JP2008163761A - ラジアルタービン - Google Patents

Abstract

【課題】流路壁面近傍を流れる流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させる。
【解決手段】外周側から吹き付けられる流体により回転力を得るラジアルタービンインペラ２１を備えるラジアルタービンであって、ラジアルタービンインペラ２１への流体入口流路ｆを形成する壁面７２ａ，７３ａに、流体のラジアルタービンインペラ２１への吹き付け方向ｓに略沿って延在する溝ｇ，ｇ´が複数形成される。
【選択図】図２

Description

本発明は、ラジアルタービンに関する。

従来のラジアルタービンについて図６〜図８を用いて説明する。
まず、図６に示すように、従来のラジアルタービンにおいて、ラジアルタービンインペラに吹き付けられる流体Ｇは、ラジアルタービンインペラの外周を旋回しつつ内側へ向かう。この流体Ｇには旋回による遠心力が作用しており、この遠心力の値は、流体Ｇの流速に応じた値になっている。

図７は、図６のＡ点における紙面直交方向の流体Ｇの流速分布及び圧力分布を示すグラフである。流体Ｇの流速は、流体Ｇの粘性のために、流路を形成する壁面の近傍（壁際）で遅く、壁面から遠い主流部で速くなっている。

上記Ａ点における圧力は、主流部の遠心力に釣り合う値であり、更に、図７に示すように一方の壁面から他方の壁面まで一様である。そして、図６に示すように、流体Ｇの流れに従って、Ａ点よりも外周側では圧力が高く、Ａ点よりも内周側では圧力が低くなっている。つまり、圧力は、外周側から内周側へと下降する勾配を持っている。
上記のような流速・圧力分布により、壁際の流体Ｇは、流速が遅く遠心力が小さいので、遠心力が圧力に釣り合わずに、外周側から内周側へ向かう力を受ける。これにより、壁際の流体Ｇは、図６に破線矢印で示すように、主流部の流体よりも急な弧を描いて内側へと向かう。つまり、主流部と壁際とでは、流体Ｇの流速のみならず流れ方向も異なる。

このような壁際での流体の挙動は、上記の対向する壁面の間に可動のノズルベーンを備えるラジアルタービンにおいては、ノズルベーンの開度が小さいときにより顕著になる。
また、ノズルベーンの開度が小さいときには、ノズルベーンの背面側（外周側）にかかる圧力がノズルベーンの腹面側（内周側）にかかる圧力よりも高くなる。このため、ノズルベーンと上記壁面との間に隙間があると、図８に示すように、隙間を通る漏れ流れが生じ、壁際での流体の流れ方向が更に内側へずれる。

上記ようなの流路を形成する壁面の近傍における流体の挙動についての研究結果が、非特許文献１に開示されている。
「ラジアルタービンのノズル性能に関する研究」 第５５回ターボ機会協会総会講演会 資料 ８２〜８７頁

上記非特許文献１に開示されているように、ラジアルタービンにおいて、ラジアルタービンインペラに吹き付けられる流体は、この流体の流路を形成する壁面の近傍（壁際）では、壁面から離れた主流部とは異なる流速及び流れ方向で流れてしまう。このため、主流部で設計時に意図した流速及び流れ方向で流れる流体の流量が減少するので、効率が得にくいという問題がある。
また、壁際と主流部とで流速及び流れ方向が異なってしまった流体は、下流で合流するが、このとき、異なる流れが混ざることにより損失が発生してしまう。
更に、可動のノズルベーンを備えるラジアルタービンにおいては、ノズルベーンと流路壁面との間の隙間を通る漏れ流れが生じるために、主流部の流量が更に減少し、更に効率を低下させる原因となっている。

本発明は、上述した事情に鑑みてなされたもので、流路壁面近傍を流れる流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させることを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明では、第１の手段として、外周側から吹き付けられる流体により回転力を得るラジアルタービンインペラを備えるラジアルタービンであって、前記ラジアルタービンインペラへの流体入口流路を形成する壁面に、前記流体の前記ラジアルタービンインペラへの吹き付け方向に略沿って延在する溝が複数形成されていることを特徴とするラジアルタービンを採用した。

上記構成によれば、流体入口流路の壁面近傍を流れる流体は、溝によって案内されるので、壁際の流体の流れ方向が主流部の流れ方向に近づくため、壁際の流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させることができる。

なお、特開２００６−２５８１０８号公報（特に図１及び図３参照）には、溝が形成されたタービンが開示されている。しかし、上記公報に開示されたタービン１００（又は２００）の溝１０１（又は２０１）は、ノズルウェーク共振の発生を抑制してタービンホイールの破損を防止するためのものであり、また、ピボットピッチサークル２７と同心円状に設けられている。したがって、本発明とは目的、構成及び効果が異なるものである。

また、第２の手段として、上記第１の手段に係るラジアルタービンにおいて、前記壁面は、前記ラジアルタービンインペラと同心且つ前記ラジアルタービンインペラの軸線方向に所定間隔あけて対向配設された一対の環状壁面からなり、前記溝は、前記一対の環状壁面の両方又は一方に形成されているものを採用した。

第３の手段として、上記第１又は２の手段に係るラジアルタービンにおいて、前記壁面に支持されて前記軸線方向に平行な回動軸周りに回動自在であるノズルベーンが、前記ラジアルタービンインペラの周囲に互いに所定間隔あけて複数配設され、前記溝は、少なくとも前記ノズルベーンの下流側に形成されているものを採用した。

第４の手段として、上記第３の手段に係るラジアルタービンにおいて、前記溝は、前記ノズルベーンよりも多数形成されているものを採用した。

第５の手段として、上記第３又は４の手段に係るラジアルタービンにおいて、前記溝は、前記ノズルベーンが回動範囲の略中間位置に位置するとき、前記ノズルベーンに略沿って延在するように形成されているものを採用した。

第６の手段として、上記第３から５のうち何れかの手段に係るラジアルタービンにおいて、前記溝は、前記ラジアルタービンインペラの半径方向に対して６５°以上８５°以下の角度で傾いて延在しているものを採用した。

本発明によれば、流体入口流路の壁面近傍を流れる流体は、溝によって案内されるので、壁際の流体の流れ方向が主流部の流れ方向に近づくため、壁際の流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させることができる。

以下、本発明の一実施形態について図面を参照して説明する。
図１は、本実施形態における過給機１の概略構成を示した断面図である。この図に示すように、過給機１は、タービン２、コンプレッサ３及び連結部４を備えている。
タービン２（ラジアルタービン）は、タービンインペラ２１（ラジアルタービンインペラ）、タービンハウジング２２及びノズル部２３等からなる。
コンプレッサ３は、コンプレッサインペラ３１及びコンプレッサハウジング３２からなる。連結部４は、シャフト４１、ベアリングハウジング４２及び流体軸受４３からなる。

タービンインペラ２１及びコンプレッサインペラ３１は、ディスクの一面に複数の翼が立設されたラジアルインペラである。タービンインペラ２１は、その外周側から吹き付けられる排気ガスＧが隣り合う翼の間を流れて軸線方向へ抜けることによってトルクを受けて回転する。コンプレッサインペラ３１は、回転駆動されることによりディスクの翼が立設された側に軸線方向から流入する外気を圧縮する。

シャフト４１の軸心は、タービンインペラ２１及びコンプレッサインペラ３１の回転軸と同心である。シャフト４１の一端部にはタービンインペラ２１が溶接等により一体化され、他端部にはコンプレッサインペラ３１がボルト等を介して一体的に結合されている。

タービンハウジング２２は、タービンインペラ２１を覆いスクロール流路Ｆを形成するものである。スクロール流路Ｆの内周側には、環状の排気ガス流路ｆ（流体入口流路）が形成されている。
また、タービンハウジング２２は、外側に突出した排気ガス導入路５１を有している。この排気ガス導入路５１は、内燃機関Ｅの排気口Ｅ２に接続されて、内燃機関Ｅが排出する排気ガスＧをスクロール流路Ｆに導き入れる。更に、タービンハウジング２２には、シャフト４１の同軸上に位置させて排気ガス排出口５２が形成されている。この排気ガス排出口５２は、排気筒（図示せず）等に接続される。

コンプレッサハウジング３２は、コンプレッサインペラ３１を覆うものである。コンプレッサハウジング３２には、シャフト４１と同軸上に位置させて吸気口６１が形成されている。この吸気口６１から外気が吸引される。
また、コンプレッサハウジング３２は、外周側から突出した吐出流路６２を有している。この吐出流路６２は、内燃機関Ｅの給気口Ｅ１に接続されて、加圧空気を内燃機関Ｅへと導く。

ベアリングハウジング４２は、シャフト４１を囲むと共に、タービンハウジング２２とコンプレッサハウジング３２とを気密に連結する。
流体軸受４３は、シャフト４１をベアリングハウジング４２に対して回転自在に支持する。

ノズル部２３は、ノズルベーン７１、シュラウド７２、ハブ側リング７３及びベーン駆動機構７４を有している。
ノズルベーン７１は、羽根部８１及び軸部８２を有している。羽根部８１は、表裏に排気ガスＧを案内する流体案内面８１ａ，８１ｂを有し、該流体案内面８１ａ，８１ｂによって排気ガスＧを案内するものである。軸部８２は、羽根部８１の流体案内面８１ａ，８１ｂに直交する端面８１ｃに突設され、羽根部８１の回動軸を構成するものである。

シュラウド７２及びハブ側リング７３は、タービンハウジング２２の内周側に固定的に配設されてタービンインペラ２１の外周を囲む環状の部材であって、それぞれ環状の平面（環状壁面）７２ａ，７３ａを有している。これらの環状壁面７２ａ，７３ａは、対をなし、タービンインペラ２１の軸線方向に所定間隔あけて対向して、上述の排気ガス流路ｆを形成し、排気ガスＧをタービンインペラ２１の軸線方向に導く。

また、シュラウド７２の環状壁面７２ａには、ノズルベーン７１の軸部８２が挿し込まれる複数の孔が所定間隔毎に形成されている。この孔に軸部８２が挿し込まれることにより、ノズルベーン７１が回動自在に支持される。

ここで、図２は、タービンインペラ２１、ノズルベーン７１及びハブ側リング７３を図１における左側から見た模式図である。また、図３は、ノズルベーン７１の周囲を拡大して示す断面図である。
ノズルベーン７１の最下流部をｐとし、タービンインペラ２１の回転軸上で前記最下流部ｐに最も近接する点をｘとし、この点ｘと前記最下流部ｐとを通る仮想線Ｌがノズルベーン７１となす角をαとすると、ノズルベーン７１は、角αが６５°以上８５°以下の範囲で回動する。

ハブ側リング７３の環状壁面７３ａには、上記回動範囲の略中間位置に位置するときの各ノズルベーン７１に略沿って延在する溝ｇが形成されている。より詳細には、溝ｇの最下流部をｑとし、この最下流部ｑと前記点ｘとを通る仮想線Ｌ´が溝ｇとなす角をβとすると、角βの角度は７５°〜８０°程度にされている。このような溝ｇは、ノズルベーン７１の下流側端部近傍からタービンインペラ２１の外周近傍までの長さで形成されている。

また、隣り合う溝ｇの間には、複数の溝ｇ´が形成されている。溝ｇ´は、該溝ｇ´での角βが上記と同じく７５°〜８０°程度の角度になるよう形成されている。
そして、シュラウド７２の環状壁面７２ａにも、上記溝ｇ及び溝ｇ´と同様の溝が形成されている。

ベーン駆動機構７４は、ノズルベーン駆動リング９１、ノズルベーン駆動軸９２、ノズルリンク板９３、駆動軸９４、ピストンロッド９５及び連結部９６，９７を備えている。
ノズルベーン駆動リング９１は、シュラウド７２に対して回動自在に設置されている。ノズルベーン駆動軸９２は、ノズルベーン７１と同数設けられ、ノズルベーン駆動リング９１に貫装されている。ノズルリンク板９３は、各ノズルベーン７１の軸部８２と各ノズルベーン駆動軸９２とを、クランク状に連結する。

駆動軸９４は、一端部を連結部９６によってピストンロッド９５と連結されており、ピストンロッド９５の往復運動によって回動される。また、駆動軸９４は、他端部を連結部９７によってノズルベーン駆動リング９１に連結されており、ノズルベーン駆動リング９１は、駆動軸９４の回転運動によって回動される。
そして、ベーン駆動機構７４は、各ノズルベーン７１間の隙間を調節することによって、タービンインペラ２１に供給される排気ガスの流量及び流速を調節する。

このような構成において、タービン２、コンプレッサ３及び連結部４は、過給機１の周知の機能を実現する。以下、このように構成された過給機１のタービン２における排気ガスＧの特徴的動作について説明する。

ノズルベーン７１の流体案内面８１ａ，８１ｂによって案内されてタービンインペラ２１に吹き付けられる排気ガスＧの主流部の吹き付け方向を図２に矢印ｓにて示す。
排気ガス流路ｆを構成する環状壁面７２ａ，７３ａには、溝ｇ，ｇ´が形成されているので、壁際を流れる排気ガスＧの流れ方向は、溝ｇ，ｇ´の延在方向によって規制を受ける。即ち、壁際を流れる排気ガスＧは、溝ｇ，ｇ´に沿って流れることにより主流部を流れる排気ガスＧと略同じ方向に流れて、タービンインペラ２１に吹き付けられることとなる。つまり、壁際の排気ガスＧも、矢印ｓで示す吹き付け方向にてタービンインペラ２１に吹き付けられる。

したがって、本実施形態によれば、タービンインペラ２１に吹き付けられる排気ガスＧが、壁際と主流部とで略同じ方向に流れるので、壁際の流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させることができる。

なお、本実施形態では、環状壁面の両方７２ａ，７３ａに溝ｇ，ｇ´を形成したが、実施にあたっては、環状壁面７２ａ，７３ａの一方に形成されていてもよい。
また、本実施形態では、溝ｇ，ｇ´は、図２において直線状に図示したが、実施にあたっては、曲線状に形成されていてもよい。
更に、溝ｇ，ｇ´の断面形状としては、例えば図４に示すようなものが考えられる。但し、実施にあたっては、図４に例示したものに限られない。

次に、他の実施形態について説明する。前実施形態と同じ部分については、同じ符号を用いて説明する。図５は、本実施形態における溝ｇ２の形成例を示す模式図である。本実施形態のラジアルタービンは、ノズルベーンを備えない型のものである。

ノズルがない場合、溝ｇ２は、スクロール角と同じ角度に形成する。ここで、スクロール角とは、タービンインペラ２１外周の一点における半径方向と、この点への排気ガスＧ主流部の吹き付け方向（矢印ｓにて図示する）と、がなす角α２である。この角α２の角度は、例えば、６５°以上８５°以下程度、好ましくは７５°〜８０°程度である。
溝ｇ２は上記矢印ｓにて図示する排気ガスＧの主流部の吹き付け方向に沿って形成されている。

このような構成により、壁際を流れる排気ガスＧの流れ方向は、溝ｇ２の延在方向によって規制を受ける。即ち、壁際を流れる排気ガスＧは、溝ｇ２に沿って流れることにより主流部を流れる排気ガスＧと略同じ方向に流れて、タービンインペラ２１に吹き付けられることとなる。つまり、壁際の排気ガスＧも、矢印ｓで示す吹き付け方向にてタービンインペラ２１に吹き付けられる。

したがって、本実施形態によれば、タービンインペラ２１に吹き付けられる排気ガスＧが、壁際と主流部とで略同じ方向に流れるので、壁際の流体が主流部の流れ方向と異なることによる損失を低減し、効率を向上させることができる。

本発明の一実施形態における過給機１の概略構成を示した断面図である。 本発明の一実施形態におけるタービンインペラ２１、ノズルベーン７１及びハブ側リング７３の模式図である。 本発明の一実施形態におけるノズルベーン７１の周囲を拡大して示す断面図である。 本発明の一実施形態における溝ｇ，ｇ´の断面形状の例を示す模式図である。 本発明の他の実施形態（ノズルベーンがないラジアルタービン）における溝の形成例を示す模式図である。 従来のラジアルタービンの一例を示す模式図である。 図６のＡ点における流体Ｇの流速分布及び圧力分布を示すグラフである。 従来のラジアルタービンの一例における漏れ流れを示す模式図である。

符号の説明

１…過給機、
２…タービン（ラジアルタービン）、 ２１…タービンインペラ（ラジアルタービンインペラ）、 ２３…ノズル部、 ７１…ノズルベーン、 ７２…シュラウド、 ７２ａ…環状壁面（壁面）、 ７３ａ…環状壁面（壁面）、 ８１…羽根部、 Ｇ…排気ガス（流体）、 ｆ…排気ガス流路（流体入口流路）、 ｇ，ｇ´…溝、

Claims (6)

1. 外周側から吹き付けられる流体により回転力を得るラジアルタービンインペラを備えるラジアルタービンであって、
   前記ラジアルタービンインペラへの流体入口流路を形成する壁面に、前記流体の前記ラジアルタービンインペラへの吹き付け方向に略沿って延在する溝が複数形成されている
   ことを特徴とするラジアルタービン。
2. 前記壁面は、前記ラジアルタービンインペラと同心且つ前記ラジアルタービンインペラの軸線方向に所定間隔あけて対向配設された一対の環状壁面からなり、
   前記溝は、前記一対の環状壁面の両方又は一方に形成されている
   ことを特徴とする請求項１に記載のラジアルタービン。
3. 前記壁面に支持されて前記軸線方向に平行な回動軸周りに回動自在であるノズルベーンが、前記ラジアルタービンインペラの周囲に互いに所定間隔あけて複数配設され、
   前記溝は、少なくとも前記ノズルベーンの下流側に形成されている
   ことを特徴とする請求項１又は２に記載のラジアルタービン。
4. 前記溝は、前記ノズルベーンよりも多数形成されている
   ことを特徴とする請求項３に記載のラジアルタービン。
5. 前記溝は、前記ノズルベーンが回動範囲の略中間位置に位置するとき、前記ノズルベーンに略沿って延在するように形成されていることを特徴とする請求項３又は４に記載のラジアルタービン。
6. 前記溝は、前記ラジアルタービンインペラの半径方向に対して６５°以上８５°以下の角度で傾いて延在している
   ことを特徴とする請求項３から５のうち何れか一項に記載のラジアルタービン。

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