JP2008095572A

JP2008095572A - ターボチャージャ

Info

Publication number: JP2008095572A
Application number: JP2006276395A
Authority: JP
Inventors: Nobuji Tsukiyama; 宜司築山; Hiroshi Uchida; 博内田
Original assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 2006-10-10
Filing date: 2006-10-10
Publication date: 2008-04-24
Anticipated expiration: 2026-10-10
Also published as: JP4708300B2

Abstract

【課題】タービンホイールの近傍で第２ノズルのガス流通面積を可変とすることができ、かつ第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向を固定翼なして的確にタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めることのできるターボチャージャを提供する。
【解決手段】第２ノズル２３のガス流通面積を可変とするための流量制御バルブ２５はタービンホイール１４近傍の隔壁２０に設けられるため、同バルブ２５による第２ノズル２３のガス流通面積の可変をタービンホイール１４の近傍にて行うことができる。第２ノズル２３のガス流通面積の拡大は、軸２６を中心とする流量制御バルブ２５の回動を通じて実現される。この回動を通じて互いに離間した流量制御バルブ２５の面２５ａと孔２１の内側面２１ａとの間に第２ノズル２３が形成され、同ノズル２３はスクロール通路内の排気の流れの下流側（矢印Ｙ１側）に向かうほどタービンホイール１４に近づくよう傾斜する。
【選択図】図３

Description

本発明は、内燃機関の過給に用いられるターボチャージャに関する。

従来より、自動車用等の内燃機関においては、出力向上等を図るために過給機としてターボチャージャを設けたものが知られている。こうしたターボチャージャは、タービンホイールの周囲に設けられて内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内の排気をタービンホイールの翼間流路に流すノズルと、タービンホイールと一体回転するコンプレッサホイールとを備えている。そして、ノズルからタービンホイールの翼間流路への排気の流入により同ホイールが回転すると、それに伴いコンプレッサホイールが回転して内燃機関の燃焼室に向けて強制的に空気が送り込まれるようになる。

また、特許文献１には、上記ノズルとしてタービンスクロール内の排気を翼間流路の入口に導く第１ノズルと同排気を翼間流路の途中部に導く第２ノズルとを備え、第２ノズルの上流に設けられた制御バルブの開閉動作に基づき第２ノズルを通っての翼間流路への排気の流入を禁止・許可するターボチャージャが提案されている。なお、上記第１ノズルのガス流通面積は、内燃機関の低回転時に同ノズルから翼間流路に流れる排気の流速をタービンホイールを効果的に回転させるために必要な値へと高めるために適した値となるよう設定されている。また、第２ノズルには同ノズルから翼間流路への排気の流れの方向等を定めるための固定翼が設けられている。この固定翼は、上記排気の流れをタービンホイールの回転にとって好ましい方向への流れとすべく、タービンホイールに近い部分ほど同ホイールの回転方向前方に位置するように傾斜している。

そして、内燃機関の低回転時には、制御バルブが閉じられて第２ノズルを通っての翼間流路への排気の流入が禁止され、その翼間流路への排気の流入が第１ノズルのみから行われる。従って、排気流量の少なくなる内燃機関の低回転時、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を同ホイールを効果的に回転させるうえで十分に高速にすることができる。一方、内燃機関の中高回転時には、制御バルブが開かれて第２ノズルを通っての上記翼間流路への排気の流入が許可されるとともに、機関回転速度が大となるほど制御バルブが大きく開かれるよう同制御バルブの開度制御が行われる。これにより、機関速度の上昇に伴い排気流量が多くなって第１ノズル付近の圧力が高くなり過ぎることを抑制しつつ、内燃機関の中高回転時に第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向等を同ノズルの固定翼によりタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めることができる。

ここで、仮に上記第１ノズル及び上記第２ノズルを両方とも翼間流路の入口に対応して位置させたとすると、第１ノズルのみから翼間流路への排気の流入を行うとき、翼間流路の入口における第２ノズルに対応した部分には排気の流れない領域が存在するようになる。このため、その翼間流路の入口における排気の流れない領域にて渦が発生し、翼間流路での排気の流れに対するタービンの回転効率が低下することとなる。しかし、こうした問題に関しては、特許文献１に示されるように、第１ノズルのみを翼間流路の入口に対応するように位置させて当該入口を第１ノズルに対応するの大きさに形成するとともに、第２ノズルを翼間流路の途中部に対応するように位置させることにより、回避することができる。

ところで、上述したように第２ノズルの上流に位置する制御バルブを開度制御する場合、内燃機関の中回転時であって制御バルブの開度が小であるときには、排気が同バルブを通過した直後にガス流通面積の急激な拡大が生じる。そして、タービンホイールの翼間流路に至る排気の流通経路上で、上述したガス流通面積の急激な拡大が生じると、その部分で排気の流れが排気流路の壁面から剥離してしまい、それが排気の持つ流体エネルギの損失につながる。その結果、排気がタービンホイールの翼間流路を通過して同ホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ひいてはターボチャージャの過給効率が低下する。また、内燃機関の低回転時であって制御バルブが閉弁されたときには、第１ノズルから翼間流路に流れた排気が第２ノズル側に流入することは避けられない。そして、こうした第２ノズルへの排気の流入によって翼間流路での排気の流れに乱れが生じるため、同排気の流れの乱れによってタービンホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャの過給効率が低下する。

そこで、上記制御バルブに代えて、特許文献２に示されるように、第２のノズルにおけるタービンホイールの近傍に同ホイールの中心線方向に移動して、当該ノズルの出口部分であって翼間流路のすぐ上流側の部分のガス流通面積を可変とする環状のカプラを設けることが考えられる。この場合、カプラによって可変とされるガス流通面積とは第２ノズルの出口部分（翼間流路のすぐ上流）のガス流通面積となるため、上記制御バルブを用いたときのように、内燃機関の中回転時にタービンホイールの翼間流路に至る排気の流通経路上でガス流通面積の急激な拡大が生じることはない。従って、上述したように排気の持つ流体エネルギの損失が生じることはなくなり、排気がタービンホイールの翼間流路を通過して同ホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャの過給効率が低下することもなくなる。また、カプラはタービンホイールの近傍に設けられているため、内燃機関の低回転時にカプラによって第２ノズルが閉じられたとき、第１ノズルから翼間流路へと流れる排気が第２ノズル側に流入することが回避される。従って、翼間流路を流れる排気の第２ノズルへの流入によって翼間流路での排気の流れに乱れが生じることはなくなり、同排気の流れの乱れによってタービンホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャの過給効率が低下することを回避できる。
特開２００６−３７８１８公報（段落［００２０］〜［００２２］、図１）特表２００３−５２２３１０公報（段落［００１４］、図１）

ところで、上記ターボチャージャにおいては、第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向をタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めるため、同第２ノズルに固定翼を設けなければならない。なお、上記ターボチャージャに上記カプラを設けたとしても、そのカプラには第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向をタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めるという機能はないため、その機能を持たせる目的で第２ノズルに固定翼を設ける必要がある。従って、いずれにしても第２ノズルに固定翼を設ける手間や費用の増大が無視できない問題となる。

また、上記ターボチャージャにおいては、タービンホイールの近傍に上記カプラを設けると、それに伴い第２ノズルの固定翼を当該カプラの分だけ排気上流側に位置変更しなければならなくなる。しかし、第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向を定めるための上記固定翼に関しては、排気上流側に位置するときほど、その固定翼における上記排気の流れの方向を定めるという機能が低下する。従って、固定翼をカプラの分だけ排気上流側に位置変更すると、その固定翼によって上記排気の流れの方向をタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めることができなくなるおそれがある。

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、タービンホイールの近傍で第２ノズルのガス流通面積を可変とすることができ、かつ第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向を固定翼なして的確にタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めることのできるターボチャージャを提供することにある。

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
上記目的を達成するため、請求項１記載の発明では、タービンホイールの周囲に設けられて内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内で前記タービンホイールの周方向に沿って流れる排気を同タービンホイールの翼間流路の入口に導く第１ノズルと、前記タービンスクロール内の排気を前記翼間流路の途中部に導く第２のノズルとを備え、前記翼間流路への排気の流入を通じて前記タービンホイールが回転するターボチャージャにおいて、前記タービンホイール周りであって前記翼間流路の途中部の近傍に同タービンホイールを周方向に囲うように設けられた隔壁と、前記隔壁に形成されて前記タービンスクロール内と前記翼間流路の途中部とを連通する孔と、前記孔内に設けられて前記タービンホイールの中心線と平行に延びる軸を中心として回動することにより前記孔を開閉する流量制御バルブと、を備え、前記流量制御バルブは、前記タービンスクロール内での排気の流れる方向の上流側に位置する端部を前記孔内からタービンスクロール側にはみ出すように回動することで当該孔を開き、前記端部を前記孔内に収納するように回動することで当該孔を閉じるものであり、前記第２ノズルは、前記流量制御バルブの回動時に接近・離間する同バルブと前記孔の内側面との対向面間に形成されていることを要旨とした。

上記構成によれば、タービンホイール近傍に位置する隔壁の孔内に設けられた流量制御バルブと当該孔の内側面との対向面間に第２ノズルが形成され、同バルブを回動させることにより第２ノズルのガス流通面積が可変とされる。この流量制御バルブはタービンホイールの近傍に位置するため、第２ノズルのガス流通面積の可変をタービンホイールの近傍にて行うことができる。また、流量制御バルブの回動による第２ノズルのガス流通面積の拡大に関しては、同バルブにおけるタービンスクロール内での排気の流れる方向の上流側に位置する端部が上記孔内からタービンスクロール側にはみ出すように同バルブを回動させることによって実現される。従って、流量制御バルブの上記回動によって互いに離間する同バルブと孔の内側面との対向面は、タービンスクロール内での排気の流れる方向の下流側に向かうほどタービンホイールに近づくように傾斜する。このため、流量制御バルブと孔の内側面との対向面に形成される第２ノズルも同様に傾斜し、これにより第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向を固定翼なしでタービンホイールの回転にとって好ましい方向に定めることができる。

請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記孔を閉じたときの前記流量制御バルブの前記タービンホイール側の面は、前記隔壁の前記タービンホイール側の面と同一の湾曲面上に位置するよう湾曲していることを要旨とした。

上記構成によれば、第２ノズルのガス流通面積を「０」とすべく孔を閉じるように流量制御バルブを回動させたとき、同バルブにおけるタービンホイール側の面が隔壁のタービンホイール側の面、言い換えれば上記孔のタービンホイール側の開口周りの面と同一湾曲面上に位置することとなる。従って、第１ノズルから翼間流路に流れた排気が上記孔内に流れ込むことを抑制でき、その排気の流れ込みによって翼間流路内の排気の流れに乱れが生じることを回避できる。このため、翼間流路での排気の流れの乱れによって同排気によりタービンホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャの過給効率が低下することを回避できる。

請求項３記載の発明では、請求項１又は２記載の発明において、前記孔を開いたときの前記流量制御バルブと前記孔の内側面との対向面に関しては、前記タービンホイールに近づくほど同ホイールの回転方向前方に向かうように傾斜しており、その対向面の傾斜に関しては当該対向面間に形成された前記第２ノズルを通過して前記翼間流路に流入する排気の流れの方向が前記タービンホイールの回転にとって最適な方向となるよう設定されていることを要旨とした。

上記構成によれば、第２ノズルから翼間流路への排気の流れの方向がタービンホイールの回転にとって最適となる方向に定められるため、同排気によりタービンホイールを回転させる際の回転効率を最良な状態とし、ひいてはターボチャージャの過給効率を最良な状態とすることができる。

請求項４記載の発明では、請求項１〜３のいずれか一項に記載の発明において、前記孔及び前記流量制御バルブに関しては、それらの前記タービンホイールの中心線方向についての幅が前記翼間流路の出口を越えて下流側に延びており、前記流量制御バルブにおける前記翼間流路の出口よりも下流側に延びた部分には、前記タービンホイールの中心線側に突出する突部が形成され、前記突部は、前記流量制御バルブの閉弁時、前記第２ノズルを形成する前記孔の内側面と交差した状態となるように位置するものとした。

上記構成によれば、流量制御バルブの開きが小さく突部と孔の内側面との交差部分が大となるときには、排気が第２ノズルからタービンホイールの下流に流れようとしても、その排気の流れが上記突部によって禁止されるため、第２ノズルから流出する排気すべてが翼間流路に流入する。その状態から、流量制御バルブを開弁方向に回動させてゆくと、突部と孔の内側面との交差部分が小となってゆき、第２ノズルからタービンホイール下流への排気の流れが少しずつ許可されるため、第２ノズルから流出する排気のうちのいくらかが翼間流路を通らずにタービンホイールの下流に抜け始める。そして、突部と孔の内側面との交差部分が小となるほど、第２ノズルから翼間流路を通らずにタービンホイールの下流に抜ける排気の量が多くなる。従って、内燃機関の中高回転時であって機関回転速度の上昇に伴い排気流量が多くなってゆくとき、機関回転速度の上昇に併せて流量制御バルブを閉弁状態から徐々に開弁方向に回動させてゆくことにより、タービンホイールの回転にとって好ましい量の排気を第２ノズルから翼間流路に流すとともに、必要量以上の排気については翼間流路を迂回してタービンホイールの下流側に流すことができる。これにより、内燃機関の運転領域が中回転域から高回転域へと変化するに従い排気流量が徐々に多くなってゆくとき、中回転域においてはタービンホイールの回転効率を好適な状態に維持し、ひいてはターボチャージャの過給効率を好適な状態に維持することができる。また、高回転域においては、排気流量の増大により排気抜けが悪化して排気抵抗が増大し、内燃機関の高速性能が低下するということを抑制できるようになる。更に、こうした内燃機関の高速性能低下を抑制するための高回転域における排気の翼間流路の迂回を、ウエイストゲートバルブ等の機構の追加を行わずに実現することができる。

請求項５記載の発明では、請求項１〜４のいずれか一項に記載の発明において、前記孔及び前記流量制御バルブは、前記タービンホイールの回転方向に等間隔おいて複数設けられていることを要旨とした。

第２ノズルから翼間流路に排気が流れるとき、その排気による力がタービンホイールに作用することになる。従って、第２ノズルが一つだけ形成されるような場合には、タービンホイールが上記排気による力を周方向の一箇所のみで受けるようになり、その力の作用に基づきタービンホイールが円滑に回転しなくなるおそれがある。しかし、上記構成によれば、複数の第２ノズルがタービンホイールの回転方向に等間隔をおいて形成されるため、それら第２ノズルから翼間流路に排気が流れるときに同排気による力がタービンホイールに対し周方向について均等に作用する。従って、上記排気による力がタービンホイールに作用することにより、同タービンホイールが円滑に回転しなくなることはない。

［第１実施形態］
以下、本発明を具体化した第１実施形態を図１〜図４に従って説明する。
図１は、自動車に搭載される内燃機関の過給を行うターボチャージャ１１における同機関の排気系側の部分を示す断面図である。

同図に示されるように、ターボチャージャ１１は、センタハウジング１２に回転可能に支持されたロータシャフト１３を備えている。そして、ロータシャフト１３の一端部（図中左端部）にはタービンホイール１４が固定されている。このタービンホイール１４にはその中心線、すなわちロータシャフト１３の軸線を中心とする周方向に沿って複数の羽根１５が設けられ、各羽根１５の間は翼間流路１６とされている。

センタハウジング１２の一端側には、タービンホイール１４の外周を囲うように、しかも渦巻き状に延びるかたちでタービンスクロール１７が取り付けられている。このタービンスクロール１７の内部は、内燃機関の排気通路と連通するスクロール通路１９となっており、同スクロール通路１９には排気通路から内燃機関の排気が送り込まれるようになっている。そして、タービンスクロール１７内のスクロール通路１９に送り込まれた排気をタービンホイール１４の翼間流路１６に流すことで、タービンホイール１４及びロータシャフト１３が回転するようになる。そして、ロータシャフト１３が回転すると、同シャフト１３の他端部に取り付けられたコンプレッサホイールも回転し、それに伴い内燃機関の吸気通路内の空気が強制的に燃焼室に向けて送り出される。

次に、タービンスクロール１７の内部構造について詳しく説明する。
タービンスクロール１７の内部において、ロータシャフト１３寄りの部分には同シャフト１３を周方向に囲うように設けられたノズルブロック１８が固定され、タービンホイール１４寄りの部分には同ホイール１４を周方向に囲うように設けられた隔壁２０が取り付けられている。そして、それらノズルブロック１８と隔壁２０との間には、スクロール通路１９内の排気をタービンホイール１４の翼間流路１６の入口１６ａに導く第１ノズル２２が形成されている。なお、翼間流路１６の入口１６ａの大きさは、第１ノズル２２に対応する大きさに形成されている。

第１ノズル２２の対向するノズル壁面間において、タービンホイール１４の翼間流路１６寄りの部分には、第１ノズル２２のガス流通面積、及び同ノズル２２から翼間流路１６へと流れる排気の方向を設定するための低速用固定翼２４が固定されている。この低速用固定翼２４は、タービンホイール１４周りにおいて、周方向に沿って図２に示されるように等間隔をおいて複数設けられている。なお、同図は、図１のタービンスクロール１７、第１ノズル２２、及び低速用固定翼２４等を矢印Ａ−Ａ方向から見た図である。

第１ノズル２２のガス流通面積に関しては、上記各低速用固定翼２４の間隔及び傾斜の設定を通じて、内燃機関の低回転時にスクロール通路１９から第１ノズル２２を通ってタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速が、同ホイール１４を効果的に回転させることの可能な値となるようにされている。また、第１ノズル２２から翼間流路１６へと流れる排気の方向に関しては、上記各低速用固定翼２４の間隔及び傾斜の設定を通じて、内燃機関の低回転時にタービンホイール１４の回転にとって好適な方向となるようにされている。

図３は、図１の隔壁２０を矢印Ｂ−Ｂ方向から見た断面図である。同図に示されるように、隔壁２０においては、翼間流路１６の途中部１６ｂに繋がるとともに第１ノズル２２（図１）の上流部分を介してスクロール通路１９に繋がる孔２１が形成され、孔２１内には同孔２１を開閉する流量制御バルブ２５が設けられている。上記スクロール通路１９での排気の流れる方向は図３においては矢印Ｙ１方向となっている。

流量制御バルブ２５においては、矢印Ｙ１方向の下流側の端部がタービンホイール１４の中心線と平行に延びる軸２６に固定されており、その軸２６を中心に回動可能となっている。そして、流量制御バルブ２５における矢印Ｙ１方向の上流側の端部を孔２１からタービンスクロール１７側にはみ出すように同バルブ２５を回動させることで孔２１が開かれ、逆に上記端部を孔２１内に収納するように同バルブ２５を回動させることで孔２１が閉じられる。流量制御バルブ２５のタービンホイール１４側の面２５ａは、同バルブ２５の開弁時に孔２１の内側面２１ａと対向する面となる。そして、これら対向面である面２５ａと内側面２１ａとの間には、スクロール通路１９（図１）の排気を翼間流路１６の途中部１６ｂに導く第２ノズル２３が形成されている。

流量制御バルブ２５の面２５ａにおいて、矢印Ｙ１方向の下流側の端部寄りの部分は、図４に示される同バルブ２５の閉弁時に隔壁２０におけるタービンホイール１４側の面２０ａと同一湾曲面上に位置するよう湾曲している。また、流量制御バルブ２５の面２５ａにおいて、矢印Ｙ１方向の上流側の端部寄りの部分は同バルブ２５の閉弁時に孔２１の内側面２１ａと面接触する形状に形成されている。更に、図３に示されるように流量制御バルブ２５が開いたとき、互いに対向する同バルブ２５の面２５ａと孔２１の内側面２１ａとは、タービンホイール１４に近づくほど同ホイール１４の回転方向前方（矢印Ｙ１方向前方）に向かうよう傾斜している。それら面２５ａ及び内側面２１ａの傾斜に関しては、当該面２５ａ，２１ａ間に形成された第２ノズル２３を通過して翼間流路１６に流入する排気の流れの方向（矢印Ｙ２方向）がタービンホイール１４の回転にとって最適な方向となるよう設定されている。

次に、流量制御バルブ２５の動作態様について説明する。
内燃機関の低回転時であって同機関の排気流量が少ないときには、流量制御バルブ２５の軸２６を中心とする回動を通じて、同バルブ２５が第２ノズル２３のガス流通面積を「０」とすべく図４に示される閉弁状態とされる。

この場合、図１のスクロール通路１９内の排気は、第１ノズル２２のみを通ってタービンホイール１４における翼間流路１６の入口１６ａから同流路１６内に流入し、その翼間流路１６の通過後にはタービンホイール１４の下流側に抜ける。このとき、第１ノズル２２から翼間流路１６に流入する排気の流速は、低速用固定翼２４によって、内燃機関の低回転時にタービンホイール１４を効果的に回転させることの可能な値となる。また、第１ノズル２２から翼間流路１６への排気の流れる方向は、同じく低速用固定翼２４によって、内燃機関の低回転時にタービンホイール１４の回転にとって好適な方向とされる。従って、排気流量の少なくなる内燃機関の低回転時であっても、上記排気の流れによるタービンホイール１４の回転効率を可能な限り高め、ひいてはターボチャージャ１１の過給効率を可能な限り高めることができる。

また、図４に示されるように閉弁状態とされた流量制御バルブ２５の面２５ａは、隔壁２０におけるタービンホイール１４側の面２０ａ、言い換えれば孔２１のタービンホイール１４側の開口周りの面と同一湾曲面上に位置することとなる。従って、第１ノズル２２から翼間流路１６に流れた排気が上記孔２１内に流れ込むことを抑制でき、その流れ込みにより翼間流路１６内の排気の流れに乱れが生じることを回避できる。このため、翼間流路１６での排気の流れの乱れによって同排気によりタービンホイール１４を回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャ１１の過給効率が低下することを回避できる。

内燃機関の中高回転時であって同機関の排気流量が多いときには、機関回転速度が高くなって排気流量が多くなるほど、流量制御バルブ２５の軸２６を中心とする回動を通じて、図３に示されるよう同バルブ２５が開き側に変位され、第２ノズル２３のガス流通面積が大きくされる。

この流量制御バルブ２５は、タービンホイール１４近傍の隔壁２０に設けられており、翼間流路１６の途中部１６ｂの近傍に位置する。このため、流量制御バルブ２５による第２ノズル２３のガス流通面積の可変をタービンホイール１４の近傍（正確には翼間流路１６の途中部１６ｂの近傍）にて行うことができる。

流量制御バルブ２５の回動による第２ノズル２３のガス流通面積の拡大に関しては、同バルブ２５における矢印Ｙ１方向の上流側の端部が孔２１内からタービンスクロール１７側（図中上側）にはみ出すように同バルブ２５を回動させることによって実現される。このとき、流量制御バルブ２５の上記回動によって互いに離間する同バルブ２５の面２５ａと孔２１の内側面２１ａとは、矢印Ｙ１方向の下流側に向かうほどタービンホイール１４に近づくよう傾斜する。このため、それら面２５ａ，２１ａ間に形成された第２ノズル２３も同様に傾斜し、これにより第２ノズル２３から翼間流路１６への排気の流れの方向（矢印Ｙ２方向）をタービンホイール１４の回転にとって好ましい方向に定めることができる。

また、上述したように機関回転速度の上昇に伴い排気流量が多くなるほど、流量制御バルブ２５が開弁方向に大きく回動されて第２ノズル２３のガス流通面積が大とされる。これにより、内燃機関の中回転から高回転にかけては、第２ノズル２３から翼間流路１６に流入する排気の流速をタービンホイール１４の回転にとって好ましい値に維持することができる。更に、内燃機関の中回転から高回転にかけての機関回転速度の上昇時、排気流量が増大することに伴いターボチャージャ１１の下流側への排気抜けが悪化するとともに、第２ノズル２３付近の圧力が高くなり過ぎ、それによって機関運転が悪影響を受けることを抑制することもできる。

以上詳述した本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）第２ノズル２３のガス流通面積を可変とするための流量制御バルブ２５は、タービンホイール１４近傍の隔壁２０に設けられており、翼間流路１６の途中部１６ａの近傍に位置する。このため、流量制御バルブ２５による第２ノズル２３のガス流通面積の可変を翼間流路１６の途中部１６ａの近傍にて行うことができる。従って、翼間流路１６から離れた位置で第２ノズル２３のガス流通面積を可変とした場合のように、第２ノズル２３から翼間流路１６に流入する排気の流体エネルギが損失し、それに伴いタービンホイール１４の回転効率が低下してターボチャージャ１１の過給効率が低下することを回避できるようになる。

（２）第２ノズル２３のガス流通面積の拡大は、流量制御バルブ２５を上述したように回動させることによって実現される。こうした回動を通じて互いに離間した流量制御バルブ２５の面２５ａと孔２１の内側面２１ａとは、矢印Ｙ１方向の下流側に向かうほどタービンホイール１４に近づくよう傾斜することとなる。このため、第２ノズル２３も同様に傾斜し、同ノズル２３から翼間流路１６への排気の流れの方向がタービンホイール１４の回転にとって好ましい方向に定められることとなる。このことは、流量制御バルブ２５の面２５ａ及び孔２１の内側面２１ａによって、第２ノズル２３に上記排気の流れの方向を定めるための固定翼を設けた場合と同じ効果が得られることを意味している。従って、上記面２５ａ，２１ａ，により、第２ノズル２３に固定翼を設けることなく上記効果を得ることができ、当該固定翼を設けることによる手間や費用の増大をなくすことができる。

（３）流量制御バルブ２５が開弁したときに対向する面２５ａと内側面２１ａとの傾斜に関しては、第２ノズル２３を通過して翼間流路１６に流入する排気の流れの方向がタービンホイール１４の回転にとって最適な方向となるよう設定されている。従って、同排気によりタービンホイール１４を回転させる際の回転効率を最良な状態とし、ひいてはターボチャージャ１１の過給効率を最良な状態とすることができる。

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態を図５〜図８に基づき説明する。
この実施形態は、第１実施形態の流量制御バルブ２５に、内燃機関の高回転時であって同機関の排気流量が多くなるとき、排気をタービンホイール１４の翼間流路１６を迂回して同ホイール１４の下流側に流す機能を持たせたものである。

図５は、この実施形態の流量制御バルブ２５、及び同バルブ２５の設けられた隔壁２０等を示す拡大断面図である。また、図６は、図５の流量制御バルブ２５及び隔壁２０を矢印Ｃ−Ｃ方向から見た断面図である。

図６に示されるように、上記流量制御バルブ２５のタービンホイール１４の中心線方向の幅Ｗ１、及び孔２１のタービンホイール１４の中心線方向の幅Ｗ２は、翼間流路１６の出口１６ｃを越えて下流側（図中左側）に延びている。そして、流量制御バルブ２５における翼間流路１６の出口１６ｃよりも下流側に延びた部分には、タービンホイール１４の中心線側（図中下側）に突出する突部２７が形成されている。この突部２７のタービンホイール１４側の面２７ａは、流量制御バルブ２５の閉弁時、隔壁２０のタービンホイール１４側の面２０ａと同一湾曲面上に位置するよう湾曲している。また、この突部２７は、流量制御バルブ２５の閉弁時、図５に二点鎖線で示されるように第２ノズル２３を形成する孔２１の内側面２１ａと交差した状態となるよう位置する。

内燃機関の低回時であって、流量制御バルブ２５が閉弁されているときには、第２ノズル２３のガス流通面積が「０」であるため、第２ノズル２３からの排気の流出は生じない。また、機関回転速度の上昇に伴い流量制御バルブ２５が開き始めた後であって同バルブ２５の開きが小さいときには、突部２７と孔２１の内側面２１ａとの交差部分（図５のＫ）が大きいため、排気が第２ノズル２３からタービンホイール１４の下流に流れようとしても、その排気の流れが上記突部２７によって禁止される。その結果、第２ノズル２３から流出する排気すべてが翼間流路１６に流入する。機関回転速度の更なる上昇に伴い流量制御バルブ２５を開弁方向に回動させてゆくと、突部２７と孔２１の内側面２１ａとの交差部分Ｋが小さくなってゆき、第２ノズル２３からタービンホイール１４下流への排気の流れが少しずつ許可される。このため、第２ノズル２３から流出する排気のうちのいくらかは、翼間流路１６を通らずにタービンホイール１４の下流に抜け始める。そして、突部２７と孔２１の内側面２１ａとの交差部分Ｋが小さくなるほど、第２ノズル２３から翼間流路１６を通らずにタービンホイール１４の下流に抜ける排気の量が多くなる。

図７は、流量制御バルブ２５の開弁により上記交差部分Ｋ（図５）がなくなった状態を示している。また、図８は、図７の流量制御バルブ２５及び隔壁２０を矢印Ｄ−Ｄ方向から見た断面図である。

内燃機関の高回転時であって同機関の排気流量が多くなるときには、図８に示されるように流量制御バルブ２５が開弁し、上記交差部分Ｋがなくなって突部２７が孔２１の内側面２１ａに対しタービンスクロール１７側に変位する。その結果、上記突部２７による第２ノズル２３からタービンホイール１４下流側への排気の流れの禁止が解除され、第２ノズル２３から流出する排気のうちの多くが、矢印Ｙ３で示されるように翼間流路１６を通らずにタービンホイール１４の下流側に流れるようになる。

この実施形態によれば、第１実施形態に記載した（１）〜（３）の効果に加え、以下に示す効果が得られるようになる。
（４）内燃機関の排気流量の多い機関中高回転時、機関回転速度の上昇に伴い排気流量が多くなるにつれて、流量制御バルブ２５を閉弁状態から徐々に開弁方向に回動させてゆくことにより、同バルブ２５の突部２７と孔２１の内側面２１ａとの交差部分Ｋ（図５）が徐々に小さくなってゆく。こうした交差部分Ｋの縮小に伴い、第２ノズル２３から流出する排気のうち翼間流路１６を通らずにタービンホイール１４の下流側に流れる排気の量が増える。従って、内燃機関の中回転域から高回転域にかけて、タービンホイール１４の回転にとって好ましい量の排気を第２ノズル２３から翼間流路１６に流すとともに、必要量以上の排気については翼間流路１６を迂回してタービンホイール１４の下流側に流すことができる。これにより、中回転域においてはタービンホイール１４の回転効率を好適な状態に維持し、ひいてはターボチャージャの過給効率を好適な状態に維持することができる。また、高回転域においては、第２ノズル２３から流出する排気のうちの多くが翼間流路１６を通らずにタービンホイール１４の下流側に流れるようになるため、内燃機関の排気流量の増大により排気抜けが悪化して排気抵抗が増大し、内燃機関の高速性能が低下するということを抑制できる。

（５）上記内燃機関の高速性能低下の抑制という効果は、同機関の高回転域に排気が翼間流路１６を迂回してタービンホイール１４の下流に流れることによって実現されるが、こうした排気の翼間流路１６迂回をウエイストゲートバルブ等の機構の追加を行わずに実現することができる。

［その他の実施形態］
なお、上記各実施形態は、例えば以下のように変更することもできる。
・流量制御バルブ２５及び孔２１を隔壁２０に対しタービンホイール１４の周方向に等間隔をおいて複数設けてもよい。具体的には図９及び図１０に示されるように流量制御バルブ２５及び孔２１が複数設けられる。なお、図９は流量制御バルブ２５及び孔２１を二つ設けた例であり、図１０は流量制御バルブ２５及び孔２１を三つ設けた例である。

・タービンスクロール１７内を仕切壁によって二つのスクロール通路に区画し、一方のスクロール通路を第１ノズル２２に繋ぐとともに、他方のスクロール通路を第２ノズル２３に繋ぐようにしてもよい。

本実施形態のターボチャージャにおける内燃機関の排気系側の部分を示す断面図。図１のターボチャージャにおけるタービンスクロール、第１ノズル、及び低速用固定翼等を矢印Ａ−Ａ方向から見た図。図１のターボチャージャにおける隔壁及び流量制御バルブを矢印Ｂ−Ｂ方向から見た断面図。流量制御バルブの閉じた状態を示す断面図。第２実施形態の流量制御バルブ及び隔壁を示す断面図。図５の流量制御バルブ及び隔壁を矢印Ｃ−Ｃ方向から見た断面図。上記流量制御バルブの開いた状態を示す断面図。図７の流量制御バルブ及び隔壁を矢印Ｄ−Ｄ方向から見た断面図。隔壁への流量制御バルブの他の設置例を示す断面図。隔壁への流量制御バルブの他の設置例を示す断面図。

符号の説明

１１…ターボチャージャ、１２…センタハウジング、１３…ロータシャフト、１４…タービンホイール、１５…羽根、１６…翼間流路、１６ａ…入口、１６ｂ…途中部、１６ｃ…出口、１７…タービンスクロール、１８…ノズルブロック、１９…スクロール通路、２０…隔壁、２０ａ…面、２１…孔、２１ａ…内側面、２２…第１ノズル、２３…第２ノズル、２４…低速用固定翼、２５…流量制御バルブ、２５ａ…面、２６…軸、２７…突部、２７ａ…面。

Claims

タービンホイールの周囲に設けられて内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内で前記タービンホイールの周方向に沿って流れる排気を同タービンホイールの翼間流路の入口に導く第１ノズルと、前記タービンスクロール内の排気を前記翼間流路の途中部に導く第２のノズルとを備え、前記翼間流路への排気の流入を通じて前記タービンホイールが回転するターボチャージャにおいて、
前記タービンホイール周りであって前記翼間流路の途中部の近傍に同タービンホイールを周方向に囲うように設けられた隔壁と、
前記隔壁に形成されて前記タービンスクロール内と前記翼間流路の途中部とを連通する孔と、
前記孔内に設けられて前記タービンホイールの中心線と平行に延びる軸を中心として回動することにより前記孔を開閉する流量制御バルブと、
を備え、
前記流量制御バルブは、前記タービンスクロール内での排気の流れる方向の上流側に位置する端部を前記孔内からタービンスクロール側にはみ出すように回動することで当該孔を開き、前記端部を前記孔内に収納するように回動することで当該孔を閉じるものであり、
前記第２ノズルは、前記流量制御バルブの回動時に接近・離間する同バルブと前記孔の内側面との対向面間に形成されている
ことを特徴とするターボチャージャ。
前記孔を閉じたときの前記流量制御バルブの前記タービンホイール側の面は、前記隔壁の前記タービンホイール側の面と同一の湾曲面上に位置するよう湾曲している
請求項１記載のターボチャージャ。
前記孔を開いたときの前記流量制御バルブと前記孔の内側面との対向面に関しては、前記タービンホイールに近づくほど同ホイールの回転方向前方に向かうように傾斜しており、その対向面の傾斜に関しては当該対向面間に形成された前記第２ノズルを通過して前記翼間流路に流入する排気の流れの方向が前記タービンホイールの回転にとって最適な方向となるよう設定されている
請求項１又は２記載のターボチャージャ。
前記孔及び前記流量制御バルブに関しては、それらの前記タービンホイールの中心線方向についての幅が前記翼間流路の出口を越えて下流側に延びており、
前記流量制御バルブにおける前記翼間流路の出口よりも下流側に延びた部分には、前記タービンホイールの中心線側に突出する突部が形成され、
前記突部は、前記流量制御バルブの閉弁時、前記第２ノズルを形成する前記孔の内側面と交差した状態となるように位置するものである
請求項１〜３のいずれか一項に記載のターボチャージャ。
前記孔及び前記流量制御バルブは、前記タービンホイールの回転方向に等間隔おいて複数設けられている
請求項１〜４のいずれか一項に記載のターボチャージャ。