JP2020118105A - 過給機用軸流タービン - Google Patents

Abstract

【課題】タービン駆動力を低下させることなく、大気及び潤滑油等が軸シール部からガス流路に漏出する量を低減可能な過給機用軸流タービンを提供する。【解決手段】ハブの径方向外側へ突設された複数の動翼６０を含むタービンロータ及びタービンロータ及び回転軸を収容する回転軸収容部と、流入したガスを回転軸周りに旋回させるスクロール部と、スクロール部の出口から流出したガスの向きを回転軸に平行な軸方向へ変更することによりガスを複数の動翼へと導流するベンド部２３と、が形成されたハウジングを備える。ハブの外周面に複数の動翼の前縁６１と後縁６２との間において翼弦方向に延びる凹状の圧力面６３とハブの外周面との交差部５３に沿って動翼の軸方向中央部５５からハブのベンド部側の端部５４まで溝５２が形成される。【選択図】図３

Description

本発明は、ハウジングに形成されたベンド部によりスクロール部から流入したガスの向きを軸方向に変更し、軸方向に流れるガスを複数の動翼へと導流する過給機用軸流タービンに関する。

近年、自動車用ターボチャージャ等に用いられる小型過給機において、低イナーシャ化によるターボラグの低減及びタービン効率の向上等を目的として、従来の遠心タービンに代えて、軸方向に流れるガスによってタービンロータを回転させる軸流タービンが開発されてきている。軸流タービンにおいては、径方向外側に位置するスクロール部から径方向内側且つタービンロータの排気上流側に位置するベンド部にガスが流れ込むこと及びベンド部においてガスの進路が変更されることに伴ってタービンロータの入口及びその近傍のガスの流速が増加する。そのため、タービンロータの入口及びその近傍におけるガスの圧力が低下することが知られている。従って、排気圧が比較的低い場合には、タービンロータの入口及びその近傍におけるガスの圧力が負圧になることがある。

タービンロータの入口及びその近傍におけるガスの圧力が負圧になると、回転軸の軸受をその内部に含む回転軸収容部内の大気及び潤滑油等が軸シール部を抜けてガス流路（ベンド部及びタービンロータの動翼部）に漏出し、その結果、タービン効率の低下及び動翼のエロージョンを招く虞がある。

そこで、従来の過給機用軸流タービンの一つ（以下、「従来タービン」と称呼する。）は、図１１に示したように、タービンロータ９４０のハブ９５０の上流側端面９５４に対向するハウジング端面よりも上流側の位置に、ベンド部９２３と第１回転軸収容部９２１ａとを連通するバイパス流路９２５が形成されたハウジング構造を有している（例えば、特許文献１を参照。）。これにより、第１回転軸収容部９２１ａには、ベンド部９２３の上流側の比較的高い圧力のガスがバイパス流路９２５を経由して流入するので、第１回転軸収容部９２１ａ内のガスの圧力は比較的高い圧力に維持される。その結果、第１回転軸収容部９２１ａ内のガスの圧力が負圧になる機会が減少する。これにより、低温の外気（大気）及び潤滑油等が第２回転軸収容部９２１ｂから軸シール部９３２を介して第１回転軸収容部９２１ａ及びガス流路（ベンド部９２３及びタービンロータ９４０の動翼部９６０）に漏出する量を低減することができる。

国際公開第２０１４／０３３９２０号

しかしながら、従来タービンによれば、ベンド部に流入した排気ガスの一部をバイパス流路に分岐してシールガスとして利用するため、タービンロータを回転させるためのガスの流量を低下させてしまう。その結果、タービンロータの回転速度が低下し、タービン駆動力が低下する虞がある。

本発明は上記問題に対処するために為されたものである。即ち、本発明の目的の一つは、タービン駆動力を低下させることなく、大気及び潤滑油等が軸シール部からガス流路に漏出する量を低減可能な過給機用軸流タービンを提供することにある。

本発明の過給機用軸流タービン（以下、「本発明タービン」とも称呼する。）（１０）は、軸受（３１）と、回転軸（３０）と、タービンロータ（４０）と、ハウジング（２０）とを備える。

前記回転軸は、前記軸受によって回転可能に支持されている。前記タービンロータは、前記回転軸の軸端（３０ａ）に当該回転軸と同軸且つ一体回転可能に固定されたハブ（５０）及び前記ハブの外周面（５１）から当該ハブの径方向外側へ突設された複数の動翼（６０）を含んでいる。前記ハウジングには、前記タービンロータ及び前記回転軸を収容する回転軸収容部（２１）と、流入したガスを前記回転軸周りに旋回させるスクロール部（２２）と、前記スクロール部の出口（２２ａ）から流出したガスの向きを前記回転軸に平行な軸方向へ変更することによりガスを前記複数の動翼へと導流するベンド部（２３）と、が形成されている。

ところで、前述したように、ベンド部を通過したガスは、タービンロータの入口及びその近傍においてその圧力が低下する。しかし、ベンド部を通過したガスは、複数の動翼へと導流されると、動翼の壁面に衝突し、その流速が低下する。これに伴って動翼の壁面及びハブの外周面にガスの圧力が相対的に高くなる「高圧力領域」が生じる。ハブの外周面上における「高圧力領域」は、ガスが衝突する壁面（後述の圧力面）とハブの外周面との交差部に沿って、動翼の軸方向中央部分からハブのベンド部側（上流側）端部までの部分である。

そこで、本発明タービンには、前記ハブの外周面に、前記複数の動翼の前縁（６１）と後縁（６２）との間において翼弦方向に延びる凹状の壁面である圧力面（６３）と前記ハブの外周面との交差部（５３）に沿って前記動翼の前記軸方向の中央部分（５５）から前記ハブの前記ベンド部側の端部（５２１）まで溝（５２）が形成される。

これによれば、圧力面に衝突して圧力が増加したガスの一部は、ベンド部から流入するガスの流れとは反対の方向に、溝に沿ってベンド部側の端部に流出し、ベンド部の壁面とハブのベンド部側（上流側）底面との間の空隙を通って回転軸収容部に流入する。従って、回転軸収容部内のガスの圧力を比較的高い圧力に維持することができ、そのため、外気や潤滑油の軸シール部からの漏出を低減することができる。このとき、スクロール部からベンド部に流入するガスはすべてタービンロータの回転に利用されるから、タービン駆動力を低下させることがない。つまり、本発明タービンによれば、タービン駆動力を低下させることなく外気及び潤滑油等が軸シール部からガス流路へ漏出する量を低減可能な過給機用軸流タービンを提供することができる。

上記説明においては、発明の理解を助けるために、実施形態に対応する発明の構成に対して、実施形態で用いた符号を括弧書きで添えているが、発明の各構成要件は、前記符号によって規定される実施形態に限定されるものではない。本発明の目的、他の特徴及び付随する利点は、以下の図面を参照しつつ記述される本発明の実施形態についての説明から容易に理解されるであろう。

図１は、本発明の実施形態に係る過給機用軸流タービンの構成を示した概略断面図である。 図２は、図１に示したタービンロータの一部を拡大して排気上流側から見た部分斜視図である。 図３は、図１に示したタービンロータのエンドウォール（ハブ外周面）の展開図である。 図４は、図１に示したベンド部及び動翼を含むガス流路におけるガスの速度分布を示した断面図である。 図５は、図１に示したベンド部及び動翼を含むガス流路におけるガスの静圧分布を示した断面図である。 図６は、図１に示したタービンロータのエンドウォール及び溝におけるガスの静圧分布を示した部分斜視図である。 図７は、図１に示したタービンロータのエンドウォール及び溝におけるガスの流れを示した部分斜視図である。 図８は、図１に示したタービンロータの動翼におけるガスの静圧分布を示した概略断面図である。 図９は、図１に示したタービンロータの回転軸収容部におけるガスの流れを示した概略断面図である。 図１０は、本発明の他の実施形態に係る過給機用軸流タービンのタービンロータに形成された溝の形状を示した部分斜視図である。 図１１は、従来例に係る過給機用軸流タービンの構成を示した概略断面図である。

（構成）
図１乃至図３を参照しながら、本発明の実施形態に係る「過給機用軸流タービン」（以下、「本タービン」とも称呼される。）１０の構成について説明する。

図１に示したように、本タービン１０は、ハウジング２０、回転軸３０及びタービンロータ４０等を備えている。

ハウジング２０は、回転軸３０及びタービンロータ４０等の構成部品を収容する。
ハウジング２０の内部には、回転軸収容部２１、スクロール部２２、ベンド部２３及び下流側流路部２４が形成されている。

回転軸収容部２１は、中心軸線ＣＬと同軸な略円筒形状を有しており、中心軸線ＣＬを含むハウジング２０の中心部分に形成されている。

スクロール部２２は、主としてハウジング２０の外周部分において中心軸線ＣＬ周りに略ドーナツ形状に形成されている。スクロール部２２は、本タービン１０が搭載される車両の図示しない排気管と連通している。従って、スクロール部２２には、上記車両の図示しない内燃機関の燃焼室から排出された排気ガス（以下、単に「ガス」とも称呼される。）が排気管を通って導入される。スクロール部２２は、流入したガスを回転軸３０周りに旋回させる。

ベンド部２３は、スクロール部２２よりも径方向内側且つ回転軸収容部２１よりも径方向外側に形成されている。ベンド部２３は、連通部２２ａにおいてスクロール部２２と連通している。連通部２２ａは、スクロール部２２のガスの出口であり、ベンド部２３のガスの入口である。中心軸線ＣＬと平行な向きにおいて、連通部２２ａの開口の長さは、スクロール部２２の開口の長さよりも短い。ベンド部２３は、連通部２２ａから径方向内向きにベンド部２３内に流入したガスの進路を中心軸線ＣＬに対して略平行な向きに変更する。言い換えると、図１に矢印Ａ１にて示したように、ベンド部２３は、ガスの進路を紙面下向きから紙面右向きに変更する。なお、実際には連通部２２ａからベンド部２３内に流入したガスは回転軸３０周りに渦を巻いているので、より正確には、ベンド部２３は、ガスの流れる方向を、回転軸３０と平行な方向の成分を殆ど含まない方向から径方向の成分を殆ど含まない方向に変更していると言える。

下流側流路部２４は、ベンド部２３よりも排気下流側（図１においてベンド部２３よりも紙面右側）に形成されている。下流側流路部２４は、図示しない下流側の排気管と連通しており、ガスが下流側流路部２４を通って下流側の排気管に排出される。

回転軸３０は、回転軸収容部２１に収容されている。更に、回転軸３０は、ハウジング２０と回転軸３０との間に設けられた軸受３１によって中心軸線ＣＬ周りをハウジング２０に対して相対回転可能に支持されている。

回転軸３０には、軸受３１よりも下流側流路部２４側（紙面右側）にシールリング３２が設けられる。シールリング３２は、例えば、回転軸３０にその周方向に形成された図示しないシールリング溝に嵌合するように固定され、これにより、軸方向に移動しないように構成されている。シールリング３２は、回転軸３０及び回転軸収容部２１の内周面２１１との間において「軸シール部」を構成している。

シールリング３２を含む軸シール部は、回転軸収容部２１を第１回転軸収容部（シールリング３２よりも紙面右側の空間）２１ａと第２回転軸収容部（シールリング３２よりも紙面左側の空間）２１ｂとに区画している。

第１回転軸収容部２１ａは、ベンド部２３の外側壁部２３ａと、タービンロータ４０との間の空隙２１２においてベンド部２３及び下流側流路部２４を含むガス流路と連通している。

第２回転軸収容部２１ｂには、主として軸受３１を滑らかに作動させるとともに軸受３１の摩耗を防止するための潤滑油が充填されている。第２回転軸収容部２１ｂは大気に開放されているので、第２回転軸収容部２１ｂ内の圧力は大気圧となっている。シールリング３２は、第２回転軸収容部２１ｂ内の潤滑油を第１回転軸収容部２１ａに漏出し難くするように設けられている。

回転軸３０の軸端部３０ａ（図１において回転軸３０の右端部）には、タービンロータ４０が設けられている。より具体的に述べると、タービンロータ４０は、ハブ５０及び複数の動翼６０を含んでいる。ハブ５０は、軸受３１から遠ざかるほど（紙面右側にいくほど）回転半径が小さくなる円錐台形状を有している。ハブ５０は、回転軸３０の軸端部３０ａに回転軸３０と同軸且つ一体回転可能に固定されている。

複数の動翼６０は、ハブ５０の外周面（以下、「エンドウォール」とも称呼する。）５１にハブ５０の径方向外側に突設されている。従って、複数の動翼６０は、ハブ５０と一体的に中心軸線ＣＬ周りを回転可能である。複数の動翼６０は、ベンド部２３と下流側流路部２４との間に配置される。従って、ベンド部２３を通過したガスは、複数の動翼６０の間を通って下流側流路部２４に流入する。なお、図１には複数の動翼６０のうち１枚の動翼６０のみが示されている。

図２は、ベンド部２３側からタービンロータ４０の一部分を拡大して見た斜視図である。図２に示したように、複数の動翼６０は、エンドウォール５１に周方向に等間隔に配置されている。図２において、矢印Ａ２は、ガスが複数の動翼６０の間に流入する向きを表している。以下、タービンロータ４０にガスが流入する側（即ち、ベンド部２３側）はタービンロータ４０の「上流側」とも称呼され、タービンロータ４０からガスが流出する側（即ち、下流側流路部２４側）はタービンロータ４０の「下流側」とも称呼される。複数の動翼６０のそれぞれは、上流側（紙面の左下方）から下流側（紙面の右上方）に向かって右方向に滑らかに屈曲している。なお、図２において図１に示した中心軸線ＣＬと平行な方向は矢印Ａ３にて示されている。

エンドウォール５１には複数の動翼６０とそれぞれ対をなす溝（くぼみ）５２が形成されている。より具体的に述べると、溝５２は、動翼６０の前縁６１と後縁６２との間において翼弦方向に延びる凹状の壁面である圧力面６３とエンドウォール５１との交差部（以下、「圧力面交差部」と称呼する。）５３に沿ってタービンロータ４０の上流側端部５２１から中心軸線ＣＬ方向（以下、単に「軸方向」と称呼する。）中央部５５にかけて形成されている。

上流側端部５２１は、ハブ５０の上流側底面５４と溝５２との交差部である。上流側端部５２１は、円弧状に形成されている。溝５２の深さは、軸方向中央部５５においてゼロであり、上流側端部５２１に向かって徐々に深くなり、上流側端部５２１において最も深くなる。ハブ５０の回転面（中心軸線ＣＬと直交する面）による溝５２の断面形状は、上流側端部５２１の形状と同様、円弧状である。一方、中心軸線ＣＬを含む面による溝５２の断面は、図１の破線５２２に示したように、紙面左方向に向かうにつれて滑らかに中心軸線ＣＬに近付くように形成されている。この破線５２２は、以下、溝５２の「底部５２２」とも称呼される。

図３は、ハブ５０の外周面（エンドウォール）５１を平面状に展開した「展開図」である。図３においては、図１と同様に、紙面左方がベンド部２３（即ち、上流側）、紙面右方が下流側流路部２４（即ち、下流側）である。本明細書の説明において、動翼６０の前縁６１と後縁６２との中心軸線ＣＬ方向（以下、単に「軸方向」と称呼する。）における距離Ｌｗは「コード長」と定義される。軸方向中央部５５の前縁６１からの距離は、コード長Ｌｗの１／２の長さＬｇ１に設定されている。一方、溝５２の上流側端部５２１における周方向の長さ（溝の幅）Ｗｇ１は、動翼６０のピッチＰの半分の長さ（即ち、Ｐ／２）に設定されている。

本実施形態において、タービンロータ４０の外径（即ち、動翼６０の外周端と中心軸線ＣＬとの距離の２倍の長さ）は４２ｍｍ、タービンロータ４０の内径（ハブ５０の上流側底面５４の直径）は２５ｍｍ、コード長Ｌｗは１０ｍｍ、隣り合う動翼６０のピッチＰは４ｍｍである。従って、溝５２の軸方向の長さＬｇ１は、５ｍｍ、上流側端部５２１における溝の幅Ｗｇ１は２ｍｍである。溝５２の上流側端部５２１における深さは１ｍｍである。なお、上記寸法を示す数値は、あくまで例示であり、これらの数値は適宜変更される。従って、本発明に係る軸流タービンがこれらの数値により限定されることはない。

（作動）
次に、本実施例に係るベンド部２３におけるガスの流速分布及び静圧分布について図４及び図５を参照しながらそれぞれ説明する。

図４には、計算流体力学（ＣＦＤ）により計算された、ベンド部２３及び下流側流路部２４内を流れるガスの速度分布が速度等高線により表される。速度等高線は、ガスの流速が等しい部位を同一の線で結んだ線である。速度等高線のそれぞれには、流速の大きさを相対的に示す指数が付されている。図４において、ベンド部２３の入口（スクロール部出口２２ａに相当）におけるガスの流速のマッハ数は約０．３である。

一般的に角運動量保存則によれば、径の中心に向かうほどガスの流速は高くなる。ベンド部２３の出口部（動翼６０への流入部分であってエンドウォール５１に近い部分）２３ｂにおけるガスの流速Ｖout は、連通部２２ａにおけるガスの流速Ｖin、連通部２２ａの中心軸線ＣＬからの距離Ｒin及びベンド部２３の出口部２３ｂの中心軸線ＣＬからの距離Ｒout を用いて、以下の（１）にて表される。

Ｖout＝Ｖin・（Ｒin／Ｒout） …（１）

図４の例示において、連通部２２ａの中心軸線ＣＬからの距離Ｒinは、約４７ｍｍ、ベンド部２３の出口部２３ｂの中心軸線ＣＬからの距離は、約１６ｍｍである。従って、上記（１）によれば、ベンド部２３の出口部２３ｂにおける流速Ｖout はマッハ数０．８８と算出される。更に、ベンド部２３の出口部２３ｂにおいては、ベンド部２３の屈曲した外側壁部２３ａによりガスの流れの向きが大きく変更されるので、流速が増加して流速が最も高くなる。ＣＦＤの計算結果によれば、出口部２３ｂにおける流速のマッハ数は約０．８である。従って、ＣＦＤにより求められたマッハ数と角運動量保存則に基づいて算出したマッハ数とは概ね一致する。その後、ガスが複数の動翼６０の間（以下、「翼間流路７０」と称呼する。）に流入すると、ガスが動翼６０に衝突してその流速が低下することが理解される。

図５には、図４と同様に、スクロール部２２、ベンド部２３、下流側流路部２４及びタービンロータ４０の断面図が示されている。図５には、ＣＦＤにより計算された、ベンド部２３及び下流側流路部２４内のガスの静圧分布が圧力等高線により表される。

圧力等高線は、ガスの圧力が等しい部位を同一の線で結んだ線である。圧力等高線のそれぞれには、圧力の大きさを相対的に示す指数が付されている。例えば、指数１００は、約１００ｋＰａを表している。

ＣＦＤの結果によれば、連通部２２ａにおける圧力は、約１５０ｋＰａである。ベンド部２３内の圧力は、ベンド部２３の出口部２３ｂに近付くに従って徐々に減少し、出口部２３ｂ及びその周囲の圧力は、本例において約１００ｋＰａである。従って、出口部２３ｂ及びその周囲の圧力は、大気圧（１０１．３ｋＰａ）よりも低くなっている可能性がある。図４及び図５から理解されるように、圧力が低い部位はガスの流速が高い部位に対応している。

図６には、ＣＦＤにより計算されたエンドウォール５１及び溝５２上のガスの静圧分布が圧力等高線により表される。圧力等高線のそれぞれには、圧力の大きさを相対的に示す指数が付されている。図６から理解されるように、圧力面交差部５３に近いほど圧力が高く、且つ、圧力面交差部５３の軸方向中央部５５において最も圧力が高くなっている。動翼６０の凸状の壁面である負圧面６４とエンドウォール５１との交差部（以下、「負圧面交差部」と称呼する。）５６付近の圧力は約１００ｋＰａである。圧力面交差部５３に沿った部分且つエンドウォール５１の上流側から軸方向中心付近の圧力は約１１０ｋＰａである。このように、圧力面交差部５３における圧力は、ガスが圧力面６３に衝突することにより、翼間流路７０に流入する直前のガスの圧力よりも高くなる。本例において、直前のガスの圧力は「負圧」であるが、圧力面６３に衝突して圧力が高くなった部位におけるガスの圧力は「正圧」となる。

再び図３を参照すると、ベンド部２３から流出するガスは矢印Ａ２が示した向きにて、翼間流路７０に流入する。翼間流路７０は、隣接する動翼６０において互いに対向する一方の動翼６０の圧力面６３と、他方の動翼６０の負圧面６４と、隣接する動翼６０の間のエンドウォール５１と、下流側流路部２４の内周面２４ａ（図１を参照。）と、によって画成される流路である。翼間流路７０に流入したガスは、一方の動翼６０の圧力面６３に衝突する。動翼６０は、その反力によって紙面の上方向に移動する。つまり、タービンロータ４０が回転する。

図６に示した静圧分布に基づいて、ガスの圧力が大気圧以上の正圧部５７とガスの圧力が大気圧よりも低い負圧部５８とに区分けされる。図３において、正圧部５７は、圧力面交差部５３に沿った部分のうち、エンドウォール５１の上流側から軸方向中央部５５近傍までの部分である。負圧部５８は負圧面交差部５６側の部分である。更に、正圧部５７は、相対的にガスの圧力が高い第１正圧部５７ａと相対的にガスの圧力が低い第２正圧部５７ｂとに区分けされる。

前述したように、エンドウォール５１上に流入するガスの圧力は負圧である。従って、エンドウォール５１上の多くの部分における圧力は負圧となり、当該部分は負圧部５８に対応する。一方、翼間流路７０に流入したガスが動翼６０の圧力面６３に衝突すると、その衝突した部位においてガスの流速が急激に低下し、ガスの圧力が高められる。従って、圧力面交差部５３に沿った部分且つエンドウォール５１の上流側から軸方向中央部５５までにおける圧力は正圧となり、当該部分は正圧部５７に対応する。

このように、エンドウォール５１に溝５２が形成されると、図７に示したように、圧力面６３に衝突したガス（矢印Ａ４）の一部は下流方向へ向かって流れる（矢印Ａ５）。一方、圧力面６３に衝突したガスの残りは、溝５２を通って軸方向中央部５５から上流側底面５４へ向かう方向に流れる（矢印Ａ６）。

図８には、圧力面６３に衝突したガスのうち、圧力面６３上及び溝５２内の正圧となるガスの領域６６が示される。領域６６のガス（以下、「正圧ガス」とも称呼される。）の多くは矢印Ａ６にて示したように、溝５２内を上流側に向かって流れ、上流側端部５２１から流出する。流出した正圧ガスは、より圧力が低い（大気圧に近い）回転軸収容部２１に向かって、外側壁部２３ａと上流側底面５４との間の空隙２１２を通って流れる。

図９に示したように、第１回転軸収容部２１ａに流れ込んだ正圧ガスの一部は、更に、シールリング３２と内周面２１１との間の空隙（軸シール部）を通って第２回転軸収容部２１ｂに流れ込む（矢印Ａ７）。その結果、第２回転軸収容部２１ｂ内の圧力が比較的高い圧力に維持される。

従って、動翼６０の入口近傍（ベンド部２３の出口部２３ｂ）の圧力が負圧となっている状況であっても、第１回転軸収容部２１ａ内の圧力を動翼６０の入口近傍（ベンド部２３の出口部２３ｂ）の圧力よりも高くすることができる。言い換えると、溝５２を上流側に向かって流れ、更に、回転軸収容部２１に向かって流れるガスはシールガスとしての役割を果たす。これにより、第２回転軸収容部２１ｂ内の潤滑油がシールリング３２を超えて第１回転軸収容部２１ａ及びガス流路（ベンド部２３及び下流側流路部２４）内に浸入する（漏出する）事態が発生する頻度を低減させることができる。

このように、シールガスとして利用される正圧ガスは、タービンロータ４０を回転させた（タービンロータ４０の回転に寄与した）後のガスである。これに対し、図１１に示した従来タービンは、タービンロータ４０を回転させる前のガスをシールガスとして利用している。従って、「本タービン１０」は従来タービンに比べ、タービン効率を向上させることができる。

一方、溝５２から流出して第１回転軸収容部２１ａに流れ込んだガスの残りは、第１回転軸収容部２１ａ内を逆流して空隙２１２を通って翼間流路７０に流入する（図９の矢印Ａ８を参照。）。

この翼間流路７０に流入するガスの圧力は、ベンド部２３を通過して流入するガスの圧力よりも高い。従って、図７に破線の矢印Ａ８にて示したように、圧力の低い（本例において負圧の）負圧面６４側に流れ込む。その結果、負圧面６４側の損失が低減される。言い換えると、負圧面６４側におけるガスの剥離が改善される。従って、タービン効率が更に改善される。

以上、説明したように、本発明の実施形態に係る過給機用軸流タービン１０において、ハブ５０の外周面（エンドウォール）５１に、複数の動翼６０の前縁６１と後縁６２との間に翼弦方向に延びる凹状の壁面である圧力面６３とハブ５０の外周面（エンドウォール）５１との交差部（外周面交差部）５３に沿って動翼６０の軸方向中央部５５からハブ５０のベンド部２３側の端部５２１まで溝５２が形成される。これにより、タービン効率（タービン駆動力）を低下させることなく外気及び潤滑油等が軸シール部からガス流路へ漏出する量が低減される。

＜変形例＞
なお、本発明は上記実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。

上記実施形態において、断面の形状は円弧状であったが、図１０に示したように矩形状であってもよい。溝５２Ａの軸方向の長さＬｇ２及び、溝５２Ａの上流側端部５２１Ａにおける周方向の長さ（溝幅）Ｗｇ２は、溝５２の軸方向の長さＬｇ１及び溝５２の上流側端部５２１の周方向の長さ（溝幅）Ｗｇ１と同様に、それぞれ５ｍｍ及び２ｍｍに設定されている。溝５２Ａの上流側端部５２１Ａにおける深さは溝５２の上流側端部５２１における深さと同様に１ｍｍに設定されている。なお、上記寸法を示す数値は、あくまで例示であり、これらの数値は適宜変更される。従って、本発明に係る軸流タービンがこれらの数値により限定されることはない。

上記実施形態において、ハブ５０は円錐台形状であったが、ハブは円筒形状であってもよい。

上記実施形態において、溝５２の軸方向の長さＬｇ１は、コード長Ｌｗの１／２の長さに設定され、溝５２の上流側端部５２１における周方向の長さＷｇ１はピッチＰの１／２の長さに設定されていた。しかし、溝の長さは（Ｌｗ／２）未満に設定されてもよいし、溝の上流側端部における周方向の長さは（Ｐ１／２）未満に設定されてもよい。溝の軸方向の長さ及び周方向の長さを上記のように設定しても、溝内のガスの圧力を高い圧力に維持することが可能である。

１０…タービン、２０…ハウジング、２１…回転軸収容部、２２…スクロール部、２３…ベンド部、２４…下流側流路部、３０…回転軸、３１…軸受、３１ａ…軸端、４０…タービンロータ、５０…ハブ、５１…外周面（エンドウォール）、５２…溝、５３…圧力面交差部、５４…ベンド部側の端部（上流側底面）、５５…軸方向中央部、６０…動翼、６１…前縁、６２…後縁、６３…圧力面。

Claims (1)

1. 軸受と、
   前記軸受によって回転可能に支持された回転軸と、
   前記回転軸の軸端に当該回転軸と同軸且つ一体回転可能に固定されたハブ及び前記ハブの外周面から当該ハブの径方向外側へ突設された複数の動翼を含むタービンロータと、
   前記タービンロータ及び前記回転軸を収容する回転軸収容部と、
   流入したガスを前記回転軸周りに旋回させるスクロール部と、
   前記スクロール部の出口から流出したガスの向きを前記回転軸に平行な軸方向へ変更することによりガスを前記複数の動翼へと導流するベンド部と、
   が形成されたハウジングと、
   を備える過給機用軸流タービンにおいて、
   前記ハブの外周面に、
   前記複数の動翼の前縁と後縁との間において翼弦方向に延びる凹状の壁面である圧力面と前記ハブの外周面との交差部に沿って前記動翼の前記軸方向中央部分から前記ハブの前記ベンド部側の端部まで溝が形成された、
   過給機用軸流タービン。

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