 9は第 6の課題解決手段による内燃機関 1の模式図である。本実施例から第 7の実施例では排気タービンにも本発明の可変ノズル数ガスタービンを使用しており、第 4の課題解決手段の実施例にもなつており、その出力を発電機 151で電力に変換している。この電力でモーター 250を駆動し、過給機としての本発明による回生機付圧縮タービンを駆動している。モーター 250によりタービンの回転数を制御することにより、過給圧を制御することができる。

[0050] 機関は回転数が増えるとそれに比例して吸気ガスの流入も増え、過給圧に比例してトルクが増える。図 8の特性のタービンを内燃機関の過給機として用いた場合、横軸は機関回転数、縦軸はそれに対する機関が出力可能な限界トルク特性を示してレヽると理解すること力 Sできる。フラットなトルク特性を実現可能であることと、そのトルクを過給タービンの回転数で制御可能なことを示している。また、回生に用いる可変ノズル数タービンは、細いノズルを数多く持つ方が機関のトルク特性がフラットになること、特に開閉弁が全開に近い方のノズルの面積を小さくした方がその効果が高いことが理解される。

実施例 6

[0051] 図 10は第 6の課題解決手段による内燃機関の第 2の実施例の模式図である。排気タービンとしての可変ノズル数タービン 381の出力により本発明のタービン式圧縮機を駆動し、過給気を機関 1に供給している。余剰出力は発電機 151で電気に変換している。この発電機の負荷を変えることにより、タービンの回転数を制御し、過給圧を制御している。タービンシャフトが長くなり共振振動が発生しやすいので、共振トルクを下げるトノレクリミッター 161を備えている。

実施例 7

[0052] 図 11は第 6の課題解決手段による内燃機関の第 3の実施例の模式図である。排気タービンとして 2段の可変ノズル数タービン 380、 380Bを備えているので、更に第 2 の課題解決手段にもなつている。 1段目の可変ノズル数タービン 381の出力により圧縮タービン 280を駆動し、余剰出力は発電機 151で電気に変換している。この発電機の負荷トルクを調整することにより、タービンの回転数を制御し、過給圧を制御している。過給気の一部により駆動される回生機である別軸の可変ノズル数タービン 385 と、 2段目の排気タービン 380Bにより発電機 151Bを駆動し、ここでも発電を行っている。

実施例 8 [0053] 図 12は第 4と第 6の課題解決手段を採用した 6サイクル機関の制御システムの模式図である。本発明によるタービン式圧縮機を過給タービンとして、本発明の可変ノズル数タ一ビンを排気タービンとして備えた 6サイクル機関 1であり、その構成は図 9の模式図と同じである。（B)図は (A)図で表示できな力た動力線を示すための補助図であり、機関 1を上方から見た図となっている。

制御コンピュータ 610は排気タービンの入口圧である排気圧を検知する手段 75と、機関回転数を検知する手段 52と、アクセル開度を検出する手段 24を備えている。モ一ター制御機 560は発電機 151の発電トルクと、タービン駆動モーター 250のトルクと、機関出力補助モーター 550のトルクをコンピュータの指示に従い制御する手段を備えている。コンピュータ 610は排気圧に対して排気タービンが常に適切な回転数になるように発電機 151の回転数を指示し、アクセルセンサ 24の検出値により過給圧を制御するために、モーター 250の回転数の指示を与え、機関出力補助モーター 5 50のトルクを指示している。機関出力補助モーター 550は主に発電機 151からの電力で駆動されているが、一時的な電力の過不足はバッテリー 580により補われる。

[0054] 更にコンピュータ 610には、可変ノズル数タービンの開閉弁を開閉するァクチユエータ 360、 260を駆動する手段が備えられている。機関の回転数センサ 52の検出値と、モーター 250の回転数力も判断しァクチユエータ 260を駆動し、タービン式圧縮機 200の圧縮タービンがサージ領域に入らな!/、ように回生タービンのノズル数を制御している。過給タービンの出口にはエアタンク 220が備えられ、機関の吸気による脈動を吸収しタービンのサージの発生を抑制している。また、機関の回転数及びァクセル開度に対して適切な排気圧となるように、排気圧検出値から判断してァクチユエ一タ 360を駆動し、排気タービンのノズルの数を制御して!/、る。

[0055] ここで、排気圧を一定に保つのであれば、排気圧検知手段 75は圧力スィッチで充分である。また、過給タービン回転数としてのモーター 250回転数と機関回転数検出値から排気圧を推定するなど、代換手段により排気圧検知手段を省略することも可能である。

実施例 9

[0056] 図 13以下は、第 1の実施例のタービンのノズル開閉弁に対して、第 7の課題解決手段によるタービンのノズル数制御システムを適用した場合の機構説明図である。図 1 3 (A)図は開閉弁 310とその駆動ギヤ 361を示す部分図である。タービン、ハウジング等は省略してある。駆動ギヤはシャフト 36 lb部分を断面として表示しており、この部分がハウジング 340に回転可能に勘合している。駆動ギヤが 60° 回転するごとに開閉弁はノズルを 2つずつ増減する。 310bはハウジング 340にある 2点鎖線で示した溝に対して開閉弁の可動範囲を決めているストッパーである。

[0057] 図 13 (B)図は、ハウジング 340の外部にある駆動ギヤと一体となっているカム 361c と、スプリング 362でカムに押し付けられたローラー付アーム 363による位置決め機構を示している。駆動ギヤを 60° ごとに位置を固定する働きをしている。本図で駆動ギヤ 361は省略してある。

[0058] 図 14は、送り機構を示している。駆動ギヤにはカム 361cを介して一体となっているリング 361gが備えられおり、外側に 6つの爪 361dと内側に 6つの溝 361fが形成されている。このリングの内側には右回り用と左回り用のラチエツト 364とラチエツトスプリング 365が組み込まれたラチエツトホルダー 366が摺動回転可能に勘合している。ラチエツトホルダー 366は断面を示しているがハッチングは省略している。左図が標準位置を示し、ここ力、らでは、ラチエツトホルダーが左右どちらに回転しても、ラチェットが溝 36 Ifにかみ合い駆動ギヤを共に回転させる。右図はラチェットホルダーが標準位置から右に 60° 回転した動作状態を示している。動作位置からラチエツトホルダーが左図の標準位置に戻る場合には、ハウジングに固定されたラチエツトコントロールプレート 367の存在により、回転する方向のラチエツト 364は引っ込み、溝にかからずに、駆動ギヤは位置決め機構により右図の位置に留まる。ラチエツトコントロールプレートは同時にラチエツトホルダー力 Sリング 361gから抜けるのを防止している。

[0059] 2段飛び防止プレート 368は、ハウジングに固定されたピン 369に回転可能に勘合されており、左図の標準状態では駆動ギヤの動きと干渉しないが、長穴 368hの内側に勘合しているピン 370aの作動により回転し、右図のように動作状態では爪 368bが駆動ギヤの爪 361dと干渉し、 1動作で 60° を超えて駆動ギヤが回転するのを防止する。

[0060] 図 15は、駆動レバー 370と圧力回路の説明図である。レバー 370はプレート状のもので、前出のピン 370aはこのレバーの両面に突き出した形で一体に形成されている。飛び越し防止プレート 368はレバーの背面にある。レバーには、先端にラチエツトホルダ一に形成されたギヤ 365gと嚙合うギヤ 370gが形成されており、シャフト 370bを中心に回転揺動することにより、ラチエツトホルダーに回転を与える。レバーに形成された長穴 370hには固定ピン 369が貫通しており、レバーの揺動角を制限している。スプリング 371は、固定ピン 369とレバーに形成されたピン 370aを共に弾性的にはさむ形で組み込まれており、外力力 Sかからない状態ではレバーやピストンを標準位置に戻す働きをしている。

[0061] 流体回路図の中の記号で Eは排気圧などのタービン入口圧、 Xは大気圧を示している。内燃機関の排気には圧力の脈動があるので、先ずタービン入口圧は小型の排気チャンバ一 88に導かれ、圧力の安定化が図られる。本駆動システムは、この排気チャンバ一の高圧ガスを動力源としてレ、る。各バルブは断面を示して!/、るがハツチングは省略している。

[0062] レバーには 2つのポペットバルブ 372と 373を作動させるカム 370cが形成されている。レバーが標準位置にある場合には、バルブ 372は開いており、ガスをバルブ 376 、 377に供給している。ダイヤフラムバルブ 374はチャンバ一内のガス圧が適切な場合はスプリング 375と釣り合つている力 S、その圧に対して一定以上圧力が変化すると、ノノレブ 376、 377を支えているスプリング 378に打ち勝って、片方のバルブを開き、ピストン 91、 92の一方を駆動する。

[0063] タービン入口圧 Eが上昇すると、ダイヤフラムバルブ 374は右に動き、ノルブ 366が開きピストン 91が駆動され、レバーは下に動き、ラチエツトホルダーと駆動ギヤを右に回し、位置決め機構のカムによるトルク抵抗の大きい部分を越えると、バルブ 372は閉じるが、ピストン内に残る圧がオリフィスから抜ける間にレバーの動作は継続される。レバーの動作完了時には駆動ギヤは位置決め機構により 60° 回転し、その位置に留まる。開閉弁はその動きにより、作動ノズルを 2つ増やす。このとき、位置決め機構のカム山をローラーが越えた後、レバーに備えられたカム 370cによりバルブ 373 が開き、ダイヤフラムバルブ 374が作動していた場合には次の動作に備え、ピストン 9 1の圧を速やかに大気に開放する。ダイヤフラムバルブ 374が作動していない場合にも、オリフィスから圧が抜ける。ピストンの圧が抜けるとスプリング 371の作用により、レバー、ラチエツトホルダーおよびピストンは標準位置に戻る。

[0064] 逆に入口圧 Eが下がると、ピストン 92が駆動され、レバーは上に動き、以下同様に開閉弁は作動ノズルを 2つ減らす。

産業上の利用可能性

[0065] 本発明による可変ノズル数ガスタービンは、ガス流量の変動の大き!/、使用分野で、ガス流量に関わらず常に効率が高ぐ省エネルギーの出力ガスタービンとして利用性が高い。本発明のタービン圧縮機も含めて小型のガスタービン機関に利用する場合には、従来に比較してパーシャル領域でも効率の高!/、ガスタービン機関を実現すること力 Sでさる。

[0066] 本発明によるタービンを容積型内燃機関の排気タービンや過給タービンとして利用すれば、機関が負荷変動によりガス流量が変化してもこれらのタービンは効率を高く保つことができ、生じた余剰出力を発電等に利用可能になるので、利用性が高い。また本発明の回生機付タービン式圧縮機はサージの発生を無くすることができ、流量に関係なく圧縮圧力を高められるので、これを過給機として利用した容積型機関は、スロットルバルブに変わり過給圧によりトルクを制御することができ、パーシャル域で効率が高められる。またフラットなトルク特性を得ることができるので、自動変速機や発電機と組み合わせるときに全体のシステムがコンパクトにできる利点がある。

Claims

請求の範囲

[1] タービンの動翼へガスを噴射する一連のノズルの入口部分をいくつかのグループにまとめて円弧上に配置し、これらの入口部分に共通した開閉弁を設け、当該開閉弁を回転させることにより作動ノズルの数を増減させることを特徴としたガスタービン。

[2] 少なくとも 1つの請求項 1のガスタービンを含むノズル総開口面積を可変とする機構を備えたタービンを直列多段に備えた多段タービンであって、それぞれのタービンのノズル総開口面積を可変とする機構を独立して動作可能としたことを特徴とした多段タービン。

[3] 複数の軸を備え、少なくとも 1つの請求項 1のガスタービンを含むノズル総開口面積を可変とする機構を備えたタービンを直列多段に備えた多段タービンの制御方法であって、流入するガス圧が低下すると後段の側から順番にノズル総開口面積を最大とすることを特徴とする多段ガスタービンの制御方法。

[4] 排気タービンとして請求項 1のガスタービンを備えた容積型内燃機関。

[5] 圧縮タービンと、当該圧縮タービンから供給される圧縮ガスにより駆動される請求項

1のガスタービンを回生機として備えたことを特徴とした、タービン式圧縮機。

[6] 請求項 5のタービン式圧縮機を過給タービンとして備えた内燃機関。

[7] 流体圧で選択的に駆動される 2つのピストンと、一方のピストンが作動すると開閉弁を 1段階作動ノズル数が増える方向に動作し、他方のピストンが作動すると 1段階開閉弁を作動ノズル数が減る方向に動作する駆動系を備え、当該ピストンから開閉弁までの駆動系に送り機構を備え、更に作動後に両ピストンに掛カ、る荷重を等しくする機構と、当該両ピストンを標準位置に戻すスプリングと、開閉弁をノズルが半開状態とならな!/、位置に留める位置決め機構を備えたことを特徴とした、請求項 1のガスタービンのノズル開閉弁制御システム。