JP2022538351A - タービン - Google Patents

Abstract

タービン軸を中心に回転するように支持されたタービンホイールと、第１の流体源からの第１の排気ガス流を受けるための第１のボリュートと、第２の流体源からの第２の排気ガス流を受けるための第２のボリュートとを含むタービンハウジングであって、第１のボリュートと第２のボリュートは、仕切壁によって分離されている、タービンハウジングと、タービンホイールを取り囲み、第１のボリュートと第２のボリュートに流体的に接続された入口通路であって、第１の壁部材と、第１の壁部材の反対側の第２の壁部材との間に少なくとも部分的に画定され、第１の壁部材が、入口通路の大きさを変えるためにタービン軸に沿って移動可能である入口通路と、を含み、仕切壁の先端がタービン軸に対して第１の半径（Ｒ１）を画定し、入口通路内に位置する第１の壁部材の半径方向最外部がタービン軸に対して第２の半径（Ｒ２）を画定し、第１の半径（Ｒ１）が第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きい、可変形状タービンが提供される。

Description

本発明は、タービンに関する。特に、仕切壁で仕切られた２つの入口ボリュート（ｖｏｌｕｔｅ）を有する可変形状タービンに関する。

内燃機関の吸気口に大気圧以上の圧力（ブースト圧）で空気を供給する装置として、ターボチャージャがよく知られている。従来のターボチャージャは、タービンハウジング内の回転軸に取り付けられた排気ガス駆動のタービンホイールで構成されている。タービンホイールが回転することで、シャフトの他端に取り付けられたコンプレッサホイールがコンプレッサハウジング内で回転する。コンプレッサホイールは、圧縮空気をエンジンのインテークマニフォルドに供給し、エンジン出力を増加させる。ターボチャージャのシャフトは、従来から、タービンホイールハウジングとコンプレッサホイールハウジングの間に接続された中央軸受ハウジング内に配置された、適切な潤滑システムを含むジャーナル軸受およびスラスト軸受によって支持されている。

既知のターボチャージャでは、タービンステージは、中にタービンホイールが取り付けられるタービンチャンバ、タービンチャンバの周囲に配置された対向する壁の間に画定された円周方向に延びる入口通路、入口通路の周囲に配置された入口ボリュート、およびタービンチャンバから延びる出口通路を含む。これらの通路とチャンバは、入口ボリュートに流入した加圧された排気ガスが、入口通路からタービンを経由して出口通路に流れ、タービンホイールを回転させるように連通している。また、入口通路にノズルベーンと呼ばれる羽根を設け、入口通路を流れるガスをタービンホイールの回転方向へ偏向させることにより、タービン性能を向上させることも知られている。

タービンには、固定形状型と可変形状型がある。可変形状型タービンは、固定形状型タービンとは異なり、入口通路の形状を変化させ、ある質量流量の範囲内でガス流速を最適化し、変化するエンジン要求に応じてタービンの出力を変化させることができる。

「スイングベーン式」可変形状タービンでは、ノズルベーンの角度を調整することで、入口通路の全体面積を制御することができる。「ムービングウォール式」可変形状タービンでは，軸方向に移動可能な壁部材が入口通路の１つの壁を画定する。この可動壁部材の入口通路の対向する壁に対する位置は、入口通路の軸方向幅を制御するように調節可能である。したがって、例えば、タービンを通るガス流量が減少すると、入口通路の幅を減少させてガス速度を維持し、タービン出力を最適化することができる。いくつかの構成では、可動壁部材は、複数のノズルベーンを支持するノズルリングであってもよい。別の構成では、ノズルリングは固定され、可動壁部材は、ノズルベーンを受けるための複数のスロットを含むシュラウドプレートであってもよい。

タービンには、単式と多連式がある。単式タービンは、通常、内燃機関から排出される排気ガスすべてを受け入れる単一の入口ボリュートを含む。多連式タービンは、複数のボリュートを含み、内燃機関の異なるシリンダバンクからの排気ガスを別々に受け入れるのが一般的である。多連式タービンの１つの形態として、２つのボリュートがタービン軸の周りに互いに角度を合わせて周方向に延びる「ツインエントリー」タービンがある。このようなツインエントリータービンでは、ボリュートを互いに分離するために仕切壁が使用される。

マルチエントリータービンでは、別のシリンダバンクにより、異なる入口ボリュート内の排気ガス流に過渡的な圧力パルスが発生する。多くの場合、第１のボリュートが高圧になると、隣接する第２のボリュートは低圧になる。２つのボリュートの圧力差が十分に大きいと、第１のボリュート（高圧）からの排気ガスが仕切壁を越えて第２のボリュート（低圧）へ流出することになる。この高圧ガスが第２のボリュート内に存在すると、流体閉塞を形成し、次の排気ガスサイクルで第２のボリュートを通過する排気ガスの流れを阻害し、エンジンが必要とするポンピング作業を増加させ、エンジンのエネルギー損失をもたらす可能性がある。次の排気ガスサイクルでは、第２のボリュート内の高圧ガスが隔壁を越えて第１のボリュート内に流出し、第１のボリュート内に流体閉塞を形成する可能性がある。このような異なるボリュート間の流体相互作用は「クロストーク」と呼ばれる。

クロストークが発生するために必要な２つのボリュート間の相対的な圧力差は、仕切壁の長さを長くして、２つの流体流ができるだけ長く互いに分離されるようにすることで増やすことができる。しかし，可変形状タービンの場合、仕切壁の存在が可変形状機構の動きを妨げる可能性があり、現実的ではないことが多い。

本発明の１つの目的は、上述したものに限らず、周知のタービンの１つ以上の欠点を回避または軽減することである。また、改良されたまたは代替の可変形状タービンを提供することも本発明の目的である。

本発明の第１の態様によれば、
タービン軸を中心に回転するように支持されたタービンホイールと、
第１の流体源からの第１の排気ガス流を受けるための第１のボリュートと、第２の流体源からの第２の排気ガス流を受けるための第２のボリュートとを含むタービンハウジングであって、第１のボリュートと第２のボリュートは、仕切壁によって分離されている、タービンハウジングと、
タービンホイールを取り囲み、第１のボリュートと第２のボリュートに流体的に接続された入口通路であって、第１の壁部材と、第１の壁部材の反対側の第２の壁部材との間に少なくとも部分的に画定され、第１の壁部材が、入口通路の大きさを変えるためにタービン軸に沿って移動可能である、入口通路と、を含み、
仕切壁の先端がタービン軸に対して第１の半径（Ｒ１）を画定し、入口通路内に位置する第１の壁部材の半径方向最外部がタービン軸に対して第２の半径（Ｒ２）を画定し、
第１の半径（Ｒ１）が第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きいことを特徴とする、可変形状タービンが提供される。

第１および第２の流体源は、内燃機関の別々のシリンダバンクであってもよい。第１及び第２のシリンダバンクは、過渡的にパルス化された圧力プロファイルを有する排気ガスを排出することがあり、この排気ガスは第１及び第２のボリュートに送達される。過渡的な圧力パルスのために、使用中、第１のボリュート内の排気ガスの圧力は、第２のボリュート内の排気ガスの圧力と異なることが多い。第１と第２のボリュートの圧力差が大きくなるとき（つまり、ある閾値以上になるとき）、圧力の高い方のボリュートから圧力の低い方のボリュートに流体が流出することになる。これを「クロストーク」という。仕切壁を越えてこぼれた流体は高圧の閉塞を作るので、次のエンジンサイクルでは流体の閉塞を克服するためにエンジンのシリンダ出力の一部が吸収される。したがって、２つのボリュート間のクロストークは、エンジンが発生する出力量を減少させるので、可能であればクロストークの発生を回避することが望ましい。

クロストークの発生を軽減する、あるいは回避する方法として、クロストークが発生し始める２つのボリュートの間の圧力差の閾値を大きくすることが考えられる。これは、２つのボリュート内の流体流をできるだけ長い間、互いに分離しておくことで達成される。したがって、可動壁型可変形状タービンでは、仕切壁を、第１の壁部材（すなわち、可動壁部材であり、これは、入口通路を遮断するように調整可能な壁部材であるため）まで可能な限り延ばすことが望ましい。しかし、第１の壁部材が軸方向に移動して吸気通路の大きさを変化させたときに、仕切壁の先端が第１の壁部材の最外周部に近すぎると、第１の壁部材が一方のボリュートの出口を完全に閉塞してしまうことがわかっている。これにより、排気ガスがボリュート内に閉じ込められ、閉塞したボリュートに関連するシリンダバンクに大きな背圧が発生する。この背圧により、エンジンブレーキがかかり、エンジンシステム全体の出力が低下する結果となる。

仕切壁の先端を、入口通路内の第１の壁部材の半径方向最外部から一定量離間させると、第１の壁部材の閉塞効果を低減できることがわかっている。特に、第１の半径Ｒ１（タービン軸に対する仕切壁の先端の半径）が第２の半径Ｒ２（タービン軸に対する入口通路内の第１の壁部材の半径方向最外部の半径）よりも少なくとも約１％大きい場合に、閉塞効果が低減すると判断されている。第１の半径Ｒ１と第２の半径Ｒ２がそのような比率であるとき、第１の壁部材が一方のボリュートの出口を実質的に覆っているときでさえも、第１の壁部材の半径方向最外部と仕切壁の先端との間に、実質的に塞がれたボリュートからの流体が通過するための適切な隙間があることが保証され、同時にクロストーク閾値圧力が許容レベルを超えていることを確かにすることができる。

２つのボリュートを通る流れをより均一にし、エンジンの出力低下を回避するために、第１の壁部材によるボリュートの閉塞を減らすことが一般に望ましいが、場合によっては、部分的閉塞の効果を、エンジンシステムの他の構成要素を駆動するために利用することができる。例えば、一方のボリュートの部分的な閉塞による圧力上昇を利用して、入口通路の上流で部分的に閉塞したボリュートに流体的に接続された配管を介して排気ガスの再循環を駆動することができる。仕切壁の先端が第１の壁部材の外側に近いほど、閉塞したボリュート内の圧力が高くなり、したがって、部分的閉塞の、排気ガス再循環の駆動への有効性がより高くなる。しかしながら、第１の半径（Ｒ１）が第２の半径（Ｒ２）よりも一般に１％未満だけ大きい場合、流体閉塞のエンジン出力への有害な影響が大きすぎることがわかっている。したがって、第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きいことが望ましい。

「仕切壁の先端」とは、仕切壁のタービン軸に対する最内周部を意味する。特に、先端は、タービン軸を囲む概ね円形の線に外接してもよい。

「入口通路内に配置された第１の壁部材の半径方向最外部」とは、入口通路内に含まれる第１の壁部材のうち、タービン軸から最も遠い距離を画定する部分のことである。これは、入口通路の外側に位置する第１の壁部材のいかなる部分の半径も含むことを意図していない。このように、第１の壁部材のうち入口通路の外側にある部分は、第２の半径よりも大きな半径を有する部分を含んでもよい。

第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１．５％、約２％、または約４％大きくてもよい。

タービンハウジングは、タービン軸に概ね平行に延びる舌部を画定してもよく、第１の半径は、舌部の先端によって画定される半径と実質的に等しくてもよい。特に、タービンハウジングの舌部は、流体の流れの方向において第１及び第２のボリュートの入口部分及びボリュートの端部を分離するタービンハウジングの部分であってもよい。仕切壁の先端が舌部の先端と整列する場合、仕切壁は、ノズルリング（すなわち、第１又は第２の壁部材によって支持され得る任意のノズルベーン）に入るときの流体の循環に影響を与え得るような舌部の形状調整をする必要なく高いクロストーク圧力閾値を引き起こすのに十分な大きさである。しかしながら、いくつかの実施形態において、第１の半径は、舌部の先端によって画定される半径よりも大きくても小さくてもよい。

第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも最大で約４０％、２５％、１６％、１５％、１０％、９％、８％または７％大きくてもよい。仕切壁の先端と第１の壁部材の半径方向最外部との間の半径方向距離を大きくすると、クロストークが発生し始める閾値圧力が減少し始める。そのため、第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも最大で約４０％大きくすることが望ましいことが分かっている。第１の半径Ｒ１と第２の半径Ｒ２がこのような割合であると、第１の壁部材の半径方向最外部と仕切壁の先端との間に流体が通過するのに十分な隙間が確保され、同時にクロストーク閾値圧力が許容レベル以下に低下しないようにすることができる。いくつかの実施形態では、舌部の先端によって定義される半径は、第２の半径（Ｒ２）よりも約２５％大きく、したがって、第１の半径（Ｒ１）が第２の半径（Ｒ２）よりも最大で約２５％大きい場合、これは、仕切壁の先端が舌部の先端と整列する実施形態を表していてもよい。第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも、約１％、１．５％、２％、又は４％から、約７％、８％、１０％、２５％、又は４０％までの範囲内の量だけ大きくてもよい。

第１の壁部材は、軸方向に延びる１つまたは複数のノズルベーンを有するノズルキャリアであってもよい。そのような実施形態において、第２の壁部材は、ノズルリングのノズルベーンのうちの１つ又は複数を受け入れるための１つ又は複数のスロットを有するシュラウドプレートであってもよい。代替的に、第１の壁部材は、１つ以上のノズルベーンを受け入れるための１つ以上のスロットを有するシュラウドプレートであってもよい。そのような実施形態では、第２の壁部材は、１つ以上の軸方向に延びるノズルベーンを含むノズルキャリアであってもよい。

第２の壁部材は、タービン軸に沿って移動可能であり、入口通路の大きさを変化させることができる。すなわち、第１の壁面部材と第２の壁面部材の両方が軸方向に移動可能であってもよい。

第１の壁部材は、タービン軸に対して半径方向の流体の流れを遮断するように構成された実質的に連続した円周面を含んでいてもよい。第１の壁部材の円周面は、ボリュートからタービンホイールへ向かう半径方向の流体の通過を阻止する障壁を形成する。このように、円周面は、入口通路の流路面積を調整し、タービンホイールに入る排気ガスの速度を制御するように、第１の壁部材が入口通路の少なくとも一部を効果的に遮断することができることを保証する。円周面は、例えば、ノズルリングの環状フランジであってもよい。

入口通路は、タービン軸に平行な方向の幅を画定してもよく、仕切壁の先端は、入口通路の幅の軸方向中点と実質的に整列してもよい。すなわち、仕切壁の先端は、第１及び／又は第２の壁部材が完全に開いた位置にあるときに、第１及び第２の壁部材の間の中点で入口通路を軸方向に分断してもよい。仕切壁の先端を入口通路の軸方向中点に整列させることにより、第１のボリュートから入口通路への流れのための面積と、第２のボリュートから入口通路への流れのための面積とがほぼ等しくなるようにすることができる。このため、両ボリュートの出口での流量条件（定格圧力と速度）が同じになり、入口通路を通る流量が可能な限り均等になる。

あるいは、第１のボリュートと第２のボリュートは非対称である。特に、仕切壁の先端は、第１の壁部材がタービンハウジングに対して面一の位置にあるときの第１の壁部材と、入口通路の幅の軸方向中点との間に配置されてもよい。すなわち、仕切壁の先端は、第１の壁部材が開放位置にあるときに、第２の壁部材よりも第１の壁部材に近い位置にあってもよい。あるいは、仕切壁の先端は、第２の壁部材と入口通路の幅の軸方向中点との間に配置されていてもよい。特に、第２の壁部材が可動である場合、仕切壁の先端は、第２の壁部材がタービンハウジングと同一平面上にあるときと、吸気通路の幅の軸方向中点との間に位置してもよい。先端が第２の壁部材よりも第１の壁部材に近い場合、または第１の壁部材よりも第２の壁部材に近い場合には、先端の幅が狭い側のボリュートが第１の壁部材によって部分的に塞がれやすくなる。これは、部分的に塞がれたボリュートに高い背圧を発生させて、部分的に塞がれたボリュートから排気ガスの再循環を駆動するのに有益である。しかしながら、先端が第１の壁部材から半径方向に離間しているため、ボリュートは完全に塞がれることはなく、したがって、エンジン性能に悪影響がおよぶことはない。

タービン軸線Ａを含む平面に対して測定した第１のボリュートの断面積は、当該平面に対して測定した第２のボリュートの断面積よりも小さくてもよい。特に、第１のボリュートの断面積は、第２のボリュートの断面積の約７０％～約９０％であってもよい。あるいは、第２のボリュートの断面積は、第１のボリュートの断面積よりも同じ量だけ小さくてもよい。

第１のボリュートは、第１のボリュートの入口を画定してもよく、第２のボリュートは、第２のボリュートの入口を画定してもよい。第１のボリュート入口と第２のボリュート入口は、タービン軸線に対して実質的に同じ方位角で整列してもよい。すなわち、第１のボリュート入口及び第２のボリュート入口は、タービン軸線に対して共通の角度位置に配置される。

第１のボリュート入口と第２のボリュート入口との間の仕切壁の一部は、タービン軸に概ね直交する方向に延びてもよい。すなわち、タービンハウジングへの入口の仕切壁の部分は、タービン軸線に対して概ね半径方向に延びてもよい。あるいは、第１のボリュート入口と第２のボリュート入口との間の仕切壁の一部は、タービン軸線に対して概ね平行な方向に延びてもよい。

本発明の第２の態様によれば、本発明の第１の態様に係る可変形状タービンを含むターボチャージャが提供される。

本発明の第３の態様によれば、可変形状タービン用のタービンハウジングが提供され、該タービンハウジングは、
第１のシリンダバンクから第１の排気ガス流を受け入れるための第１のボリュートと、
第２のシリンダバンクから第２の排気ガス流を受け入れるための第２のボリュートであって、第１のボリュートと第２のボリュートは、周方向に延びる先端を有する仕切壁によって分離されている、第２のボリュートと、を含み、
仕切壁の先端がタービン軸に対して第１の半径（Ｒ１）を画定し、タービンの軸方向に可動な壁部材がタービン軸とタービンの入口通路内に位置する可動壁部材の半径方向最外部との間で第２の半径（Ｒ２）を画定し、かつ
第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きい。

本発明の第１の態様の任意の特徴は、本発明の第２の態様または第３の態様に適用されてもよい。特に、第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１．５％、２％又は４％大きくてもよく、及び／又は、第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも最大で約７％、８％、９％、１０％、１５％、１６％、２５％、若しくは４０％大きくてもよい。

以下、本発明の実施形態について、添付の概略図を参照して、説明するが、例示的でしかない。

図１は、周知の可変形状ターボチャージャの軸方向断面図である。 図２は、本発明の可変形状ターボチャージャの部分的な軸方向断面図である。 図３は、クロストーク圧力閾値と、仕切り壁の先端とタービンのノズルリングの外側フランジとの間の相対的な間隔と、の関係を示すチャートである。 図４は、クロストーク圧力閾値と、仕切り壁の先端とタービンのノズルリングの外側フランジとの間の異なる間隔の質量流量比と、の関係を示すチャートである。 図５は、本発明に係るタービンハウジングの模式的断面図である。 図６は、軸方向に分離したボリュート入口を有する本発明に係るタービンハウジングの実施形態の模式的斜視図である。 図７は、半径方向に分離したボリュート入口を有する本発明に係るタービンハウジングの別の実施形態の模式的斜視図である。 図８は、本発明に係る、仕切り壁が入口流路に対して非対称に配置された一実施形態のタービンハウジングの模式的な部分軸方向断面図である。 図９は、本発明に係る、タービンボリュートが異なる断面エリアを画定する一実施形態のタービンハウジングの模式的な部分軸方向断面図である。

図１を参照すると、これは、中央軸受ハウジング３によって相互接続された可変形状タービンハウジング１およびコンプレッサハウジング２を含む周知の可変形状ターボチャージャを示している。ターボチャージャシャフト４は、タービンハウジング１から軸受ハウジング３を通ってコンプレッサハウジング２まで延びている。タービンホイール５は、タービンハウジング１内で回転するようにシャフト４の一端に取り付けられており、コンプレッサホイール６は、コンプレッサハウジング２内で回転するようにシャフト４の他端に取り付けられている。シャフト４は、軸受ハウジング３内に配置された軸受アセンブリ上でタービン軸線Ａを中心に回転する。

タービンハウジング１は、内燃機関（図示せず）からのガスが送られる入口ボリュート７を画定する。排気ガスは、入口ボリュート７から環状入口通路９及びタービンホイール５を介して軸方向出口通路８へ流れる。入口通路９は、一般に「ノズルリング」と呼ばれる環状の第１の壁部材１１の半径方向壁の面１０によって片側に画定され、反対側には、ノズルリング１１に面した入口通路９の壁を形成する、一般に「シュラウド」と呼ばれる環状の第２の壁部材１２によって画定される。ノズルリング１１は、タービン軸線Ａに沿って移動可能である。シュラウド１２は、タービンハウジング１の環状凹部１３の開口を覆っている。タービン軸線Ａは、ターボチャージャの中心軸線である。

ノズルリング１１は、周方向に等間隔に並んだノズルベーン１４を支持し、その各々は入口通路９を横切って延びる。ベーン１４は、入口通路９を通って流れるガスをタービンホイール５の回転方向へ偏向させるように方向付けられている。ノズルリング１１が環状シュラウド１２に近接しているとき、ベーン１４は、シュラウド１２に適切に構成されたスロットを通って、凹部１３の中に突出する。

ノズルリング１１の位置は、米国特許第５、８６８、５５２号明細書に開示されたタイプのアクチュエータアセンブリによって制御される。アクチュエータ（図示せず）は、ヨーク１５に連結されたアクチュエータ出力軸（図示せず）を介してノズルリング１１の位置を調整するように動作可能である。ヨーク１５は、順に、ノズルリング１１を支持する軸方向に延びる作動ロッド１６に係合する。従って、アクチュエータ（例えば空気圧式又は電気式でもよい）の適切な制御により、ロッド１６の軸方向位置、ひいてはノズルリング１１の軸方向位置を制御することができる。

タービンホイール５の速度は、環状の入口通路９を通過するガスの速度に依存する。入口通路９に流入するガスの質量が一定の場合、ガス速度は入口通路９の幅の関数であり、幅はノズルリング１１の軸方向位置を制御することによって調整可能である。図１は、環状の入口通路９が全開の状態を示している。ノズルリング１１の面１０をシュラウド１２に向かって移動させることにより、入口通路９を最小に閉じることができる。

ノズルリング１１は、タービンハウジング１に設けられた環状キャビティ１９内に延びる軸方向に延びる半径方向内側及び外側環状フランジ１７、１８を有する。内側及び外側シールリング２０及び２１は、ノズルリング１１を環状キャビティ１９の内側及び外側環状面に対してそれぞれシールする一方で、ノズルリング１１が環状キャビティ１９内でスライドすることを可能にするために提供される。内側シールリング２０は、キャビティ１９の半径方向内側の環状面に形成された環状溝内に支持され、ノズルリング１１の内側環状フランジ１７に押し付けられている。外側シールリング２０は、キャビティ１９の半径方向外側の環状面に形成された環状溝内に支持され、ノズルリング１１の外側環状フランジ１８に押し付けられている。

入口ボリュート７から出口通路８へ流れるガスは、タービンホイール５を通過し、その結果、シャフト４にトルクが加わり、コンプレッサホイール６が駆動される。コンプレッサハウジング２内のコンプレッサホイール６の回転は、空気入口２２に存在する周囲空気を加圧し、加圧された空気を空気出口ボリュート２３に送り出し、そこから内燃機関（図示せず）に供給される。

図２は、本発明に係る可変形状タービンの一部を拡大した図である。タービンハウジング１は、仕切壁２６によって分離された第１入口ボリュート２４及び第２入口ボリュート２５を画定している。第１のボリュート２４は、内燃機関（図示せず）の第１シリンダバンクから排気ガスを受け、第２のボリュート２５は、内燃機関の第２シリンダバンクから排気ガスを受ける。

仕切壁２６は、タービン軸線Ａから第１の半径Ｒ１だけ離間した先端２８を画定している。仕切壁２６の先端２８は、仕切壁２６の頂点によって画定され、仕切壁２６のタービン軸線Ａに最も近い位置にある部分である。先端２８は、タービン軸線Ａと同心の概ね円形の線を周回する。仕切壁２６の先端２８は、入口通路９の軸方向の中点と実質的に整列している。すなわち、先端２８は、ノズルリング１１が最も開いた位置にあるとき（すなわち、ノズルリング１１の面１０がノズルリング１１側のタービンハウジング１の側壁３０と同一平面上にあるとき）、シュラウドプレート１２とノズルリング１１の面１０の間のほぼ中間の位置に配置される。図２において、ノズルリング１１は、部分的に作動した位置に示されている。仕切壁２６の先端２８を入口通路９の軸方向中点に合わせることによって、これにより、第１のボリュート２４から入口通路９への流れのための面積が、第２のボリュート２５から入口通路９への流れのための面積とほぼ等しくなるようにすることができる。さらに、第１のボリュート２４の断面積は、第２のボリュート２５の断面積と実質的に等しい。このように、入口通路９を通る流れは、可能な限り均等である。

ノズルリング１１の外側フランジ１８は、概して軸方向に延び、タービン軸線Ａから第２の半径Ｒ２だけ離間している。外側フランジ１８は、入口通路９内に配置されるノズルリング１１の半径方向に最も外側の部分を画定する。使用中、ノズルリング１１が作動されると、外側フランジ１８は、入口通路９を横切って延び、第１のボリュート２４及び／又は第２のボリュート２５からの流体のタービン軸線Ａに対して半径方向への流れを実質的に遮断する障壁として機能する。したがって、遮断された流体はノズルリング１１の端面１０とシュラウドプレート１２の間で画定される空間へ強制的に軸方向に移動させられる。

各シリンダバンクは、過渡的に脈動する状態の排気ガスを発生させ、各シリンダバンクから排出される排気ガスの圧力は時間的に変動することになる。使用中、しばしば、第１のボリュート２４内の排気ガスの圧力と、第２のボリュート２５内の排気ガスの圧力とが異なることがある。第１のボリュート２４内の圧力が第２のボリュート２５内の排気ガスの圧力よりもある閾値以上大きい場合、第１のボリュート２４からの高圧の排気ガスが仕切壁２６を越えて第２のボリュート２５に流出する。第２のボリュート２５内の高圧ガスは、第２のボリュート２５からタービンホイール５への流体の供給を妨げる流体閉塞を形成するので、流体閉塞を克服するためにエンジンに要求されるポンピング仕事量が増大し、エンジンが生成する出力量を減少させることになる。このような一方のボリュートから他方のボリュートへの高圧ガスの流出は「クロストーク」と呼ばれ、それが発生し始める第１及び第２のボリュート２４、２５の間の圧力の相対差は「クロストーク圧力閾値」と呼ばれる。

クロストークの発生と影響は、クロストーク圧力閾値ができるだけ大きくなるようにタービンハウジング１の形状を選択することで最小化することができる。これは、第１のボリュート２４内の流体流を第２のボリュート２５内の流体流からできるだけ長く離間させることによって可能となる。この関係は、図３にグラフで示されており、半径が３８ｍｍで第２の半径Ｒ２が５９ｍｍのタービンホイール５を有する例のタービンについて、ｙ軸上に第１及び第２のボリュート２４、２５間の圧力差の比としてクロストーク圧力閾値を、ｘ軸上に第１の半径Ｒ１と第２の半径Ｒ２との間のパーセントサイズ差（すなわち分数Ｒ１／Ｒ２をパーセント値として表わしたもの）を示している。特に、クロストーク圧力閾値比は、第１のボリュート２４内の流体の圧力（Ｐ１）の第２のボリュート２５内の流体の圧力（Ｐ２）に対する比である。第１の半径Ｒ１の値が第２の半径Ｒ２の値に近づくと、クロストーク圧力閾値が増加することが分かる。すなわち、仕切壁２６の先端２８がノズルリング１１の外側フランジ１８に近いほど、クロストーク圧力閾値は増加する。

しかし、仕切壁２６の先端２８がノズルリング１１の外側フランジ１８に近すぎると、ノズルリング１１の作動時に第２のボリュート２５が外側フランジ１８によって完全に塞がれてしまうことがあることが判明している。第２のボリュート２５が塞がれると、第２のボリュート２５内の流体が閉じ込められ、エンジンに大きな背圧が作用する原因となる。これにより、エンジンブレーキが発生し、その結果、内燃機関によって生成されるパワーが減少する。さらに、第２のボリュート２５からの流体が全くタービンホイール５に渡らないため、タービンの効率も低下する。したがって、ノズルリング１１の外側フランジ１８と仕切壁２６の先端２８との間にある程度の間隔を維持しつつ、高いクロストーク圧力閾値を維持することが望ましい。

第２のボリュート２５が塞がれているか否かは、第１のボリュート２４を通る質量流量：

と第２のボリュート２６を通る質量流量：

の質量流量比、すなわち比：

を測定することによって判断することができる。質量流量比が１に等しいとき、第１及び第２のボリュート２４、２５を通る質量流量は等しい。しかし、第２のボリュート２５が閉塞されるか制限されると、第２のボリュート２５を通る質量流量は低下し、質量流量比：

が増加することになる。したがって、クロストーク圧力閾値が十分に高いことを保証しつつ、質量流量比をできるだけ１に近づけることが望ましい。

図４は、２例のタービンについて、仕切壁２６の形状を変えた場合の質量流量比：

とクロストーク圧力閾値の関係を示している。第１の例のタービンは、タービン軸線Ａに対して軸方向に測定した幅が４．３ｍｍの入口通路９を有し、第２の例のタービンは、タービン軸線Ａに対して軸方向に測定した幅が１．６ｍｍの入口通路９を有する。両方の例のタービンはともに、３８ｍｍのタービンホイール５と５９ｍｍの第２の半径Ｒ２とを有している。グラフ上の各データ点の横にあるレーベルは、第２の半径Ｒ２に対する第１の半径Ｒ１の比（すなわち、仕切壁２６の先端２８とノズルリング１１の外側フランジ１８との間の相対的間隔）を示している。このデータは、面１０が仕切壁２６の先端２８と整列している場合のノズルリング１１の位置（すなわち、ノズルリング１１の外側フランジ１８が第２のボリュート２５を効果的に「閉塞」しているとき）を表している。第１の半径Ｒ１が第２の半径Ｒ２よりも０．８％だけ大きいとき（すなわち、仕切壁２６の先端２８とノズルリング１１の外側フランジ１８との間隔が比較的狭い場合）、質量流量比：

は比較的高く、したがって、第２のボリュート２５から流れ出ることがノズルリング１１により阻害されていることが分かる。さらに、第１の半径Ｒ１が第２の半径Ｒ２よりも１６．１％大きい場合（すなわち、仕切壁２６の先端２８とノズルリング１１の外側フランジ１８との間隔が比較的大きい場合）、クロストーク圧力閾値が比較的低く、クロストークが発生しやすいことが分かる。しかし、第１の半径Ｒ１が第２の半径Ｒ２より４．２％又は７．６％大きい場合、質量流量比：

は比較的小さく保たれつつも、クロストーク圧力閾値が比較的高くなる。これは、クロストークを低減又は防止する必要性と、第２のボリュート２６を通る高流量を維持する必要性との間の良好な妥協点を表している。

実験を通して、第１の半径Ｒ１は第２の半径Ｒ２より少なくとも約１％大きくあるべきであることが判明している。これは、クロストークの防止に関して、と同時に、エンジンの性能に影響を与えないように、第２のボリュート２５を通る十分な流量を可能にする最高の性能を示すものである。さらに、ノズルリング１１による第２のボリュート２５の閉塞を低減することが一般に望ましいが、場合によっては、部分的な閉塞によって生じる圧力上昇を有用な仕事に利用することが可能である。例えば、第２のボリュート２５は、入口通路９の上流にある配管によって（タービンハウジング１に取り付けられているか、タービンハウジング１の上流にあるかに関わらず）排気ガス再循環システムに流体的に接続されていてもよい。使用中に頻繁に作動し得るノズルリング１１の作動時には、ノズルリング１１は、第２のボリュート２５内に高い圧力を生じさせ、これは排気ガス再循環を駆動するために使用できる。しかしながら、第１の半径Ｒ１の値が第２の半径Ｒ２の値に近すぎる場合、閉塞の量は、エンジンによって生成される出力の量に悪影響を及ぼすことになる。第１の半径Ｒ１が第２の半径Ｒ２よりも少なくとも約１％大きければ、エンジンへの悪影響を回避できることが判明している。

図２の実施形態において、第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも約１０％大きい。好ましくは、第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも約１０～１５％以下だけ大きくてもよい。これにより、第２のボリュート２５を通る流れが実質的に妨げられることなく、比較的高いクロストーク圧力閾値が提供されることが確かとなる。第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも、約１％～約４０％、約１％～約２５％、約２％～約１６％、約２％～約８％、約２％～約７％、約４％～約８％、約４％～約７％、又は約９％～約１６％の範囲のいずれかだけ大きいことが好ましい。また、第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも約５％又は約６％大きくてもよい。

図５は、本発明の一実施形態に係るタービンハウジング１の断面図である。タービンハウジング１は、タービン軸線Ａに対して概ね軸方向に延びる舌部４０を含む。舌部４０は、内燃機関から流体を受け取る第１及び第２のボリュート２４、２５の入口と、流体の流れ方向における第１及び第２のボリュート２４、２５の端部との間に画定されている。舌部４０は、舌部４０のタービン軸線Ａに対して半径方向に最も内側の点となる先端４２を含む。舌部４０の先端４２は、タービン軸線Ａに対する第３の半径Ｒ３を画定する。第３の半径Ｒ３は、第２の半径Ｒ２（ノズルリング１１の最外周部の半径）よりも約２５％大きい。図示の実施形態では、（仕切壁２６の先端２８の）第１の半径Ｒ１は、（舌部４０の先端４２の）第３の半径Ｒ３よりも小さくなっている。これは、舌部４０の形状を仕切壁２６の存在を考慮して調整する必要がなく、したがって、第１および第２のボリュート２４、２５から入口通路９への流体の循環に影響がないことを意味するので、第１の半径Ｒ１が第３の半径Ｒ３以下であることが好ましい。しかしながら、代替の実施形態では、第１の半径Ｒ１（仕切壁２６の先端２８の半径）は、第３の半径Ｒ３（舌部４０の先端４２の半径）より大きくてもよいことが理解される。

図６は、本発明の一実施形態に係るタービンハウジング１を示す。タービンハウジング１は、上流側のダクト（例えば、内燃機関から導かれる配管）にタービンハウジング１を取り付けるための取り付けフランジ３２を含む。タービンハウジング１は、第１のボリュート２４の入口である第１のボリュート入口３４を画定し、第２のボリュート２５の入口である第２のボリュート入口３６をさらに画定する。第１のボリュート入口３４及び第２のボリュート入口３６は、タービン軸に関して実質的に同じ方位角で整列されている。すなわち、第１のボリュート入口３４と第２のボリュート入口３６は、タービン軸線Ａに関して同一平面上で、かつ同一角度位置に配置される。仕切壁２６は第１のボリュート入口３４を第２のボリュート入口３６から分離する。第１のボリュート入口３４と第２のボリュート入口３６とを分離する仕切壁２６の部分は、タービン軸線Ａに対して概ね直交する方向に延びている。これにより、タービンハウジング１は、２つのシリンダバンクからのダクトがタービン軸線Ａに関して互いに軸方向に隣接して配置されているツインエントリーシステムでの使用に適している。代替の構成が図７に示されており、第１のボリュート入口３４と第２のボリュート入口３６との間の仕切壁２６の部分はタービン軸線Ａに対して概ね平行に延びている。これにより、タービンハウジング１は、２つのシリンダバンクからのダクトがタービン軸線Ａに対して互いに半径方向に離れて配置されるツインエントリーシステムでの使用に適している。一般に、取り付けフランジ３２、第１及び第２のボリュート入口３４、３６は、排気ガスの供給のための上流ダクトに接続できるような、任意の適切な構成を有してもよいことは明らかである。

図２を参照すると、仕切壁２６は、第１及び第２のボリュート２４、２５が非対称であるように、タービン軸線Ａに対して斜めに傾いていることが分かる。第１のボリュート２４は、第１のボリュートセントロイド４２を画定し、第２のボリュート２５は、第２のボリュートセントロイド４４を画定する。タービンハウジング１の形状及び仕切壁２６の曲がりにより、タービン軸線Ａに対する第１のボリュートセントロイド４２の半径は、タービン軸線Ａに対する第２のボリュートセントロイド４４の半径よりも小さい。概念的には、両方のボリュート２４、２５が同じソースにさらされる場合、両方のセントロイド４２、４４を流れる流体の線速度はほぼ等しくなる（しかし実際には、各ボリュートは異なるシリンダバンクにさらされる）。各ボリュート２４、２５内の排気ガスはタービン軸線Ａの周りを循環するため、タービン軸線Ａに関する流体の角運動量は保存される。第１のボリュートセントロイド４２の半径は第２のボリュートセントロイド４４の半径よりも小さいので、第１のボリュート４２内の流体は、第２のボリュート２５内の流体よりも入口通路９に移動する際の半径変化が小さい。そのため、第１のボリュート２４から入口通路９に入る流体のタービン軸線Ａ周りの角速度は、第２のボリュート２５から入口通路９に入る流体のタービン軸線Ａ周りの角速度よりも小さくなっている。そのため、２つのボリュート２４、２５の流動条件が異なり、エンジンに異なる背圧を作用させることになる。そのため、ボリュート２４、２５間の流動条件のバランスをよくするために、タービンハウジング１の形状をさらに調整することが必要となる場合がある。

例えば、上述したタービンの仕切壁２６の先端２８は、入口通路９の軸方向中点と実質的に整列しているが、代替実施形態では、仕切壁２６の先端２８は、シュラウドプレート１２またはノズルリング１１側の側壁３０により近く整列してもよいことが理解される。すなわち、先端２８は、非対称の位置に移動させることができる。図８は、このような本発明の一実施形態を示すものである。入口通路９は、側壁３０とシュラウドプレート１２との間でタービン軸方向の幅３８を画定する（なお、図８では、分かりやすくするためにシュラウドプレート１２は省略されている）。仕切壁２６の先端２８は、幅３８の半分以上の距離４０だけ側壁３０から離間している。距離４０は、幅３８の約６２％であり、幅３８の約５５％～約７０％の範囲内であることが好ましい。このように、第１のボリュート２４から入口通路９への流れのための面積は、第２のボリュート２５から入口通路９への流れのための面積よりも小さくなっている。

第１のボリュート２４の出口面積を小さくすることで、第１のボリュート２４を流れる流れが制限され、第１のボリュート２４の圧力が上昇することになる。第１のボリュート２４の圧力の増加は、２つのボリュート２４、２５の間の流れの状態を均衡させるために利用することができる。さらに、増加した圧力は、例えば排気ガス再循環のため（すなわち、排気ガス再循環ラインを第１のボリュート２４と流体連通して配置することによって）など、エンジンシステムの他の部分を駆動するために利用することができる。

好ましくは、先端２８が側壁３０とシュラウドプレート１２との間の非対称な位置に移動される場合、先端２８もタービン軸線Ａに半径方向に近づくように（すなわち、第１の半径Ｒ１の値を小さくするように）移動されるべきである。図７の実施形態では、第１の半径Ｒ１は、第２の半径Ｒ２よりも約９％大きい。代替の実施形態では、第２のボリュート２５を使用して排気ガス再循環を駆動できるように、仕切壁２６の先端２８を対応する量だけ側壁３０に近づけることができることが理解される。

好適な非対称タービンの形状の他の例を図９に示す。図９において、第１のボリュート２４の断面積は、第２のボリュート２５の断面積より小さい。第１及び第２のボリュート２４、２５の断面積は、タービン軸線Ａを含む共通の平面で測定した第１及び第２のボリュート２４、２５の面積である。特に、第１のボリュート２４の断面積は第２のボリュート２５の断面積の約８４％、好ましくは第２のボリュート２５の断面積の約７０％～９０％である。第１のボリュート２４の断面積が小さいので、第１のボリュート２４内の流体はバルク速度が大きくなる。特に、第１のボリュートセントロイド４２における流体速度は、第２のボリュートセントロイド４４における流体速度より大きい。したがって、第１のボリュート２４の断面積を調整することにより、先端２８の近傍で第１のボリュート２４から流出する流体の出口圧力および流速を、第２のボリュート２５から流出する流体の圧力および流速とより近くに一致させることが可能である。したがって、クロストークの発生可能性をより少なくすることができる。

上述したタービンは２つのボリュート２４、２５のみを含んでいるが、本発明の代替実施形態では、タービンは２つ以上のボリュート、例えば３つ以上のボリュートを含み得ることが理解される。各隣接する一対のボリュートは、各仕切壁２６の先端２８がタービン軸線Ａから測定した半径が本明細書に記載の範囲のうちの１つに入るかぎり、仕切壁２６によって分離されてもよい。

上述したタービンは、可動ノズルリング１１と固定シュラウドプレート１２とを含むが、代替実施形態では、シュラウドプレート１２は、入口通路９の軸方向幅を変えるためにタービン軸線Ａに沿って移動可能であってもよいことが理解される。さらにさらなる実施形態では、ノズルリング１１及びシュラウドプレート１２の両方は、入口通路９の軸方向幅を変化させるために、タービン軸線Ａに沿って独立して又は協同して可動であってよい。

Claims (25)

1. 可変形状タービンであって、
   タービン軸を中心に回転するように支持されたタービンホイールと、
   第１の流体源からの第１の排気ガス流を受けるための第１のボリュートと、第２の流体源からの第２の排気ガス流を受けるための第２のボリュートとを含むタービンハウジングであって、第１のボリュートと第２のボリュートは、仕切壁によって分離されている、タービンハウジングと、
   タービンホイールを取り囲み、第１のボリュートと第２のボリュートに流体的に接続された入口通路であって、第１の壁部材と、第１の壁部材の反対側の第２の壁部材との間に少なくとも部分的に画定され、第１の壁部材が、入口通路の大きさを変えるためにタービン軸に沿って移動可能である入口通路と、を含み、
   仕切壁の先端がタービン軸に対して第１の半径（Ｒ１）を画定し、入口通路内に位置する第１の壁部材の半径方向最外部がタービン軸に対して第２の半径（Ｒ２）を画定し、
   第１の半径（Ｒ１）が第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きい、
   可変形状タービン。
2. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約２％大きい、
   請求項１に記載の可変形状タービン。
3. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約４％大きい、
   請求項１または２に記載の可変形状タービン。
4. タービンハウジングは、タービン軸に概ね平行に延びる舌部を画定し、
   第１の半径は、舌部の先端によって画定される半径と実質的に等しい、
   請求項１－３のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
5. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約４０％大きい、
   請求項１－４のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
6. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約２５％大きい、
   請求項１－５のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
7. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約１５％大きい、
   請求項１－６のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
8. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約１０％大きい、
   請求項１－７のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
9. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約８％大きい、
   請求項１－８のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
10. 第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも、最大約７％大きい、
    請求項１－９のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
11. 第１の壁部材は、軸方向に延びる１つまたは複数のノズルベーンを有するノズルキャリアである、
    請求項１－１０のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
12. 第１の壁部材は、１つ以上のノズルベーンを受け入れるための１つ以上のスロットを有するシュラウドプレートである、
    請求項１－１０のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
13. 第２の壁部材は、入口通路の大きさを変化させるように、タービン軸に沿って移動可能である、
    請求項１－１２のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
14. 第１の壁部材は、タービン軸に対して半径方向の流体の流れを遮断するように構成された実質的に連続した円周面を含んでいる、
    請求項１－１３のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
15. 入口通路は、タービン軸に平行な方向の幅を画定し、
    仕切壁の先端は、入口通路の幅の軸方向中点と実質的に整列する、
    請求項１－１４のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
16. 第１および第２のボリュートは非対称である、
    請求項１－１４のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
17. 入口通路は、タービン軸に平行な方向の幅を画定し、
    仕切壁の先端は、第１の壁部材がタービンハウジングに対して面一の位置にあるときの第１の壁部材と、入口通路の幅の軸方向中点との間に配置される、
    請求項１－１４のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
18. 入口通路は、タービン軸に平行な方向の幅を画定し、
    仕切壁の先端は、第２の壁部材と、入口通路の幅の軸方向中点との間に配置される、
    請求項１－１４のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
19. タービン軸線Ａを含む平面に対して測定した第１のボリュートの断面積は、該平面に対して測定した第２のボリュートの断面積よりも小さい、
    請求項１６に記載の可変形状タービン。
20. 第１のボリュートの断面積は、第２のボリュートの断面積の約７０％～約９０％である、
    請求項１９に記載の可変形状タービン。
21. 第１のボリュートは、第１のボリュートの入口を画定し、第２のボリュートは、第２のボリュートの入口を画定し、第１のボリュート入口と第２のボリュート入口とは、タービン軸に対して実質的に同じ方位角で整列する、
    請求項１－２０のいずれか１つに記載の可変形状タービン。
22. 第１のボリュート入口と第２のボリュート入口との間の仕切壁の一部は、タービン軸に概ね直交する方向に延びる、
    請求項１７に記載の可変形状タービン。
23. 第１のボリュート入口と第２のボリュート入口との間の仕切壁の一部は、タービン軸に対して概ね平行な方向に延びる、
    請求項１７に記載の可変形状タービン。
24. 請求項１－２３のいずれか１つに記載の可変形状タービンを含むターボチャージャ。
25. 可変形状タービン用のタービンハウジングであって、
    第１のシリンダバンクから第１の排気ガス流を受け入れるための第１のボリュートと、
    第２のシリンダバンクから第２の排気ガス流を受け入れるための第２のボリュートであって、第１のボリュートと第２のボリュートは、周方向に延びる先端を有する仕切壁によって分離されている、第２のボリュートと、を含み、
    仕切壁の先端がタービン軸に対して第１の半径（Ｒ１）を画定し、タービンの軸方向に可動な壁部材がタービン軸とタービンの入口通路内に位置する可動壁部材の半径方向最外部との間で第２の半径（Ｒ２）を画定し、
    第１の半径（Ｒ１）は、第２の半径（Ｒ２）よりも少なくとも約１％大きい、
    タービンハウジング。

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