チャージエアシステム及びチャージエアシステム動作方法
【課題】動作の確実性及び耐久性が改良された２ステージターボチャージャ又は機械的コンプレッサを含む冷却システムを提供する。
【解決手段】第１のターボチャージャステージ２０により吸入された空気中の水分量を推定するステップと、第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間に配置された第１の熱交換器２２により放出される空気の第１の露点温度Ｔｄｅｗ１を推定するステップと、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１を、第１の熱交換器２２から放出される空気の推定温度Ｔ２と比較するステップと、第２の温度Ｔ２が第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも低い場合に、第２の温度Ｔ２を第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも高温に上昇させるために空気バイパス２４及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット６２を作動させるステップとを含む。
【解決手段】第１のターボチャージャステージ２０により吸入された空気中の水分量を推定するステップと、第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間に配置された第１の熱交換器２２により放出される空気の第１の露点温度Ｔｄｅｗ１を推定するステップと、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１を、第１の熱交換器２２から放出される空気の推定温度Ｔ２と比較するステップと、第２の温度Ｔ２が第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも低い場合に、第２の温度Ｔ２を第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも高温に上昇させるために空気バイパス２４及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット６２を作動させるステップとを含む。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、本発明の独立請求項の冒頭に記載されているチャージエア及びチャージエア動作方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジン動作中、吸気温度が露点温度よりも低下すると、エンジンのチャージエアシステム及び吸気マニホルド並びにパワーシリンダにて水分が凝縮することがある。露点温度は、ガスが所与のブースト圧力及び周囲湿度条件に対する飽和状態に達する温度として定義されることができる。
【０００３】
現代の車両は、一般に、化学物質排出値の低下を達成するために、排ガスを冷却して燃焼チャンバ内に再循環させる排ガス再循環を用いている。特許文献１は、吸気マニホルド及びパワーシリンダにおける凝縮の蓄積を排除することを開示しており、これは、チャージエアクーラ（ＣＡＣ）及び／又は排ガス再循環クーラ（ＥＧＲ）のバイパスをエンジンの吸気マニホルドに隣接して設け、それにより、吸気マニホルドの温度を、吸気マニホルドにおける凝縮を回避するように制御することにより行われる。これは、凝縮された水分が再循環された排ガスと接触するときに、吸気マニホルド及びパワーシリンダに腐食を生じさせる可能性のある酸が形成されることを防止する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】米国特許第７，００７，６８０号明細書
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
本発明の目的は、動作の確実性及び耐久性が改良された２ステージ（dual stage）ターボチャージャ又は機械的コンプレッサを含む冷却システムを提供することにある。本発明の別の目的は、前記冷却システムの動作方法を提供することにある。
【０００６】
この目的は、本発明の独立請求項に記載されている冷却システム及び前記冷却システムの動作方法により達成される。その他の請求項及び説明が、本発明の有利な実施形態を開示する。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
燃焼エンジンのためのチャージエアシステムであって、前記エンジンに供給される吸気を第１の圧力から第２の圧力に圧縮するための第１のブーストシステム（例えばターボチャージャステージ）と；前記圧縮された空気を第３の圧力に圧縮するための第２のターボチャージャステージと；前記圧縮空気を冷却するために前記第１のターボチャージャステージと前記第２のターボチャージャステージとの間に配置された第１の熱交換器と；前記空気の流量を、例えば、前記第１の熱交換器を空気が少なくとも部分的に迂回し、又は、好ましくは完全に迂回することにより調整するための第１の吸気バイパス、及び／又は、前記第１の熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するための第１の質量流量制御ユニットとを含むチャージエアシステムが提供される。好ましくは、前記第１の熱交換器から放出されている前記媒体の温度が、露点温度よりも十分に高く維持されることができる。従って、水分の凝縮、及び、その後に生じる可能性のある氷粒子の形成を回避することができる。前記第２のターボチャージャステージは高圧ブースト装置として特に損傷を受けやすい。特には暖機中、低負荷、低周囲温度の状態において、第１の熱交換器の下流のエアコンプレッサ（特にはエアコンプレッサのコンプレッサホイール）の、第１の熱交換器から抜け出す水滴又は氷粒子による損傷を防止することができる。これは、空気熱交換器、１以上の排気再循環熱交換器、又は冷却媒体の完全な又は部分的な（調整による）迂回により、そしてそれにより、バイパスを通る空気量の調整と、前記熱交換器の冷却媒体の質量流量とを組み合わせることにより達成される。
【０００８】
好ましい実施形態において、第２の熱交換器が第２ターボチャージャステージの下流に、第２ターボチャージャステージとエンジンの吸気マニホルドとの間に設けられる。第２の吸気バイパスが、第２の熱交換器を通る空気の流量を、例えば、前記第２の熱交換器を空気が少なくとも部分的に、好ましくは完全に迂回することにより調整するために設けられる。さらに、又は、或いは、前記第２の熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するために、第２の質量流量制御ユニットを設けることができる。前記第１の空気熱交換器は低圧のエアクーラであり、前記第２の熱交換器は、燃焼酸化物（周囲空気、又は、排ガスが吸気マニホルドに再循環される場合には空気−排気混合物であり得る）のための高圧のエアクーラである。第２ターボチャージャステージの下流における水分の凝縮は回避されることができ、エンジンの吸気マニホルドの損傷、例えば腐食が防止される。空気が最も高圧である第２の空気熱交換器の下流においては、水分が凝縮する危険性が、第１の熱交換器ステージにおいてよりもさらに高い。なぜなら、空気又は空気−排気混合物の温度は、第１の熱交換器の後ろの位置における温度とほぼ同一であるが、圧力はより高くなっており、従って凝縮がより生じやすいからである。しかし、コンプレッサホイールは、吸気マニホルドが腐食されるよりも、さらに損傷を受けやすい。
【０００９】
さらなる実施形態に従えば、排ガスを前記エンジンの排気マニホルドから前記吸気マニホルドに再循環させるために排ガス再循環（ＥＧＲ）システムを設けることができる。好ましくは、第１の排気熱交換器を、前記エンジンの下流の排気ラインに、排ガスを第１の排気温度に冷却するために設けることができる。前記第１の排気熱交換器を通る排気の流量を、前記第１の排気熱交換器を排気が少なくとも部分的に又は完全に迂回することにより調整するために、第１の排気バイパスを設けることができる。さらに、又は、或いは、前記第１の排気熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するために、第３の質量流量制御ユニットを設けることができる。水分の凝縮の危険性は、１以上の排気熱交換器においても、特に、排気が分岐されて空気又は低温冷却剤回路により冷却される場合に存在する。
【００１０】
前記第１の排気熱交換器から受けた排ガスを第２の排気温度に冷却するために第２の排気熱交換器を前記エンジンの下流の前記排気ラインに配置することができる場合、前記吸気マニホルドの腐食、及び、前記吸気熱交換器における凝縮を、それぞれ、低圧ＥＧＲシステム及び高圧ＥＧＲシステムの両方において回避することができる。このために、排気が少なくとも部分的に又は完全に前記第２の排気熱交換器を迂回することにより排気の流量を調整するための第２の排気バイパス、及び／又は、前記第２の排気熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するための第４の質量流量制御ユニットを設けることができる。
【００１１】
燃焼のために供給される吸気又は空気−排気混合物の所望の温度の確立を容易に制御するために、前記第１の熱交換器、前記第２の熱交換器の少なくとも一方を迂回する空気の量、及び／又は、前記第１の排気熱交換器、前記第２の排気熱交換器の少なくとも一方を迂回する排ガスの量、並びに／若しくは、前記第１の排気熱交換器、第２の熱交換器、第１の排気熱交換器、第２の排気熱交換器の少なくとも１つを通る冷却媒体の質量流量を制御するための制御ユニットを設けることができる。
【００１２】
好ましくは、前記第１の熱交換器の放出口に、センサユニットを、前記熱交換器から放出される空気の露点温度を推定するために設けることができ、且つ／又は、前記第２の排気熱交換器の放出口に、センサユニットを、前記熱交換器から放出される排気の露点温度を推定するために設けることができる。
【００１３】
本発明の別の態様に従えば、チャージエアシステムのための動作方法であって、第１のターボチャージャステージにて吸気を第１の圧力から第２の圧力に圧縮するステップと、前記圧縮された空気を、第２のターボチャージャステージにて第３の圧力に圧縮するステップと、前記第１のターボチャージャステージにより吸入された空気中の水分量を推定するステップと、前記第１のターボチャージャステージと第２のターボチャージャステージとの間に配置された第１の熱交換器により放出される前記空気の第１の露点温度を推定するステップと、前記第１の露点温度を、前記第１の熱交換器から放出される空気の推定温度と比較するステップと、前記第２の温度が前記第１露点温度よりも低い場合に、前記第２の温度を前記第１露点温度よりも高温に上昇させるために、空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させるステップとを含む動作方法が提示される。チャージエア温度が、所与のブースト圧力及び周囲条件に対する露点温度よりも低温に降下した場合、前記第１のターボチャージャステージにより吸入された空気中の水分は、前記第１の空気熱交換器にて、又は前記第１の空気熱交換器の後に凝縮するであろう。２ステージターボチャージングにおいては、水滴、及び氷粒子さえもが前記第１ターボチャージャステージの下流の高圧の第２ターボチャージャステージにて生じて、ブースト要素のコンプレッサホイール又はその他の部品を損傷することがある。１ステージターボチャージャに関してもこの危険性が存在するが、その影響は、次のターボチャージャステージを損傷することに比べて小さい。第２ターボチャージャステージであるブースト装置の上流における水分の凝縮は確実に回避されることができる。
【００１４】
好ましくは、第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を通る空気の流量が調整されることができる。これは、例えば、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を少なくとも部分的に迂回することにより、又は、好ましくは、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を完全に迂回することにより行われることができる。
【００１５】
吸入された空気中の水分量の推定は、第１の周囲温度、周囲湿度、及び第１の圧力に基づいて行われることができる。
【００１６】
水分の凝縮は、前記第２の熱交換器により放出される空気の第２の露点温度を推定し、前記露点温度を、前記第２の熱交換器により放出された空気の推定された第３の温度と比較し、そして、前記第２の温度が前記第２の露点温度よりも低い場合には、前記第３の温度を前記露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることにより、さらに回避されることができる。
【００１７】
好ましくは、前記エンジンのコールドスタート時の前記第１の熱交換器及び／又は前記第２熱交換器の暖機動作に対する補償のために、遅延機能が適用されることができる。
【００１８】
露点温度を決定するために、第２の排気熱交換器の下流における、再循環された排ガス中の水分量を推定することができる。
【００１９】
第４の露点温度を、前記エンジンの前記吸気マニホルドに直接又は間接的に戻された排ガス中の水分量に従って推定し、前記第３の露点温度を、前記第２排気熱交換器から放出された排気の推定温度と比較すること、及び、前記推定温度が前記第４露点温度よりも低温である場合に排気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることにより、吸気マニホルドに直接再循環される排気中の（高圧ＥＧＲシステム）、又は、前記第１ターボチャージャステージの上流の吸気中の（低圧ＥＧＲシステム）水滴の発生を防止することができる。
【００２０】
好ましい低圧ＥＧＲシステムにおいて、前記第１ターボチャージャステージに空気−排気混合物を供給することにより、前記空気−排気混合物中の水分量を推定すること、前記第１の熱交換器の上流における第１の露点温度を推定すること、前記第１の露点温度を、前記第１の熱交換器により放出された空気−排気混合物の推定温度と比較すること、前記第２の温度が前記第１の露点温度よりも低い場合には、前記第２の温度を前記第１露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることが好ましい。
【００２１】
好ましくは、再循環された排ガス中の水分量を、前記エンジンの空気／燃料比から導出することができる。
【００２２】
好ましいステップにおいて、前記第２の温度をセンサユニットにより測定することができる。センサユニットの個数は、前記第２の温度が、前記第１の温度、前記第１の圧力及び第２の圧力、並びに、前記第１ターボチャージャステージから導出されるコンプレッサの等エントロピに基づいて算出されることができるならば、低減されることができる。
【００２３】
前記第１の空気熱交換器及び第２の空気熱交換器の下流の圧力を、センサを用いる代わりにターボチャージャステージの回転速度に基づいて算出することも可能である。可変ジオメトリタービン（ＶＧＴ）が用いられている場合、ベーン／ノズル位置も提示される。排ガスタービン（ＷＧ）が用いられている場合、排ガス位置も提示される。
【００２４】
前記エンジンのコールドスタート時の前記第１の排気熱交換器及び／又は第２の排気熱交換器の暖機動作に対する補償のために、遅延機能を適用することができる。
【００２５】
本発明は、上記の及び他の目的及び利点と共に、以下に記載する実施形態の詳細な説明から、しかし、これらの実施形態に限定されずに、添付図面を参照しつつ最良に理解されるであろう。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１】チャージエア熱交換器にバイパスを有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、高圧ＥＧＲシステムのための第１の好ましい実施形態である。
【図２】チャージエア熱交換器にバイパスを有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、低圧ＥＧＲシステムのための第２の好ましい実施形態である。
【図３】制御された冷却媒体の質量流量を有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、高圧ＥＧＲシステムのための第３の好ましい実施形態である。
【図４】制御された冷却媒体の質量流量を有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、低圧ＥＧＲシステムのための第４の好ましい実施形態である。
【発明を実施するための形態】
【００２７】
図面において、類似の要素には類似の参照番号が付されている。図面は単なる概略的な表示であり、本発明の特定のパラメータを示すためのものではない。また、図面は、本発明の典型的な実施形態を示すためのものに過ぎず、従って、本発明の範囲を限定するものとみなされるべきではない。
【００２８】
図１は、本発明の第１の好ましい実施形態を示す。車両の燃焼エンジン１０のための冷却システムが、エンジン１０に供給される吸気を第１の周囲圧力ｐ１から第２の圧力ｐ２に圧縮するための第１のターボチャージャステージ２０と、前記圧縮された空気を第３の圧力ｐ３に圧縮するための第２のターボチャージャステージ３０と、前記圧縮された空気を冷却するために第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間に配置された第１の熱交換器２２と、第１の熱交換器２２を空気が少なくとも部分的に迂回するための第１の吸気バイパス２４とを備える。空気の流れの方向は、給気ライン１６における矢印により示されている。
【００２９】
第１のターボチャージャステージ２０は、給気ライン１６におけるコンプレッサ２０ｃ、及び、排気ライン１８におけるタービン２０ｔを含む。第２のターボチャージャステージ３０は、給気ライン１６におけるコンプレッサ３０ｃ、及び、排気ライン１８におけるタービン３０ｔを含む。タービン２０ｔ，３０ｔは、コンプレッサ２０ｃ，３０ｃのコンプレッサホイールを、回転速度ｎｔ１（第１ターボチャージャステージ２０）、及び、回転速度ｎｔ２（第２ターボチャージャステージ３０）で駆動させる。タービン２０ｔはコンプレッサ２０ｃに一般的なシャフトにより連結されており、タービン３０ｔもコンプレッサ３０ｃに一般的なシャフトにより連結されている。
【００３０】
第２の熱交換器３２が、給気ライン１６に、第２ターボチャージャステージ３０の下流にて、エンジン１０の第２ターボチャージャステージ３０と吸気マニホルド１２との間に配置されている。第２の中間空気バイパス３４が、第２の熱交換器３２を空気が少なくとも部分的に迂回するように空気流量を調整するために設けられている。
【００３１】
排ガス再循環（ＥＧＲ）システム８０が、排ガスをエンジン１０の排気マニホルド１４から吸気マニホルド１２に再循環させるために設けられている。ＥＧＲシステム８０は高圧システムとして設定されており、排ガスは、第２ターボチャージャステージ３０の下流にて吸気と混合される（短い回路）。
【００３２】
第１の排気熱交換器４２が、エンジン１０の下流の排気ライン１８ｂに、排ガスを第１の排気温度Ｔ４に冷却するために設けられており、第１の排気バイパス４４が、第１の排気熱交換器４２を通る排ガス流量を調整するために設けられている。
【００３３】
排気マニホルド１４から排気ライン１８ａに排出される加圧された高温の排ガスが、ジョイント８２にて、第１の排ガス量と第２の排ガス量とに分岐する。第１の排ガス量は排気ライン１８に排出され、タービン３０ｔ，２０ｔを膨張及び冷却により駆動する。第２の排ガス量は、ジョイント８２に配置されたＥＧＲ弁４０により制御される再循環ライン１８ｂに供給される。或いは、ＥＧＲ弁４０をＥＧＲクーラ（排気熱交換器４２又は４６）の後に配置することもできる。排ガスの流れの方向が、それぞれの排ガスライン１８，１８ａ，１８ｂ，１８ｃにおける矢印により示されている。
【００３４】
第２の排気熱交換器４６が、エンジン１０の下流の排気ライン１８ｂに、第１の排気熱交換器４２から受け入れた排ガスを第２の排気温度Ｔ５に冷却するために配置されている。第２の排気バイパス４８が、第２の排気熱交換器４６を通る排ガス流量を調整するために設けられている。
【００３５】
ラジエータユニット５０が、低温ラジエータ５２及び高温ラジエータ５４を含む。冷却媒体、例えば冷却剤などが、ラジエータ５２及び５４を通って流れる。冷却媒体の典型的な温度は、低温ラジエータ５２において約３０℃〜５０℃であり、高温ラジエータ５４においては約８０℃〜１００℃である。冷却エアが、ファン５６により、上記の熱交換器を通して運ばれる。車両がその通常の駆動方向に移動しているときにラジエータユニット５０の前側に衝突する向かい風が、黒色の矢印により示されている。
【００３６】
低温ラジエータ５２を通って流れる冷却媒体は、第２の熱交換器３２に、そして、これと並行して第１の熱交換器２２に供給される。或いは、冷却媒体は、第１の熱交換器３２及び２２に連続的に供給されることができる。熱交換器２２，３２から放出された冷却媒体は低温ラジエータ５２に戻される。冷却媒体の流れの方向は、それぞれの媒体のラインにおける矢印により示されている。
【００３７】
高温ラジエータ５４を通って流れる冷却媒体は、第１の排気熱交換器４２に、そして、これと並行してエンジン１０に（或いは、排気熱交換器４２とエンジン１０に連続的に）供給され、そして、３方弁５８を経由して高温ラジエータ５４に戻される。高温ラジエータ５４は迂回されることができ、エンジン１０から放出された冷却媒体が第１の排気熱交換器４２に直接供給されることができる。第２の排気熱交換器４６に低温ラジエータ５２から冷却媒体が供給される。この冷却媒体は、第１の熱交換器２２の上流にて分岐し、従って、第１の熱交換器２２及び第２の熱交換器３２、並びに第２の排気熱交換器４６に並行して供給される。
【００３８】
第２の排気熱交換器から放出され、又は第２の排気熱交換器を迂回する排ガスが排気ライン１８ｃに供給され、ターボチャージャステージ２０，３０から放出された加圧空気とジョイント３８にて混合され、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００３９】
好ましくはエンジン動作のための電子制御ユニット（ＥＣＵ）の形態である制御ユニット９０が、第１の熱交換器２２、第２の熱交換器３２の少なくとも一方を迂回する空気の量、及び、第１の排気熱交換器４２、第２の排気熱交換器４６の少なくとも一方を迂回する排ガスの量を制御するために設けられる。また、制御ユニット９０はセンサユニット１１４のセンサ信号を処理する。センサユニット１１４は、エンジン１０を動作させるために当分野で公知の必要な空気／燃料比をもたらすエンジン１０の荷重及び回転速度を検知する。
【００４０】
適切な制御を可能にするために、センサユニット１０４〜１１４が、冷却システムにおける適切な位置に配置されている。第１のセンサユニット１００が、給気ライン１６に入る周囲空気のための入口に配置されて、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１及び周囲湿度Ψを提示する。第２のセンサユニット１０２が、第１のターボチャージャステージ２０に配置されて、コンプレッサ２０ｃを駆動するタービン２０ｔの回転速度ｎｔ１を示す。第３のセンサユニット１０４が、第１の熱交換器２２の放出口に、第１の熱交換器２２から放出される空気の露点温度を推定し、第２の温度Ｔ２及び第２の圧力ｐ２を示すために設けられている。
【００４１】
第４のセンサユニット１１２が、第２の排気熱交換器４６の放出口に、排気熱交換器４６から放出される排気の露点温度を推定するために設けられており、２ステージターボチャージャ２０、３０のそれぞれにより圧縮されている吸気、及び、空気−排気混合物の第３の温度Ｔ３及び第３の圧力ｐ３を示す。
【００４２】
第１の排気熱交換器４２の放出口に、第５のセンサユニット１１０が配置されて、第１の排気熱交換器４２から放出される排ガスの第４の温度Ｔ４及び圧力ｐ４を示す。第２の排気熱交換器４６の放出口に、第６のセンサユニット１１２が配置されて、吸気マニホルド１２の上流における排気ライン１８ｃに放出されている排ガスの温度Ｔ５及び排気圧力ｐ５を示す。センサユニット１１４が、エンジンの回転速度及びエンジン１０の負荷に関する情報を提供する。
【００４３】
供給された燃焼空気を、周囲圧力ｐ１から第１の圧力ｐ２に圧縮するとき、第１のターボチャージャステージ２０における水分の凝縮、及び、その結果として続いて生じる氷粒子の形成は、放出される空気の第２の温度Ｔ２が露点より高く維持されるならば、防止されることができる。例えば、周囲温度Ｔ１が氷点（例えば０℃）よりも低い場合、水分が凍結して氷粒子が形成されることがある。第２の温度Ｔ２が上昇した場合、氷粒子が溶け出して第２ターボチャージャステージ３０のコンプレッサホイールに損傷を与えることがある。
【００４４】
第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間の第１の露点温度Ｔｄｅｗ１は、公知の熱力学的関係により算出されることができる。制御ユニット９０は、第１のターボチャージャステージ２０により吸入された周囲空気中の水分量を、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１及び周囲湿度Ψにより算出する。次いで、制御ユニット９０は、第１の空気熱変換器２２の後の第１の露点を、第１の空気熱変換器２２の放出口における空気の圧力ｐ２に基づいて算出する。次いで、第２の温度Ｔ２が推定されて、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１と比較される。Ｔ２＜Ｔｄｅｗ１であるならば、制御ユニット９０はバイパス弁２４ｖを開放して、バイパス２４を通って第１の熱交換器２２を迂回する空気の量を、Ｔ２がＴｄｅｗ１よりも高温に上昇するように制御する。こうして、熱交換器２２にて冷却された圧縮空気が、高温の圧縮空気と混合される。好ましくは、第２の温度Ｔ２は、連続的にモニタリングされて、エンジン動作中、Ｔｄｅｗ１より高温に維持される。
【００４５】
第２の温度Ｔ２をセンサユニット１０４により測定する代わりに、温度Ｔ２を、十分に正確な温度値が得られるように算出することが可能である。第２の温度Ｔ２は、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１、及び、第１の空気熱交換器２２の放出口における第２の圧力ｐ２、並びに、ターボチャージャに用いられる特定のコンプレッサタイプに関して公知のコンプレッサの等エントロピ効率から算出されることができる。第２の圧力ｐ２を測定する代わりに、第２の圧力ｐ２の値は、タービン速度ｎｔ１と、通常の関数曲線族を含むそれぞれのコンプレッサマップとを共に用いることにより算出することができる。可変タービンジオメトリ（ＶＴＧ）を有するタービンが用いられている場合、ベーン／ノズル位置が算出のために用いられる。ウエストゲートタービンが用いられている場合、ウエストゲート位置が算出のために用いられる。
【００４６】
同様に、第２の露点温度Ｔｄｅｗ２を、制御ユニット９０にて計算され又はセンサユニット１０８により測定されるｐ３から算出することができる。第２ターボチャージャステージ３０の放出口における圧縮空気の第３の温度Ｔ３は、センサユニット１０８により測定されることができ、又は制御ユニット９０にて計算されることができる。こうして、バイパス弁３４ｖが、第１ターボチャージャステージ２０に関して記載したように、第２の露点温度Ｔｄｅｗ２と第３の温度Ｔ３との比較に基づいて制御されることができる。
【００４７】
エンジン１０のコールドスタート時、及び暖機中には、第１の空気熱交換器２２の温度は、熱交換器２２に入ってくる冷却媒体及び圧縮空気により温度調整（temper）され始める熱交換器の質量により、まだ安定状態ではない。冷却媒体の温度、周囲温度Ｔ１、及び第１の熱交換器２２の質量を考慮した遅延機能を、バイパス弁２４ｖ及びバイパス弁３４ｖを制御するために用いることができることが合理的である。この遅延機能は、各タイプのエンジン１０に固有である。遅延機能により、迂回される圧縮空気の量が、通常の動作状態よりも多くなることがある。
【００４８】
ＥＧＲシステム８０において、排ガス中の水分量を推定することにより、第１の排気熱交換器４２及び／又は第２の排気熱交換器４６の下流における凝縮を防止することも可能である。排ガス中の水分量は、エンジン１０を点火するために供給される空気／燃料及び空気湿度を用いて算出されることができる。この比率は、当分野で公知のエンジン動作中の通常のラムダ調整により、制御ユニット９０において日常的に知られる。
【００４９】
第１の排気熱交換器４２に関して、バイパス４４は、第３の露点温度Ｔｄｅｗ３と、排気熱交換器４４の排気における第４の温度Ｔ４及び第４の圧力ｐ４とを比較した結果に対応してバイパス弁４４ｖを作動させることにより動作されることができる。第３の露点温度Ｔｄｅｗ３は、第４のセンサユニット１１０により測定される第４の圧力値ｐ４、及び、排気ライン１８ｂにより第１の排気熱交換器４２に供給される排ガス中の水分量から算出されることができる。第４の温度はセンサユニットＴ４により測定されることができる。第４の露点温度Ｔｄｅｗ４は、第５のセンサユニット１１２により測定される第５の圧力値ｐ５、及び、排気ライン１８ｂにより第２の排気熱交換器４６に供給される排ガス中の水分量から算出されることができる。第５の温度Ｔ５はセンサユニット１１２により測定されることができる。適切な量の排ガスが、バイパス４８ｖ弁を起動させることによりバイパス４８に入ることができ、これにより、第２の排気熱交換器４６から排気ライン１８ｃに放出される排ガスの温度Ｔ５を上昇させ、又は維持することができる。ジョイント３８にて、排ガスは、新鮮な圧縮空気と混合されて、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００５０】
ＥＧＲシステム８０は高圧システムであり、このシステムにおいて、排ガスがＥＧＲシステム８０に、ＥＧＲ制御弁４０を制御することにより供給され、そして、圧縮空気と高圧にて混合される。低温冷却媒体が第２の排気熱交換器４６に供給されるとき、ＥＧＲシステム８０における凝縮の危険性は特に増大する。従って、第５の温度Ｔ５及び第５の圧力ｐ５が、第４の露点温度Ｔｄｅｗ４を算出して比較するために検討され、そして、第４の露点温度Ｔｄｅｗ４が、ＥＧＲクーラバイパスを制御するために用いられる。
【００５１】
図２は、図１に示した冷却システムに非常に類似した、好ましい冷却システムの別の実施形態である。この冷却システムは、ＥＧＲシステム８０におけるセンサユニット１００〜１１４、ターボチャージャステージ２０，３０、空気熱交換器２２，３２のバイパス２４，３４、及び、バイパス４４，４８をそれぞれ有する排気熱交換器４２，４６と、先に記載したようなラジエータユニット５０の冷却媒体回路とを備える。類似の要素及び機能の説明に関し、不要な繰り返しを避けるため、図１の説明を参照されたい。しかし、この実施形態において、ＥＧＲシステム８０は、排ガスが給気ライン１６への長い経路を通って再循環される低圧システムとして設定され、給気ライン１６にて排ガスが新鮮な周囲空気と周囲圧力ｐ１にて混合される。ターボチャージャステージ３０，２０のタービン３０ｔ，２０ｔを駆動させた排ガスの一部が、排気ライン１８にて、好ましくは、ディーゼル粒子フィルタ２８の後に排出される。フィルタ２８の下流にて、排気ライン１８のブランチである１８ｂが、排ガスを第１の排気熱交換器４２及び第２の排気熱交換器４６に、ＥＧＲ弁４０の作動に従って供給する。次いで、冷却された排ガスは、２ステージターボチャージャ２０，３０の上流の給気ライン１６に戻される。
【００５２】
新鮮な吸気と再循環された排ガスとが、第１の熱交換器２２及び第２熱交換器３２を、空気−排気混合物として通過することができ、また、図１に関して先に記載したように、凝縮を回避するために第１の熱交換器２２及び第２熱交換器３２を迂回することができる。排ガスは前記混合物に水蒸気ももたらすため、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１及び第２の露点温度Ｔｄｅｗ２を算出するときに、この追加の水分量を考慮しなくてはならない。また、エンジン１０のコールドスタート時及び暖機中に、第１の空気熱交換器２２の動作温度までの温度上昇を補償するために遅延機能が適用されることができる。Ｔｄｅｗ１は、空気の質量を、温度Ｔ１、圧力ｐ１、及び湿度Ψに対応した関数に掛けた積（すなわち、ｍａｉｒ・ｆ（Ｔ１，ｐ１，Ψ））と、再循環された排ガスの質量を、温度Ｔ５、圧力ｐ５、空気／燃料比、及び空気質量（mair）に対応した関数に掛けた積（すなわち、ｍｅｇｒ・ｆ（Ｔ５，ｐ５，Ａ／Ｆ，ｍａｉｒ））とから得られる。
【００５３】
熱交換器を通る冷却媒体の質量流量を、凝縮を回避するように温度を調節するために調整することを用いる、好ましい冷却システムの他の２つの実施形態が図３及び図４に記載されている。図３においては、２ステージターボチャージャ２０，３０への給気が、排ガスが短経路システムにて再循環される高圧ＥＧＲシステム８０に接続されている。一方、図４は、低圧ＥＧＲシステム８０を示す。
【００５４】
この冷却システムは、図１に示した冷却システムに非常に類似している。しかし、図１に示されているシステムと異なり、空気熱交換器２４，３４を迂回するバイパス、及び、排気熱交換器４４，４８を迂回するバイパスが設けられていない。その代わりに、熱交換器２４，３４，４４、４８を通る冷却媒体の質量流量を制御する質量流量制御弁６２，６４，６６，６８が設けられている。説明の不要な繰り返しを避けるため、類似の要素及び機能は図１の説明を参照されたい。
【００５５】
第１のターボチャージャステージ２０の第１の熱交換器の放出口における第２の温度Ｔ２が、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１より低温である場合、低温冷却媒体の質量流量を制御している第１の制御弁６２の弁位置Ｖ１は、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも高い温度Ｔ２を可能にするために制御ユニット９０により変更される。温度Ｔ２は、周囲温度Ｔ１及び周囲圧力ｐ１、並びに、空気熱変換器２２の放出口における圧力ｐ２から導出されることができ、圧力ｐ２は、第１のターボチャージャステージ２０のタービン回転速度ｎｔ１、及び、コンプレッサの等エントロピー効率から導出されることができる。温度Ｔ２及び圧力ｐ２は、図１にて示したように測定されることもできる。
【００５６】
同様に、制御弁６４の弁位置Ｖ２が、第２の空気熱交換器３２の放出口における空気の第３の温度Ｔ３と第２の露点温度Ｔｄｅｗ２とを比較することより調整される。第１の排気熱交換器４２の高温冷却液回路における制御弁６６の弁位置Ｖ３が、排気熱交換器４２の排気放出部における第４の温度Ｔ４と第３の露点温度Ｔｄｅｗ４との比較に基づいて制御されることができ、第２の排気熱交換器４６を通る冷却媒体流を調整する制御弁６８の弁位置Ｖ４が、第２の排気熱交換器４６の排気放出部における第５の温度Ｔ５と第４の露点温度Ｔｄｅｗ４との比較に基づいて制御されることができる。３方向弁の形態を有する弁７０が、冷却媒体が第２の排気熱交換器４６を迂回することを可能にする低温冷却媒体回路に配置されている。弁７０の弁位置Ｖ５は制御ユニット９０に連通している。一方、高温冷却においては、その他の冷却液がエンジン１０を通過し、３方向弁７０が、全ての熱交換器の流れがその他の弁６２，６４及び６８により制御されることを可能にする。
【００５７】
また、エンジン１０のコールドスタート時及び暖機中に、第１の空気熱交換器２２の動作温度までの温度上昇を補償するために遅延機能が適用されることができる。
【００５８】
図３の実施形態に従えば、排ガスが、エンジン１０の排気放出口から、分岐点８２に通じている排気ライン１８ａに供給され、次いで、２ステージターボチャージャ２０，３０のタービン３４ｔ及び２４ｔを駆動させる排気ライン１８、及びＥＦＲ弁４０にそれぞれ供給される。排ガスは、排気ライン１８ｂを通り、第１の排気熱交換器４２に、そして次に第２の排気熱交換器４６に供給され、そして、排ガスは、ターボチャージャステージ２０，３０に向って上流に流れ、ターボチャージャステージ２０，３０の下流のジョイント３６にて新鮮な吸気と混合されて、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００５９】
図４に示した実施形態に従えば、排ガスが、ターボチャージャステージ２０，３０の下流の排気ライン１８ｂ、及び、ディーゼル粒子フィルタ２８の下流を経由して、第１の排気熱交換器４２に、次いで、第２の排気熱交換器４６に供給され、そして、ターボチャージャステージ２０，３０の上流にて新鮮な吸気と混合される。排ガスの再循環量はＥＧＲ弁４０により制御される。
【００６０】
全ての、又は個々の熱交換器２２，３２，４２，４６に関し、熱交換器２２，３２，４２，４６から放出される吸気又は再循環された排気の温度を調節するために、空気熱交換器又は排気熱交換器２２，３２，４２，４６を迂回させることは、熱交換器２２，３２，４２，４６を通って流れる冷却媒体の質量流量を制御することと組み合わせることができることが理解されよう。水分の凝縮と、水滴及び／又は氷粒子が第２ターボチャージャステージ３０のコンプレッサホイール又はエンジン１０の吸気マニホルド１２に及ぼす有害な作用とを、防止することができる。
【符号の説明】
【００６１】
１０ エンジン
１２ 吸気マニホルド
１４ 排気マニホルド
１６ 給気ライン
１８ 排気ライン
２０ 第１のターボチャージャステージ
２２ 第１の熱交換器
２４ 吸気バイパス
３０ 第２のターボチャージャステージ
３２ 第２の熱交換器
３４ 吸気バイパス
４２ 第１の排気熱交換器
４４ 排気バイパス
４６ 第２の排気熱交換器
４８ 排気バイパス
５２ 低温ラジエータ
５４ 高温ラジエータ
６２ 質量流量制御ユニット
９０ 制御ユニット
１００ センサユニット
１０４ センサユニット
１０８ センサユニット
１１０ センサユニット
１１２ センサユニット
【技術分野】
【０００１】
本発明は、本発明の独立請求項の冒頭に記載されているチャージエア及びチャージエア動作方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジン動作中、吸気温度が露点温度よりも低下すると、エンジンのチャージエアシステム及び吸気マニホルド並びにパワーシリンダにて水分が凝縮することがある。露点温度は、ガスが所与のブースト圧力及び周囲湿度条件に対する飽和状態に達する温度として定義されることができる。
【０００３】
現代の車両は、一般に、化学物質排出値の低下を達成するために、排ガスを冷却して燃焼チャンバ内に再循環させる排ガス再循環を用いている。特許文献１は、吸気マニホルド及びパワーシリンダにおける凝縮の蓄積を排除することを開示しており、これは、チャージエアクーラ（ＣＡＣ）及び／又は排ガス再循環クーラ（ＥＧＲ）のバイパスをエンジンの吸気マニホルドに隣接して設け、それにより、吸気マニホルドの温度を、吸気マニホルドにおける凝縮を回避するように制御することにより行われる。これは、凝縮された水分が再循環された排ガスと接触するときに、吸気マニホルド及びパワーシリンダに腐食を生じさせる可能性のある酸が形成されることを防止する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】米国特許第７，００７，６８０号明細書
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
本発明の目的は、動作の確実性及び耐久性が改良された２ステージ（dual stage）ターボチャージャ又は機械的コンプレッサを含む冷却システムを提供することにある。本発明の別の目的は、前記冷却システムの動作方法を提供することにある。
【０００６】
この目的は、本発明の独立請求項に記載されている冷却システム及び前記冷却システムの動作方法により達成される。その他の請求項及び説明が、本発明の有利な実施形態を開示する。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
燃焼エンジンのためのチャージエアシステムであって、前記エンジンに供給される吸気を第１の圧力から第２の圧力に圧縮するための第１のブーストシステム（例えばターボチャージャステージ）と；前記圧縮された空気を第３の圧力に圧縮するための第２のターボチャージャステージと；前記圧縮空気を冷却するために前記第１のターボチャージャステージと前記第２のターボチャージャステージとの間に配置された第１の熱交換器と；前記空気の流量を、例えば、前記第１の熱交換器を空気が少なくとも部分的に迂回し、又は、好ましくは完全に迂回することにより調整するための第１の吸気バイパス、及び／又は、前記第１の熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するための第１の質量流量制御ユニットとを含むチャージエアシステムが提供される。好ましくは、前記第１の熱交換器から放出されている前記媒体の温度が、露点温度よりも十分に高く維持されることができる。従って、水分の凝縮、及び、その後に生じる可能性のある氷粒子の形成を回避することができる。前記第２のターボチャージャステージは高圧ブースト装置として特に損傷を受けやすい。特には暖機中、低負荷、低周囲温度の状態において、第１の熱交換器の下流のエアコンプレッサ（特にはエアコンプレッサのコンプレッサホイール）の、第１の熱交換器から抜け出す水滴又は氷粒子による損傷を防止することができる。これは、空気熱交換器、１以上の排気再循環熱交換器、又は冷却媒体の完全な又は部分的な（調整による）迂回により、そしてそれにより、バイパスを通る空気量の調整と、前記熱交換器の冷却媒体の質量流量とを組み合わせることにより達成される。
【０００８】
好ましい実施形態において、第２の熱交換器が第２ターボチャージャステージの下流に、第２ターボチャージャステージとエンジンの吸気マニホルドとの間に設けられる。第２の吸気バイパスが、第２の熱交換器を通る空気の流量を、例えば、前記第２の熱交換器を空気が少なくとも部分的に、好ましくは完全に迂回することにより調整するために設けられる。さらに、又は、或いは、前記第２の熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するために、第２の質量流量制御ユニットを設けることができる。前記第１の空気熱交換器は低圧のエアクーラであり、前記第２の熱交換器は、燃焼酸化物（周囲空気、又は、排ガスが吸気マニホルドに再循環される場合には空気−排気混合物であり得る）のための高圧のエアクーラである。第２ターボチャージャステージの下流における水分の凝縮は回避されることができ、エンジンの吸気マニホルドの損傷、例えば腐食が防止される。空気が最も高圧である第２の空気熱交換器の下流においては、水分が凝縮する危険性が、第１の熱交換器ステージにおいてよりもさらに高い。なぜなら、空気又は空気−排気混合物の温度は、第１の熱交換器の後ろの位置における温度とほぼ同一であるが、圧力はより高くなっており、従って凝縮がより生じやすいからである。しかし、コンプレッサホイールは、吸気マニホルドが腐食されるよりも、さらに損傷を受けやすい。
【０００９】
さらなる実施形態に従えば、排ガスを前記エンジンの排気マニホルドから前記吸気マニホルドに再循環させるために排ガス再循環（ＥＧＲ）システムを設けることができる。好ましくは、第１の排気熱交換器を、前記エンジンの下流の排気ラインに、排ガスを第１の排気温度に冷却するために設けることができる。前記第１の排気熱交換器を通る排気の流量を、前記第１の排気熱交換器を排気が少なくとも部分的に又は完全に迂回することにより調整するために、第１の排気バイパスを設けることができる。さらに、又は、或いは、前記第１の排気熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するために、第３の質量流量制御ユニットを設けることができる。水分の凝縮の危険性は、１以上の排気熱交換器においても、特に、排気が分岐されて空気又は低温冷却剤回路により冷却される場合に存在する。
【００１０】
前記第１の排気熱交換器から受けた排ガスを第２の排気温度に冷却するために第２の排気熱交換器を前記エンジンの下流の前記排気ラインに配置することができる場合、前記吸気マニホルドの腐食、及び、前記吸気熱交換器における凝縮を、それぞれ、低圧ＥＧＲシステム及び高圧ＥＧＲシステムの両方において回避することができる。このために、排気が少なくとも部分的に又は完全に前記第２の排気熱交換器を迂回することにより排気の流量を調整するための第２の排気バイパス、及び／又は、前記第２の排気熱交換器に供給される冷却媒体の流量を制御するための第４の質量流量制御ユニットを設けることができる。
【００１１】
燃焼のために供給される吸気又は空気−排気混合物の所望の温度の確立を容易に制御するために、前記第１の熱交換器、前記第２の熱交換器の少なくとも一方を迂回する空気の量、及び／又は、前記第１の排気熱交換器、前記第２の排気熱交換器の少なくとも一方を迂回する排ガスの量、並びに／若しくは、前記第１の排気熱交換器、第２の熱交換器、第１の排気熱交換器、第２の排気熱交換器の少なくとも１つを通る冷却媒体の質量流量を制御するための制御ユニットを設けることができる。
【００１２】
好ましくは、前記第１の熱交換器の放出口に、センサユニットを、前記熱交換器から放出される空気の露点温度を推定するために設けることができ、且つ／又は、前記第２の排気熱交換器の放出口に、センサユニットを、前記熱交換器から放出される排気の露点温度を推定するために設けることができる。
【００１３】
本発明の別の態様に従えば、チャージエアシステムのための動作方法であって、第１のターボチャージャステージにて吸気を第１の圧力から第２の圧力に圧縮するステップと、前記圧縮された空気を、第２のターボチャージャステージにて第３の圧力に圧縮するステップと、前記第１のターボチャージャステージにより吸入された空気中の水分量を推定するステップと、前記第１のターボチャージャステージと第２のターボチャージャステージとの間に配置された第１の熱交換器により放出される前記空気の第１の露点温度を推定するステップと、前記第１の露点温度を、前記第１の熱交換器から放出される空気の推定温度と比較するステップと、前記第２の温度が前記第１露点温度よりも低い場合に、前記第２の温度を前記第１露点温度よりも高温に上昇させるために、空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させるステップとを含む動作方法が提示される。チャージエア温度が、所与のブースト圧力及び周囲条件に対する露点温度よりも低温に降下した場合、前記第１のターボチャージャステージにより吸入された空気中の水分は、前記第１の空気熱交換器にて、又は前記第１の空気熱交換器の後に凝縮するであろう。２ステージターボチャージングにおいては、水滴、及び氷粒子さえもが前記第１ターボチャージャステージの下流の高圧の第２ターボチャージャステージにて生じて、ブースト要素のコンプレッサホイール又はその他の部品を損傷することがある。１ステージターボチャージャに関してもこの危険性が存在するが、その影響は、次のターボチャージャステージを損傷することに比べて小さい。第２ターボチャージャステージであるブースト装置の上流における水分の凝縮は確実に回避されることができる。
【００１４】
好ましくは、第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を通る空気の流量が調整されることができる。これは、例えば、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を少なくとも部分的に迂回することにより、又は、好ましくは、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器を完全に迂回することにより行われることができる。
【００１５】
吸入された空気中の水分量の推定は、第１の周囲温度、周囲湿度、及び第１の圧力に基づいて行われることができる。
【００１６】
水分の凝縮は、前記第２の熱交換器により放出される空気の第２の露点温度を推定し、前記露点温度を、前記第２の熱交換器により放出された空気の推定された第３の温度と比較し、そして、前記第２の温度が前記第２の露点温度よりも低い場合には、前記第３の温度を前記露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることにより、さらに回避されることができる。
【００１７】
好ましくは、前記エンジンのコールドスタート時の前記第１の熱交換器及び／又は前記第２熱交換器の暖機動作に対する補償のために、遅延機能が適用されることができる。
【００１８】
露点温度を決定するために、第２の排気熱交換器の下流における、再循環された排ガス中の水分量を推定することができる。
【００１９】
第４の露点温度を、前記エンジンの前記吸気マニホルドに直接又は間接的に戻された排ガス中の水分量に従って推定し、前記第３の露点温度を、前記第２排気熱交換器から放出された排気の推定温度と比較すること、及び、前記推定温度が前記第４露点温度よりも低温である場合に排気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることにより、吸気マニホルドに直接再循環される排気中の（高圧ＥＧＲシステム）、又は、前記第１ターボチャージャステージの上流の吸気中の（低圧ＥＧＲシステム）水滴の発生を防止することができる。
【００２０】
好ましい低圧ＥＧＲシステムにおいて、前記第１ターボチャージャステージに空気−排気混合物を供給することにより、前記空気−排気混合物中の水分量を推定すること、前記第１の熱交換器の上流における第１の露点温度を推定すること、前記第１の露点温度を、前記第１の熱交換器により放出された空気−排気混合物の推定温度と比較すること、前記第２の温度が前記第１の露点温度よりも低い場合には、前記第２の温度を前記第１露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニットを作動させることが好ましい。
【００２１】
好ましくは、再循環された排ガス中の水分量を、前記エンジンの空気／燃料比から導出することができる。
【００２２】
好ましいステップにおいて、前記第２の温度をセンサユニットにより測定することができる。センサユニットの個数は、前記第２の温度が、前記第１の温度、前記第１の圧力及び第２の圧力、並びに、前記第１ターボチャージャステージから導出されるコンプレッサの等エントロピに基づいて算出されることができるならば、低減されることができる。
【００２３】
前記第１の空気熱交換器及び第２の空気熱交換器の下流の圧力を、センサを用いる代わりにターボチャージャステージの回転速度に基づいて算出することも可能である。可変ジオメトリタービン（ＶＧＴ）が用いられている場合、ベーン／ノズル位置も提示される。排ガスタービン（ＷＧ）が用いられている場合、排ガス位置も提示される。
【００２４】
前記エンジンのコールドスタート時の前記第１の排気熱交換器及び／又は第２の排気熱交換器の暖機動作に対する補償のために、遅延機能を適用することができる。
【００２５】
本発明は、上記の及び他の目的及び利点と共に、以下に記載する実施形態の詳細な説明から、しかし、これらの実施形態に限定されずに、添付図面を参照しつつ最良に理解されるであろう。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１】チャージエア熱交換器にバイパスを有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、高圧ＥＧＲシステムのための第１の好ましい実施形態である。
【図２】チャージエア熱交換器にバイパスを有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、低圧ＥＧＲシステムのための第２の好ましい実施形態である。
【図３】制御された冷却媒体の質量流量を有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、高圧ＥＧＲシステムのための第３の好ましい実施形態である。
【図４】制御された冷却媒体の質量流量を有する２ステージターボチャージャを含む冷却システムの、低圧ＥＧＲシステムのための第４の好ましい実施形態である。
【発明を実施するための形態】
【００２７】
図面において、類似の要素には類似の参照番号が付されている。図面は単なる概略的な表示であり、本発明の特定のパラメータを示すためのものではない。また、図面は、本発明の典型的な実施形態を示すためのものに過ぎず、従って、本発明の範囲を限定するものとみなされるべきではない。
【００２８】
図１は、本発明の第１の好ましい実施形態を示す。車両の燃焼エンジン１０のための冷却システムが、エンジン１０に供給される吸気を第１の周囲圧力ｐ１から第２の圧力ｐ２に圧縮するための第１のターボチャージャステージ２０と、前記圧縮された空気を第３の圧力ｐ３に圧縮するための第２のターボチャージャステージ３０と、前記圧縮された空気を冷却するために第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間に配置された第１の熱交換器２２と、第１の熱交換器２２を空気が少なくとも部分的に迂回するための第１の吸気バイパス２４とを備える。空気の流れの方向は、給気ライン１６における矢印により示されている。
【００２９】
第１のターボチャージャステージ２０は、給気ライン１６におけるコンプレッサ２０ｃ、及び、排気ライン１８におけるタービン２０ｔを含む。第２のターボチャージャステージ３０は、給気ライン１６におけるコンプレッサ３０ｃ、及び、排気ライン１８におけるタービン３０ｔを含む。タービン２０ｔ，３０ｔは、コンプレッサ２０ｃ，３０ｃのコンプレッサホイールを、回転速度ｎｔ１（第１ターボチャージャステージ２０）、及び、回転速度ｎｔ２（第２ターボチャージャステージ３０）で駆動させる。タービン２０ｔはコンプレッサ２０ｃに一般的なシャフトにより連結されており、タービン３０ｔもコンプレッサ３０ｃに一般的なシャフトにより連結されている。
【００３０】
第２の熱交換器３２が、給気ライン１６に、第２ターボチャージャステージ３０の下流にて、エンジン１０の第２ターボチャージャステージ３０と吸気マニホルド１２との間に配置されている。第２の中間空気バイパス３４が、第２の熱交換器３２を空気が少なくとも部分的に迂回するように空気流量を調整するために設けられている。
【００３１】
排ガス再循環（ＥＧＲ）システム８０が、排ガスをエンジン１０の排気マニホルド１４から吸気マニホルド１２に再循環させるために設けられている。ＥＧＲシステム８０は高圧システムとして設定されており、排ガスは、第２ターボチャージャステージ３０の下流にて吸気と混合される（短い回路）。
【００３２】
第１の排気熱交換器４２が、エンジン１０の下流の排気ライン１８ｂに、排ガスを第１の排気温度Ｔ４に冷却するために設けられており、第１の排気バイパス４４が、第１の排気熱交換器４２を通る排ガス流量を調整するために設けられている。
【００３３】
排気マニホルド１４から排気ライン１８ａに排出される加圧された高温の排ガスが、ジョイント８２にて、第１の排ガス量と第２の排ガス量とに分岐する。第１の排ガス量は排気ライン１８に排出され、タービン３０ｔ，２０ｔを膨張及び冷却により駆動する。第２の排ガス量は、ジョイント８２に配置されたＥＧＲ弁４０により制御される再循環ライン１８ｂに供給される。或いは、ＥＧＲ弁４０をＥＧＲクーラ（排気熱交換器４２又は４６）の後に配置することもできる。排ガスの流れの方向が、それぞれの排ガスライン１８，１８ａ，１８ｂ，１８ｃにおける矢印により示されている。
【００３４】
第２の排気熱交換器４６が、エンジン１０の下流の排気ライン１８ｂに、第１の排気熱交換器４２から受け入れた排ガスを第２の排気温度Ｔ５に冷却するために配置されている。第２の排気バイパス４８が、第２の排気熱交換器４６を通る排ガス流量を調整するために設けられている。
【００３５】
ラジエータユニット５０が、低温ラジエータ５２及び高温ラジエータ５４を含む。冷却媒体、例えば冷却剤などが、ラジエータ５２及び５４を通って流れる。冷却媒体の典型的な温度は、低温ラジエータ５２において約３０℃〜５０℃であり、高温ラジエータ５４においては約８０℃〜１００℃である。冷却エアが、ファン５６により、上記の熱交換器を通して運ばれる。車両がその通常の駆動方向に移動しているときにラジエータユニット５０の前側に衝突する向かい風が、黒色の矢印により示されている。
【００３６】
低温ラジエータ５２を通って流れる冷却媒体は、第２の熱交換器３２に、そして、これと並行して第１の熱交換器２２に供給される。或いは、冷却媒体は、第１の熱交換器３２及び２２に連続的に供給されることができる。熱交換器２２，３２から放出された冷却媒体は低温ラジエータ５２に戻される。冷却媒体の流れの方向は、それぞれの媒体のラインにおける矢印により示されている。
【００３７】
高温ラジエータ５４を通って流れる冷却媒体は、第１の排気熱交換器４２に、そして、これと並行してエンジン１０に（或いは、排気熱交換器４２とエンジン１０に連続的に）供給され、そして、３方弁５８を経由して高温ラジエータ５４に戻される。高温ラジエータ５４は迂回されることができ、エンジン１０から放出された冷却媒体が第１の排気熱交換器４２に直接供給されることができる。第２の排気熱交換器４６に低温ラジエータ５２から冷却媒体が供給される。この冷却媒体は、第１の熱交換器２２の上流にて分岐し、従って、第１の熱交換器２２及び第２の熱交換器３２、並びに第２の排気熱交換器４６に並行して供給される。
【００３８】
第２の排気熱交換器から放出され、又は第２の排気熱交換器を迂回する排ガスが排気ライン１８ｃに供給され、ターボチャージャステージ２０，３０から放出された加圧空気とジョイント３８にて混合され、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００３９】
好ましくはエンジン動作のための電子制御ユニット（ＥＣＵ）の形態である制御ユニット９０が、第１の熱交換器２２、第２の熱交換器３２の少なくとも一方を迂回する空気の量、及び、第１の排気熱交換器４２、第２の排気熱交換器４６の少なくとも一方を迂回する排ガスの量を制御するために設けられる。また、制御ユニット９０はセンサユニット１１４のセンサ信号を処理する。センサユニット１１４は、エンジン１０を動作させるために当分野で公知の必要な空気／燃料比をもたらすエンジン１０の荷重及び回転速度を検知する。
【００４０】
適切な制御を可能にするために、センサユニット１０４〜１１４が、冷却システムにおける適切な位置に配置されている。第１のセンサユニット１００が、給気ライン１６に入る周囲空気のための入口に配置されて、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１及び周囲湿度Ψを提示する。第２のセンサユニット１０２が、第１のターボチャージャステージ２０に配置されて、コンプレッサ２０ｃを駆動するタービン２０ｔの回転速度ｎｔ１を示す。第３のセンサユニット１０４が、第１の熱交換器２２の放出口に、第１の熱交換器２２から放出される空気の露点温度を推定し、第２の温度Ｔ２及び第２の圧力ｐ２を示すために設けられている。
【００４１】
第４のセンサユニット１１２が、第２の排気熱交換器４６の放出口に、排気熱交換器４６から放出される排気の露点温度を推定するために設けられており、２ステージターボチャージャ２０、３０のそれぞれにより圧縮されている吸気、及び、空気−排気混合物の第３の温度Ｔ３及び第３の圧力ｐ３を示す。
【００４２】
第１の排気熱交換器４２の放出口に、第５のセンサユニット１１０が配置されて、第１の排気熱交換器４２から放出される排ガスの第４の温度Ｔ４及び圧力ｐ４を示す。第２の排気熱交換器４６の放出口に、第６のセンサユニット１１２が配置されて、吸気マニホルド１２の上流における排気ライン１８ｃに放出されている排ガスの温度Ｔ５及び排気圧力ｐ５を示す。センサユニット１１４が、エンジンの回転速度及びエンジン１０の負荷に関する情報を提供する。
【００４３】
供給された燃焼空気を、周囲圧力ｐ１から第１の圧力ｐ２に圧縮するとき、第１のターボチャージャステージ２０における水分の凝縮、及び、その結果として続いて生じる氷粒子の形成は、放出される空気の第２の温度Ｔ２が露点より高く維持されるならば、防止されることができる。例えば、周囲温度Ｔ１が氷点（例えば０℃）よりも低い場合、水分が凍結して氷粒子が形成されることがある。第２の温度Ｔ２が上昇した場合、氷粒子が溶け出して第２ターボチャージャステージ３０のコンプレッサホイールに損傷を与えることがある。
【００４４】
第１のターボチャージャステージ２０と第２のターボチャージャステージ３０との間の第１の露点温度Ｔｄｅｗ１は、公知の熱力学的関係により算出されることができる。制御ユニット９０は、第１のターボチャージャステージ２０により吸入された周囲空気中の水分量を、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１及び周囲湿度Ψにより算出する。次いで、制御ユニット９０は、第１の空気熱変換器２２の後の第１の露点を、第１の空気熱変換器２２の放出口における空気の圧力ｐ２に基づいて算出する。次いで、第２の温度Ｔ２が推定されて、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１と比較される。Ｔ２＜Ｔｄｅｗ１であるならば、制御ユニット９０はバイパス弁２４ｖを開放して、バイパス２４を通って第１の熱交換器２２を迂回する空気の量を、Ｔ２がＴｄｅｗ１よりも高温に上昇するように制御する。こうして、熱交換器２２にて冷却された圧縮空気が、高温の圧縮空気と混合される。好ましくは、第２の温度Ｔ２は、連続的にモニタリングされて、エンジン動作中、Ｔｄｅｗ１より高温に維持される。
【００４５】
第２の温度Ｔ２をセンサユニット１０４により測定する代わりに、温度Ｔ２を、十分に正確な温度値が得られるように算出することが可能である。第２の温度Ｔ２は、周囲温度Ｔ１、周囲圧力ｐ１、及び、第１の空気熱交換器２２の放出口における第２の圧力ｐ２、並びに、ターボチャージャに用いられる特定のコンプレッサタイプに関して公知のコンプレッサの等エントロピ効率から算出されることができる。第２の圧力ｐ２を測定する代わりに、第２の圧力ｐ２の値は、タービン速度ｎｔ１と、通常の関数曲線族を含むそれぞれのコンプレッサマップとを共に用いることにより算出することができる。可変タービンジオメトリ（ＶＴＧ）を有するタービンが用いられている場合、ベーン／ノズル位置が算出のために用いられる。ウエストゲートタービンが用いられている場合、ウエストゲート位置が算出のために用いられる。
【００４６】
同様に、第２の露点温度Ｔｄｅｗ２を、制御ユニット９０にて計算され又はセンサユニット１０８により測定されるｐ３から算出することができる。第２ターボチャージャステージ３０の放出口における圧縮空気の第３の温度Ｔ３は、センサユニット１０８により測定されることができ、又は制御ユニット９０にて計算されることができる。こうして、バイパス弁３４ｖが、第１ターボチャージャステージ２０に関して記載したように、第２の露点温度Ｔｄｅｗ２と第３の温度Ｔ３との比較に基づいて制御されることができる。
【００４７】
エンジン１０のコールドスタート時、及び暖機中には、第１の空気熱交換器２２の温度は、熱交換器２２に入ってくる冷却媒体及び圧縮空気により温度調整（temper）され始める熱交換器の質量により、まだ安定状態ではない。冷却媒体の温度、周囲温度Ｔ１、及び第１の熱交換器２２の質量を考慮した遅延機能を、バイパス弁２４ｖ及びバイパス弁３４ｖを制御するために用いることができることが合理的である。この遅延機能は、各タイプのエンジン１０に固有である。遅延機能により、迂回される圧縮空気の量が、通常の動作状態よりも多くなることがある。
【００４８】
ＥＧＲシステム８０において、排ガス中の水分量を推定することにより、第１の排気熱交換器４２及び／又は第２の排気熱交換器４６の下流における凝縮を防止することも可能である。排ガス中の水分量は、エンジン１０を点火するために供給される空気／燃料及び空気湿度を用いて算出されることができる。この比率は、当分野で公知のエンジン動作中の通常のラムダ調整により、制御ユニット９０において日常的に知られる。
【００４９】
第１の排気熱交換器４２に関して、バイパス４４は、第３の露点温度Ｔｄｅｗ３と、排気熱交換器４４の排気における第４の温度Ｔ４及び第４の圧力ｐ４とを比較した結果に対応してバイパス弁４４ｖを作動させることにより動作されることができる。第３の露点温度Ｔｄｅｗ３は、第４のセンサユニット１１０により測定される第４の圧力値ｐ４、及び、排気ライン１８ｂにより第１の排気熱交換器４２に供給される排ガス中の水分量から算出されることができる。第４の温度はセンサユニットＴ４により測定されることができる。第４の露点温度Ｔｄｅｗ４は、第５のセンサユニット１１２により測定される第５の圧力値ｐ５、及び、排気ライン１８ｂにより第２の排気熱交換器４６に供給される排ガス中の水分量から算出されることができる。第５の温度Ｔ５はセンサユニット１１２により測定されることができる。適切な量の排ガスが、バイパス４８ｖ弁を起動させることによりバイパス４８に入ることができ、これにより、第２の排気熱交換器４６から排気ライン１８ｃに放出される排ガスの温度Ｔ５を上昇させ、又は維持することができる。ジョイント３８にて、排ガスは、新鮮な圧縮空気と混合されて、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００５０】
ＥＧＲシステム８０は高圧システムであり、このシステムにおいて、排ガスがＥＧＲシステム８０に、ＥＧＲ制御弁４０を制御することにより供給され、そして、圧縮空気と高圧にて混合される。低温冷却媒体が第２の排気熱交換器４６に供給されるとき、ＥＧＲシステム８０における凝縮の危険性は特に増大する。従って、第５の温度Ｔ５及び第５の圧力ｐ５が、第４の露点温度Ｔｄｅｗ４を算出して比較するために検討され、そして、第４の露点温度Ｔｄｅｗ４が、ＥＧＲクーラバイパスを制御するために用いられる。
【００５１】
図２は、図１に示した冷却システムに非常に類似した、好ましい冷却システムの別の実施形態である。この冷却システムは、ＥＧＲシステム８０におけるセンサユニット１００〜１１４、ターボチャージャステージ２０，３０、空気熱交換器２２，３２のバイパス２４，３４、及び、バイパス４４，４８をそれぞれ有する排気熱交換器４２，４６と、先に記載したようなラジエータユニット５０の冷却媒体回路とを備える。類似の要素及び機能の説明に関し、不要な繰り返しを避けるため、図１の説明を参照されたい。しかし、この実施形態において、ＥＧＲシステム８０は、排ガスが給気ライン１６への長い経路を通って再循環される低圧システムとして設定され、給気ライン１６にて排ガスが新鮮な周囲空気と周囲圧力ｐ１にて混合される。ターボチャージャステージ３０，２０のタービン３０ｔ，２０ｔを駆動させた排ガスの一部が、排気ライン１８にて、好ましくは、ディーゼル粒子フィルタ２８の後に排出される。フィルタ２８の下流にて、排気ライン１８のブランチである１８ｂが、排ガスを第１の排気熱交換器４２及び第２の排気熱交換器４６に、ＥＧＲ弁４０の作動に従って供給する。次いで、冷却された排ガスは、２ステージターボチャージャ２０，３０の上流の給気ライン１６に戻される。
【００５２】
新鮮な吸気と再循環された排ガスとが、第１の熱交換器２２及び第２熱交換器３２を、空気−排気混合物として通過することができ、また、図１に関して先に記載したように、凝縮を回避するために第１の熱交換器２２及び第２熱交換器３２を迂回することができる。排ガスは前記混合物に水蒸気ももたらすため、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１及び第２の露点温度Ｔｄｅｗ２を算出するときに、この追加の水分量を考慮しなくてはならない。また、エンジン１０のコールドスタート時及び暖機中に、第１の空気熱交換器２２の動作温度までの温度上昇を補償するために遅延機能が適用されることができる。Ｔｄｅｗ１は、空気の質量を、温度Ｔ１、圧力ｐ１、及び湿度Ψに対応した関数に掛けた積（すなわち、ｍａｉｒ・ｆ（Ｔ１，ｐ１，Ψ））と、再循環された排ガスの質量を、温度Ｔ５、圧力ｐ５、空気／燃料比、及び空気質量（mair）に対応した関数に掛けた積（すなわち、ｍｅｇｒ・ｆ（Ｔ５，ｐ５，Ａ／Ｆ，ｍａｉｒ））とから得られる。
【００５３】
熱交換器を通る冷却媒体の質量流量を、凝縮を回避するように温度を調節するために調整することを用いる、好ましい冷却システムの他の２つの実施形態が図３及び図４に記載されている。図３においては、２ステージターボチャージャ２０，３０への給気が、排ガスが短経路システムにて再循環される高圧ＥＧＲシステム８０に接続されている。一方、図４は、低圧ＥＧＲシステム８０を示す。
【００５４】
この冷却システムは、図１に示した冷却システムに非常に類似している。しかし、図１に示されているシステムと異なり、空気熱交換器２４，３４を迂回するバイパス、及び、排気熱交換器４４，４８を迂回するバイパスが設けられていない。その代わりに、熱交換器２４，３４，４４、４８を通る冷却媒体の質量流量を制御する質量流量制御弁６２，６４，６６，６８が設けられている。説明の不要な繰り返しを避けるため、類似の要素及び機能は図１の説明を参照されたい。
【００５５】
第１のターボチャージャステージ２０の第１の熱交換器の放出口における第２の温度Ｔ２が、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１より低温である場合、低温冷却媒体の質量流量を制御している第１の制御弁６２の弁位置Ｖ１は、第１の露点温度Ｔｄｅｗ１よりも高い温度Ｔ２を可能にするために制御ユニット９０により変更される。温度Ｔ２は、周囲温度Ｔ１及び周囲圧力ｐ１、並びに、空気熱変換器２２の放出口における圧力ｐ２から導出されることができ、圧力ｐ２は、第１のターボチャージャステージ２０のタービン回転速度ｎｔ１、及び、コンプレッサの等エントロピー効率から導出されることができる。温度Ｔ２及び圧力ｐ２は、図１にて示したように測定されることもできる。
【００５６】
同様に、制御弁６４の弁位置Ｖ２が、第２の空気熱交換器３２の放出口における空気の第３の温度Ｔ３と第２の露点温度Ｔｄｅｗ２とを比較することより調整される。第１の排気熱交換器４２の高温冷却液回路における制御弁６６の弁位置Ｖ３が、排気熱交換器４２の排気放出部における第４の温度Ｔ４と第３の露点温度Ｔｄｅｗ４との比較に基づいて制御されることができ、第２の排気熱交換器４６を通る冷却媒体流を調整する制御弁６８の弁位置Ｖ４が、第２の排気熱交換器４６の排気放出部における第５の温度Ｔ５と第４の露点温度Ｔｄｅｗ４との比較に基づいて制御されることができる。３方向弁の形態を有する弁７０が、冷却媒体が第２の排気熱交換器４６を迂回することを可能にする低温冷却媒体回路に配置されている。弁７０の弁位置Ｖ５は制御ユニット９０に連通している。一方、高温冷却においては、その他の冷却液がエンジン１０を通過し、３方向弁７０が、全ての熱交換器の流れがその他の弁６２，６４及び６８により制御されることを可能にする。
【００５７】
また、エンジン１０のコールドスタート時及び暖機中に、第１の空気熱交換器２２の動作温度までの温度上昇を補償するために遅延機能が適用されることができる。
【００５８】
図３の実施形態に従えば、排ガスが、エンジン１０の排気放出口から、分岐点８２に通じている排気ライン１８ａに供給され、次いで、２ステージターボチャージャ２０，３０のタービン３４ｔ及び２４ｔを駆動させる排気ライン１８、及びＥＦＲ弁４０にそれぞれ供給される。排ガスは、排気ライン１８ｂを通り、第１の排気熱交換器４２に、そして次に第２の排気熱交換器４６に供給され、そして、排ガスは、ターボチャージャステージ２０，３０に向って上流に流れ、ターボチャージャステージ２０，３０の下流のジョイント３６にて新鮮な吸気と混合されて、エンジン１０の吸気マニホルド１２に供給される。
【００５９】
図４に示した実施形態に従えば、排ガスが、ターボチャージャステージ２０，３０の下流の排気ライン１８ｂ、及び、ディーゼル粒子フィルタ２８の下流を経由して、第１の排気熱交換器４２に、次いで、第２の排気熱交換器４６に供給され、そして、ターボチャージャステージ２０，３０の上流にて新鮮な吸気と混合される。排ガスの再循環量はＥＧＲ弁４０により制御される。
【００６０】
全ての、又は個々の熱交換器２２，３２，４２，４６に関し、熱交換器２２，３２，４２，４６から放出される吸気又は再循環された排気の温度を調節するために、空気熱交換器又は排気熱交換器２２，３２，４２，４６を迂回させることは、熱交換器２２，３２，４２，４６を通って流れる冷却媒体の質量流量を制御することと組み合わせることができることが理解されよう。水分の凝縮と、水滴及び／又は氷粒子が第２ターボチャージャステージ３０のコンプレッサホイール又はエンジン１０の吸気マニホルド１２に及ぼす有害な作用とを、防止することができる。
【符号の説明】
【００６１】
１０ エンジン
１２ 吸気マニホルド
１４ 排気マニホルド
１６ 給気ライン
１８ 排気ライン
２０ 第１のターボチャージャステージ
２２ 第１の熱交換器
２４ 吸気バイパス
３０ 第２のターボチャージャステージ
３２ 第２の熱交換器
３４ 吸気バイパス
４２ 第１の排気熱交換器
４４ 排気バイパス
４６ 第２の排気熱交換器
４８ 排気バイパス
５２ 低温ラジエータ
５４ 高温ラジエータ
６２ 質量流量制御ユニット
９０ 制御ユニット
１００ センサユニット
１０４ センサユニット
１０８ センサユニット
１１０ センサユニット
１１２ センサユニット
【特許請求の範囲】
【請求項１】
チャージエアシステムのための動作方法であって、
第１のターボチャージャステージ（２０）において、吸気を第１の圧力（ｐ１）から第２の圧力（ｐ２）に圧縮するステップと、
前記圧縮された空気を、第２のターボチャージャステージ（３０）にて第３の圧力（ｐ３）に圧縮するステップと、
前記第１のターボチャージャステージ（２０）により吸入された空気中の水分量を推定するステップと、
前記第１のターボチャージャステージと第２のターボチャージャステージ（２０，３０）との間に配置された第１の熱交換器（２２）により放出される前記空気の第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を推定するステップと、
前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を、前記第１の熱交換器（２２）から放出される空気の推定温度（Ｔ２）と比較するステップと、
前記第２の温度（Ｔ２）が前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも低い場合に、前記第２の温度（Ｔ２）を前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも高温に上昇させるために空気バイパス（２４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６２）を作動させるステップとを含む動作方法。
【請求項２】
前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を通る空気の流量が、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を空気が少なくとも部分的に迂回することにより調整されることを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項３】
前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を通る空気の流量が、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を空気が完全に迂回することにより調整されることを特徴とする請求項１又は２に記載のチャージエアシステム。
【請求項４】
吸入された空気中の水分量を、第１の周囲温度（Ｔ１）、周囲湿度（Ψ）及び第１の圧力（ｐ１）を基にして推定するステップによりさらに特徴付けられる請求項１乃至３のいずれかに記載の方法。
【請求項５】
前記第２の熱交換器（３２）により放出される空気の第２の露点温度（Ｔｄｅｗ２）を推定するステップと、
前記露点温度を、前記第２の熱交換器（３２）により放出された空気の推定された第３の温度（Ｔ３）と比較するステップと、
前記第３の温度（Ｔ３）が前記第２の露点温度（Ｔｄｅｗ２）よりも低い場合に、前記第３の温度（Ｔ３）を前記露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス（３４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６４）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至４のいずれかに記載の方法。
【請求項６】
前記エンジン（１０）のコールドスタート時に、前記第１の熱交換器（２２）及び／又は前記第２の熱交換器（３２）の暖機動作に対する補償のために遅延機能が適用されることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の方法。
【請求項７】
第２の排気熱交換器（４６）の下流における、再循環された排ガス中の水分量を推定するステップと、
第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）を、前記エンジン（１０）の吸気マニホルド（１４）に直接に又は間接的に戻された前記排ガス中の水分量に従って推定するステップと、
前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）を、前記第２の排気熱交換器（４６）から放出された排気の推定された温度（Ｔ５）と比較するステップと、
前記推定された温度（Ｔ５）が前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）よりも低い場合に、前記温度（Ｔ５）を前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）よりも高温に上昇させるために、排気バイパス（４８）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６８）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至６のいずれかに記載の方法。
【請求項８】
前記第１のターボチャージャステージ（２０）に空気−排気混合物を提供するステップと、
前記空気−排気混合物中の水分量を推定するステップと、
第１の熱交換器（２２）の上流における第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を推定するステップと、
前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を、前記第１の熱交換器（２２）により放出された前記空気−排気混合物の推定温度（Ｔ２）と比較するステップと、
前記第２の温度（Ｔ２）が前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも低い場合に、前記第２の温度（Ｔ２）を前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも高温に上昇させるために前記空気バイパス（２４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６２）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至７のいずれかに記載の方法。
【請求項９】
前記再循環された排ガス中の水分量を前記エンジン（１０）の空気／燃料比から推定するステップによりさらに特徴付けられる請求項７又は８に記載の方法。
【請求項１０】
前記第２の温度（Ｔ２）をセンサユニット（１０４）により測定することを特徴とする請求項１乃至９のいずれかに記載の方法。
【請求項１１】
前記第２の温度（Ｔ２）を、前記第１の温度（Ｔ１）、前記第１の圧力（ｐ１）及び第２の圧力（ｐ２）、並びに、前記第１ターボチャージャステージ（２０）から導出されるコンプレッサの等エントロピに基づいて算出することを特徴とする請求項１乃至１０のいずれかに記載の方法。
【請求項１２】
前記第１の空気熱交換器及び／又は第２の空気熱交換器（２２，３２）の下流の圧力（ｐ２，ｐ３）を、回転速度（ｎｔ１，ｎｔ２）、及び前記ターボチャージャステージ（２０，３０）のコンプレッサの等エントロピに基づいて算出することを特徴とする請求項１乃至１１のいずれかに記載の方法。
【請求項１３】
前記エンジン（１０）のコールドスタート時に、前記第１の排気熱交換器（４２）及び／又は第２の排気熱交換器（４６）の暖機動作に対する補償のために遅延機能が適用されることを特徴とする請求項１乃至１２のいずれかに記載の方法。
【請求項１】
チャージエアシステムのための動作方法であって、
第１のターボチャージャステージ（２０）において、吸気を第１の圧力（ｐ１）から第２の圧力（ｐ２）に圧縮するステップと、
前記圧縮された空気を、第２のターボチャージャステージ（３０）にて第３の圧力（ｐ３）に圧縮するステップと、
前記第１のターボチャージャステージ（２０）により吸入された空気中の水分量を推定するステップと、
前記第１のターボチャージャステージと第２のターボチャージャステージ（２０，３０）との間に配置された第１の熱交換器（２２）により放出される前記空気の第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を推定するステップと、
前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を、前記第１の熱交換器（２２）から放出される空気の推定温度（Ｔ２）と比較するステップと、
前記第２の温度（Ｔ２）が前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも低い場合に、前記第２の温度（Ｔ２）を前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも高温に上昇させるために空気バイパス（２４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６２）を作動させるステップとを含む動作方法。
【請求項２】
前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を通る空気の流量が、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を空気が少なくとも部分的に迂回することにより調整されることを特徴とする請求項１に記載の方法。
【請求項３】
前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を通る空気の流量が、前記第１の熱交換器及び／又は第２の熱交換器（２２，３２）を空気が完全に迂回することにより調整されることを特徴とする請求項１又は２に記載のチャージエアシステム。
【請求項４】
吸入された空気中の水分量を、第１の周囲温度（Ｔ１）、周囲湿度（Ψ）及び第１の圧力（ｐ１）を基にして推定するステップによりさらに特徴付けられる請求項１乃至３のいずれかに記載の方法。
【請求項５】
前記第２の熱交換器（３２）により放出される空気の第２の露点温度（Ｔｄｅｗ２）を推定するステップと、
前記露点温度を、前記第２の熱交換器（３２）により放出された空気の推定された第３の温度（Ｔ３）と比較するステップと、
前記第３の温度（Ｔ３）が前記第２の露点温度（Ｔｄｅｗ２）よりも低い場合に、前記第３の温度（Ｔ３）を前記露点温度よりも高温に上昇させるために空気バイパス（３４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６４）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至４のいずれかに記載の方法。
【請求項６】
前記エンジン（１０）のコールドスタート時に、前記第１の熱交換器（２２）及び／又は前記第２の熱交換器（３２）の暖機動作に対する補償のために遅延機能が適用されることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の方法。
【請求項７】
第２の排気熱交換器（４６）の下流における、再循環された排ガス中の水分量を推定するステップと、
第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）を、前記エンジン（１０）の吸気マニホルド（１４）に直接に又は間接的に戻された前記排ガス中の水分量に従って推定するステップと、
前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）を、前記第２の排気熱交換器（４６）から放出された排気の推定された温度（Ｔ５）と比較するステップと、
前記推定された温度（Ｔ５）が前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）よりも低い場合に、前記温度（Ｔ５）を前記第４の露点温度（Ｔｄｅｗ４）よりも高温に上昇させるために、排気バイパス（４８）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６８）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至６のいずれかに記載の方法。
【請求項８】
前記第１のターボチャージャステージ（２０）に空気−排気混合物を提供するステップと、
前記空気−排気混合物中の水分量を推定するステップと、
第１の熱交換器（２２）の上流における第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を推定するステップと、
前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）を、前記第１の熱交換器（２２）により放出された前記空気−排気混合物の推定温度（Ｔ２）と比較するステップと、
前記第２の温度（Ｔ２）が前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも低い場合に、前記第２の温度（Ｔ２）を前記第１の露点温度（Ｔｄｅｗ１）よりも高温に上昇させるために前記空気バイパス（２４）及び／又は冷却媒体質量流量制御ユニット（６２）を作動させるステップとによりさらに特徴付けられる請求項１乃至７のいずれかに記載の方法。
【請求項９】
前記再循環された排ガス中の水分量を前記エンジン（１０）の空気／燃料比から推定するステップによりさらに特徴付けられる請求項７又は８に記載の方法。
【請求項１０】
前記第２の温度（Ｔ２）をセンサユニット（１０４）により測定することを特徴とする請求項１乃至９のいずれかに記載の方法。
【請求項１１】
前記第２の温度（Ｔ２）を、前記第１の温度（Ｔ１）、前記第１の圧力（ｐ１）及び第２の圧力（ｐ２）、並びに、前記第１ターボチャージャステージ（２０）から導出されるコンプレッサの等エントロピに基づいて算出することを特徴とする請求項１乃至１０のいずれかに記載の方法。
【請求項１２】
前記第１の空気熱交換器及び／又は第２の空気熱交換器（２２，３２）の下流の圧力（ｐ２，ｐ３）を、回転速度（ｎｔ１，ｎｔ２）、及び前記ターボチャージャステージ（２０，３０）のコンプレッサの等エントロピに基づいて算出することを特徴とする請求項１乃至１１のいずれかに記載の方法。
【請求項１３】
前記エンジン（１０）のコールドスタート時に、前記第１の排気熱交換器（４２）及び／又は第２の排気熱交換器（４６）の暖機動作に対する補償のために遅延機能が適用されることを特徴とする請求項１乃至１２のいずれかに記載の方法。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図２】
【図３】
【図４】
【公開番号】特開２０１３−４７５１７（Ｐ２０１３−４７５１７Ａ）
【公開日】平成２５年３月７日（２０１３．３．７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１２−２１９２８６（Ｐ２０１２−２１９２８６）
【出願日】平成２４年１０月１日（２０１２．１０．１）
【分割の表示】特願２０１０−５１４６７４（Ｐ２０１０−５１４６７４）の分割
【原出願日】平成１９年６月２６日（２００７．６．２６）
【出願人】（５００２７７７１１）ボルボ ラストバグナー アーベー (163)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２５年３月７日（２０１３．３．７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２４年１０月１日（２０１２．１０．１）
【分割の表示】特願２０１０−５１４６７４（Ｐ２０１０−５１４６７４）の分割
【原出願日】平成１９年６月２６日（２００７．６．２６）
【出願人】（５００２７７７１１）ボルボ ラストバグナー アーベー (163)
【Ｆターム（参考）】
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