JP5772207B2 - Radial turbine and turbocharger - Google Patents
Radial turbine and turbocharger Download PDFInfo
- Publication number
- JP5772207B2 JP5772207B2 JP2011110633A JP2011110633A JP5772207B2 JP 5772207 B2 JP5772207 B2 JP 5772207B2 JP 2011110633 A JP2011110633 A JP 2011110633A JP 2011110633 A JP2011110633 A JP 2011110633A JP 5772207 B2 JP5772207 B2 JP 5772207B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- turbine
- blade
- leading edge
- impeller
- radial
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Supercharger (AREA)
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Description
本発明は、排気ガス等のガスの圧力エネルギーを利用して回転力を発生させるラジアルタービン等に関する。 The present invention relates to a radial turbine or the like that generates a rotational force by using pressure energy of a gas such as exhaust gas.
近年、例えば車両用過給機等に用いられるラジアルタービンについて種々の開発が行われており、ラジアルタービンの一般的な構成等について説明すると、次のようになる。 In recent years, various developments have been made on radial turbines used in, for example, vehicle superchargers. The general configuration of a radial turbine will be described as follows.
ラジアルタービンは、タービンハウジングを具備しており、タービンハウジングは、内側に、シュラウド(シュラウド壁)を有している。また、タービンハウジング内には、タービンインペラが設けられており、タービンインペラは、軸心周りに回転可能なホイール、及びホイールの外周面に周方向に間隔を置いて設けられかつ先端縁(外縁)がタービンハウジングのシュラウドに沿うように延びた複数枚のタービン動翼を備えている。ここで、各タービン動翼の前縁の翼厚は、ハブ部側からチップ部側にかけて略均一になっている。なお、ホイールは、タービンハウジングと異なる別のハウジング(ベアリングハウジング)にベアリングを介して回転可能に設けられたタービン軸(ロータ軸)の一端部に連結してある。 The radial turbine includes a turbine housing, and the turbine housing has a shroud (a shroud wall) inside. Further, a turbine impeller is provided in the turbine housing. The turbine impeller is provided with a wheel rotatable around an axis, and provided at a circumferential interval on the outer peripheral surface of the wheel, and a leading edge (outer edge). Includes a plurality of turbine blades extending along the shroud of the turbine housing. Here, the blade thickness of the leading edge of each turbine rotor blade is substantially uniform from the hub portion side to the tip portion side. The wheel is connected to one end portion of a turbine shaft (rotor shaft) rotatably provided via a bearing in another housing (bearing housing) different from the turbine housing.
タービンハウジングの適宜位置には、エンジンからの排気ガスを取入れるガス取入口が形成されている。また、タービンハウジングの内部には、環状のタービンスクロール流路(供給流路の一例)がタービンインペラを囲むように形成されており、タービンスクロール流路は、ガス取入口に連通してある。更に、タービンハウジングにおけるタービンインペラの出口側(下流側)には、排気ガスを排出するガス排出口が形成されている。 A gas inlet for taking in exhaust gas from the engine is formed at an appropriate position of the turbine housing. An annular turbine scroll passage (an example of a supply passage) is formed inside the turbine housing so as to surround the turbine impeller, and the turbine scroll passage communicates with the gas inlet. Further, a gas discharge port for discharging exhaust gas is formed on the outlet side (downstream side) of the turbine impeller in the turbine housing.
従って、ガス取入口から取入れた排気ガスをタービンスクロール流路を経由してタービンインペラの入口側から出口側へ流通させる。これにより、排気ガスの圧力エネルギーを利用して回転力(回転トルク)を発生させて、タービン軸を回転させることができる。 Therefore, the exhaust gas taken in from the gas inlet is circulated from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller via the turbine scroll passage. Thus, the turbine shaft can be rotated by generating a rotational force (rotational torque) using the pressure energy of the exhaust gas.
なお、本発明に関連する先行技術として特許文献1及び特許文献2に示すものがある。
In addition, there exist some which are shown to patent
ところで、ラジアルタービンの運転状態等に応じて、排気ガスの流量が小さくなると、タービン動翼に対する排気ガスの相対流入角が大きくなって、排気ガスの相対流入角とタービン動翼の入口メタル角(前縁の翼角)の差であるインシデンスが増大する。そのため、タービン動翼の前縁近傍において排気ガスの剥離が生じ易くなって、タービンインペラ内(隣接関係にあるタービン動翼間)における圧力損失(エネルギー損失)が増大して、ラジアルタービンのタービン効率の低下を招くという問題がある。 By the way, when the flow rate of the exhaust gas is reduced according to the operating state of the radial turbine, the relative inflow angle of the exhaust gas with respect to the turbine rotor blade increases, and the relative inflow angle of the exhaust gas and the inlet metal angle of the turbine rotor blade ( Incidence, which is the difference in blade angle of the leading edge, increases. As a result, exhaust gas separation tends to occur in the vicinity of the leading edge of the turbine blade, increasing the pressure loss (energy loss) in the turbine impeller (between adjacent turbine blades) and increasing the turbine efficiency of the radial turbine. There is a problem of causing a decrease in
そこで、本発明は、前述の問題を解決することができる、新規な構成のラジアルタービンを提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a radial turbine having a novel configuration that can solve the above-described problems.
本願の発明者は、まず、図4(a)に示すタービンインペラを従来例に係るもの、図4(b)に示すタービンインペラを比較例1に係るもの、図5(a)に示すタービンインペラを比較例2に係るもの、及び図5(b)に示すタービンインペラを発明例に係るものをそれぞれ解析対象として特定する。ここで、従来例に係るタービンインペラは、各タービン動翼の前縁の翼厚がハブ部側(ホイール側)からチップ部側(シュラウド側)にかけて略均一になっており、具体的には、各タービン動翼の前縁の翼厚は0.5mmである。比較例1に係るタービンインペラは、各タービン動翼の前縁の翼厚がチップ部側からハブ部側にかけて漸次厚くなっており、具体的には、各タービン動翼の前縁のチップ部の翼厚は0.5mm、各タービン動翼の前縁のハブ部の翼厚は2.0mm、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比(翼厚比又は比率)は4.0である。比較例2に係るタービンインペラは、各タービン動翼の前縁の翼厚がチップ部側からハブ部側にかけて漸次厚くなっており、具体的には、各タービン動翼の前縁のチップ部の翼厚は0.5mm、各タービン動翼の前縁のハブ部の翼厚は3.0mm、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比は6.0である。発明例に係るタービンインペラは、各タービン動翼の前縁の翼厚がミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなっており、具体的には、各タービン動翼の前縁のチップ部の翼厚は0.5mm、各タービン動翼の前縁のミーン部の翼厚は0.5mm、各タービン動翼の前縁のハブ部の翼厚は2.0mm、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比は4.0である。なお、従来例、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラにおいて、タービン動翼の前縁における流れ方向に沿った断面形状は半円形状(曲がり形状の一例)になっており、タービン動翼の前縁の翼厚とは、タービン動翼の前縁における半円形状を除いた部位の翼厚のことをいう。 The inventor of the present application first relates to the turbine impeller shown in FIG. 4 (a) according to the conventional example, the turbine impeller shown in FIG. 4 (b) according to the comparative example 1, and the turbine impeller shown in FIG. 5 (a). Are related to the comparative example 2 and the turbine impeller shown in FIG. 5B is specified as an analysis object. Here, in the turbine impeller according to the conventional example, the blade thickness of the leading edge of each turbine rotor blade is substantially uniform from the hub portion side (wheel side) to the tip portion side (shroud side), specifically, The blade thickness of the leading edge of each turbine blade is 0.5 mm. In the turbine impeller according to the comparative example 1, the blade thickness of the leading edge of each turbine blade is gradually increased from the tip portion side to the hub portion side. The blade thickness is 0.5 mm, the blade thickness of the hub portion at the leading edge of each turbine blade is 2.0 mm, and the ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion at the leading edge of each turbine blade (blade thickness ratio) Or ratio) is 4.0. In the turbine impeller according to the comparative example 2, the blade thickness of the leading edge of each turbine blade is gradually increased from the tip portion side to the hub portion side. Specifically, the tip of the tip portion of each turbine blade is The blade thickness is 0.5 mm, the blade thickness of the hub portion at the leading edge of each turbine blade is 3.0 mm, and the ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion at the leading edge of each turbine blade is 6.0. It is. In the turbine impeller according to the invention example, the blade thickness of the leading edge of each turbine blade gradually increases from the mean part side to the hub part side. Specifically, the blade of the tip part of the leading edge of each turbine blade The thickness is 0.5 mm, the blade thickness of the mean portion of the leading edge of each turbine blade is 0.5 mm, the blade thickness of the hub portion of the leading edge of each turbine blade is 2.0 mm, and at the leading edge of each turbine blade The ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion is 4.0. In the turbine impeller according to the conventional example, the comparative example 1, the comparative example 2, and the invention example, the cross-sectional shape along the flow direction at the front edge of the turbine rotor blade is a semicircular shape (an example of a curved shape). The blade thickness at the leading edge of the turbine blade refers to the blade thickness at a portion excluding the semicircular shape at the leading edge of the turbine blade.
そして、タービン動翼に対するガスの相対流入角を70度(この場合、インシデンスも70度)に設定した上で、ラジアルタービンの運転中における従来例、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラ内のガスの相対マッハ数分布についてCFD(Computational Fluid Dynamics)解析を行い、そのCFD解析結果として、ガスの流れの極めて遅い領域とガスの流れの遅い領域をまとめると、図6(a)(b)(c)〜図9(a)(b)(c)に示すようになる。なお、図6(a)(b)(c)は、従来例に係るタービンインペラ内のハブ部近傍(0.1スパン)、ミーン部(0.5スパン)、及びチップ部近傍(0.9スパン)におけるガスの流れの極めて遅い領域とガスの流れを示す図(径方向外側から見た図)、図7(a)(b)(c)は、比較例1に係るタービンインペラ内のハブ部近傍、ミーン部、及びチップ部近傍におけるガスの流れの極めて遅い領域とガスの流れを示す図、図8(a)(b)(c)は、比較例2に係るタービンインペラ内のハブ部近傍、ミーン部、及びチップ部近傍におけるガスの流れの極めて遅い領域とガスの流れを示す図、図9(a)(b)(c)は、発明例に係るタービンインペラ内のハブ部近傍、ミーン部、及びチップ部近傍におけるガスの流れの極めて遅い領域とガスの流れを示す図である。 And after setting the relative inflow angle of the gas to the turbine rotor blade to 70 degrees (in this case, the incidence is also 70 degrees), the conventional example, the comparative example 1, the comparative example 2, and the invention example during the operation of the radial turbine A CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis is performed on the relative Mach number distribution of the gas in the turbine impeller. As a result of the CFD analysis, a region where the gas flow is extremely slow and a region where the gas flow is slow are summarized as shown in FIG. ) (B) (c) to FIG. 9 (a) (b) (c). 6A, 6B, and 6C show the vicinity of the hub portion (0.1 span), the mean portion (0.5 span), and the vicinity of the tip portion (0.9) in the conventional turbine impeller. FIGS. 7A, 7 </ b> B, and 7 </ b> C are diagrams showing the extremely slow region of the gas flow and the gas flow in the span), and FIGS. 7A, 7 </ b> B, and 7 </ b> C are the hubs in the turbine impeller according to the first comparative example. FIGS. 8A, 8 </ b> B, and 8 </ b> C show a very slow region of gas flow and gas flow in the vicinity of the section, the mean section, and the vicinity of the tip section, and FIGS. FIG. 9A, FIG. 9B, and FIG. 9C show the extremely slow region of gas flow in the vicinity, the mean portion, and the tip portion, and the gas flow. FIGS. 9A, 9B, and 9C show the vicinity of the hub portion in the turbine impeller according to the invention example, Extremely slow gas flow in the vicinity of the mean and tip And is a diagram showing a gas flow.
CFD解析結果によれば、図6(a)、図7(a)、図8(a)、及び図9(a)に示すように、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラの場合には、従来例に係るタービンインペラの場合に比べて、ハブ部近傍においてガスの流れの極めて遅い領域、換言すれば、ガスの剥離領域を低減することができることが判明した。また、図6(b)(c)、図7(b)(c)、図8(a)(b)、及び図9(a)(b)に示すように、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラの場合にも、従来例に係るタービンインペラの場合と同程度に、ミーン部及びチップ部近傍においてガスの流れの極めて遅い領域等が生じることが判明した。つまり、各タービンインペラの前縁の翼厚をミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くすることによって、タービンインペラ内のハブ部近傍におけるガスの剥離領域を低減できると共に、各タービンインペラの前縁の翼厚をミーン部側からチップ部側にかけて漸次厚くしても、タービンインペラ内のミーン部及びチップ部近傍におけるガスの剥離領域を十分に低減できないということが判明した。 According to the CFD analysis results, as shown in FIGS. 6 (a), 7 (a), 8 (a), and 9 (a), turbines according to comparative example 1, comparative example 2, and invention example are shown. In the case of the impeller, it has been found that the region where the gas flow is extremely slow in the vicinity of the hub portion, in other words, the gas separation region can be reduced as compared with the case of the turbine impeller according to the conventional example. Further, as shown in FIGS. 6B and 6C, FIGS. 7B and 8C, FIGS. 8A and 8B, and FIGS. 9A and 9B, Comparative Example 1 and Comparative Example 2 are used. In addition, in the case of the turbine impeller according to the invention example, it has been found that a region where the gas flow is extremely slow occurs in the vicinity of the mean part and the tip part as in the case of the turbine impeller according to the conventional example. In other words, by gradually increasing the blade thickness of the leading edge of each turbine impeller from the mean part side to the hub part side, the gas separation region in the vicinity of the hub part in the turbine impeller can be reduced, and the leading edge of each turbine impeller can be reduced. It has been found that even if the blade thickness is gradually increased from the mean part side to the tip part side, the gas separation region in the turbine impeller and in the vicinity of the tip part cannot be sufficiently reduced.
なお、図示していないが、タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比が3.0〜5.0の範囲内で、発明例に係るタービンインペラと同様に、各タービン動翼の前縁の翼厚がミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなるようにした他の発明例に係るタービンインペラの場合においても、発明例に係るタービンインペラの場合と同様のCFD解析結果を得ることができた。 Although not shown, the ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion at the leading edge of the turbine rotor blade is within a range of 3.0 to 5.0, as in the turbine impeller according to the invention example. In the case of a turbine impeller according to another invention example in which the blade thickness of the leading edge of each turbine rotor blade gradually increases from the mean part side to the hub part side, the same as in the case of the turbine impeller according to the invention example CFD analysis results could be obtained.
続いて、ラジアルタービンの運転中における従来例、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラのタービン動翼の応力分布についてFEM(Finite Element Method)解析を行い、そのFEM解析結果として、タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比とタービン動翼の最大応力(背面及び腹面の最大応力)との関係をまとめると、図10に示すようになる。なお、図10は、タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比とタービン動翼の最大応力との関係を示す図であって、タービン動翼の最大応力は無次元化されている。 Subsequently, the FEM (Finite Element Method) analysis is performed on the stress distribution of the turbine rotor blades of the turbine impeller according to the conventional example, the comparative example 1, the comparative example 2, and the invention example during the operation of the radial turbine. FIG. 10 summarizes the relationship between the ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion at the leading edge of the turbine blade and the maximum stress of the turbine blade (maximum stress on the rear surface and the abdominal surface). . FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the ratio of the blade thickness of the hub portion to the blade thickness of the tip portion at the leading edge of the turbine blade and the maximum stress of the turbine blade, and the maximum stress of the turbine blade is It is made dimensionless.
FEM解析結果によれば、発明例に係るタービンインペラの場合及び前記他の発明例に係るタービンインペラの場合には、従来例に係るタービンインペラの場合と同様に、タービン動翼の背面及び腹面の最大応力が基準の許容最大応力を越えることがないことが判明した。一方、比較例1及び比較例2に係るタービンインペラの場合には、タービン動翼の背面及び腹面の最大応力が基準の許容最大応力を越えることが判明した。ここで、基準の許容最大応力とは、経験的又は試験的に許容できると認められかつタービン動翼に発生する最大応力のことをいう。 According to the FEM analysis result, in the case of the turbine impeller according to the invention example and the case of the turbine impeller according to the other invention example, as in the case of the turbine impeller according to the conventional example, It was found that the maximum stress did not exceed the standard maximum allowable stress. On the other hand, in the case of the turbine impellers according to Comparative Example 1 and Comparative Example 2, it has been found that the maximum stress on the back surface and the abdominal surface of the turbine rotor blade exceeds the maximum allowable stress. Here, the reference allowable maximum stress refers to the maximum stress that is recognized empirically or experimentally and that is generated in the turbine rotor blade.
本願の発明者は、前述の解析結果に基づいて、各タービン動翼の前縁の翼厚をミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなるようにし、かつ各タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比を適正な範囲に設定した場合には、ラジアルタービンの運転中に各タービン動翼に発生する応力が基準の許容最大応力を越えることなく、タービン動翼に対するガスの流相対入角とタービン動翼の入口メタル角(前縁の翼角)の差であるインシデンスが増大しても、各タービン動翼の前縁近傍におけるガスの剥離を十分に抑制できるという、新規な知見を得ることができ、本発明を完成するに至った。ここで、適正な範囲とは、3.0〜5.0の範囲のことをいう。 The inventor of the present application makes the blade thickness of the leading edge of each turbine blade gradually increase from the mean part side to the hub part side based on the above-described analysis results, and the tip portion at the leading edge of each turbine blade. If the ratio of the blade thickness of the hub to the blade thickness of the hub is set to an appropriate range, the stress generated on each turbine blade during the operation of the radial turbine does not exceed the maximum allowable stress of the turbine blade. Gas separation near the leading edge of each turbine blade can be sufficiently suppressed even if the incidence, which is the difference between the relative flow angle of the gas flow to the turbine and the inlet metal angle (blade angle of the leading edge) of the turbine blade, increases. Thus, the present inventors have completed the present invention. Here, an appropriate range means a range of 3.0 to 5.0.
第1の本発明は、ガスの圧力エネルギーを利用して回転力を発生させるラジアルタービンであって、内側にシュラウドを有したタービンハウジングと、前記タービンハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能なホイール、及び前記ホイールの外周面に間隔を置いて設けられかつ先端縁が前記タービンハウジングの前記シュラウドに沿うように延びた複数枚のタービン動翼を備えたタービンインペラと、を具備し、各タービン動翼の前縁におけるガスの流れ方向に沿った断面形状は、曲がり形状になっており、各タービン動翼の前縁における前記曲がり形状を除いた部位の翼厚は、チップ部側からミーン部側にかけて略均一でかつミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなっており、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の前記翼厚に対するハブ部の前記翼厚の比が3.0〜5.0に設定されている。 A first aspect of the present invention is a radial turbine that generates a rotational force by using pressure energy of a gas, and includes a turbine housing having a shroud on the inside thereof, the turbine housing rotatably provided in the turbine housing, A rotatable wheel, and a turbine impeller provided with a plurality of turbine rotor blades provided at intervals on an outer peripheral surface of the wheel and having a leading edge extending along the shroud of the turbine housing. The cross-sectional shape along the gas flow direction at the leading edge of each turbine blade is a curved shape, and the blade thickness of the portion excluding the curved shape at the leading edge of each turbine blade is the tip portion. side and gradually becomes thicker toward the hub side from a substantially uniform and Mean portion side to the Mean portion side from the tip portion at the leading edge of each turbine blade The ratio of the blade thickness of the hub portion to the serial blade thickness is set to 3.0 to 5.0.
なお、前記ラジアルタービンは、車両用過給機、ガスタービン等に用いられる。また、「タービンハウジングのシュラウド」とは、例えば可変ノズルユニットのシュラウドリング等、前記タービンハウジングの一部に相当する部材の内壁を含む意である。 The radial turbine is used for a vehicle supercharger, a gas turbine, and the like. The “turbine housing shroud” is intended to include an inner wall of a member corresponding to a part of the turbine housing, such as a shroud ring of a variable nozzle unit.
第1の本発明によると、ガスを前記タービンインペラの入口側から出口側へ流通させる。これにより、ガスの圧力エネルギーを利用して回転力(回転トルク)を発生させることができる。 According to a first aspect of the present invention, circulating the gas from the inlet side of the turbine impeller to the outlet side. Thereby, a rotational force (rotational torque) can be generated using the pressure energy of the gas.
各タービン動翼の前縁の翼厚がミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなってあって、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の翼厚に対するハブ部の翼厚の比(翼厚比)が3.0〜5.0に設定されているため、前述の新規な知見を適用すると、前記ラジアルタービンの運転中に、各タービン動翼に発生する応力が基準の許容最大応力を越えることなく、前記タービン動翼に対するガスの相対流入角が大きくなっても、前記タービン動翼の前縁近傍におけるガスの剥離を十分に抑制することができる。 The blade thickness of the leading edge of each turbine blade is gradually increased from the mean side to the hub side, and the ratio of the blade thickness of the hub portion to the tip thickness at the leading edge of each turbine blade (blade thickness) Ratio) is set to 3.0 to 5.0, so if the above-mentioned new knowledge is applied, the stress generated in each turbine blade during the operation of the radial turbine exceeds the standard maximum allowable stress. Even if the relative inflow angle of the gas to the turbine rotor blade increases, gas separation near the front edge of the turbine rotor blade can be sufficiently suppressed.
第2の本発明は、エンジン側に供給される空気を過給する過給機において、第1の特徴からなるラジアルタービンを具備したことを要旨とする。 The gist of the second aspect of the present invention is that the supercharger for supercharging the air supplied to the engine side includes the radial turbine having the first feature.
第2の本発明によると、第1の本発明による作用と同様の作用を奏する。 According to the second aspect of the present invention , the same effect as that of the first aspect of the present invention is achieved.
本発明によれば、前記ラジアルタービンの運転中に、各タービン動翼に発生する応力が基準の許容最大応力を越えることなく、前記タービン動翼に対するガスの相対流入角が大きくなっても、前記タービン動翼の前縁近傍におけるガスの剥離を十分に抑制できるため、前記ラジアルタービンの耐久性を十分に確保した上で、前記タービンインペラ内(隣接関係にある前記タービン動翼間)における圧力損失(エネルギー損失)の増大を抑えて、前記ラジアルタービンのタービン効率の向上を図ることができる。 According to the present invention, during operation of the radial turbine, the stress generated in each turbine blade does not exceed a standard allowable maximum stress, and even if the relative inflow angle of gas to the turbine blade increases, Since gas separation in the vicinity of the leading edge of the turbine rotor blade can be sufficiently suppressed, the pressure loss in the turbine impeller (between the adjacent turbine blades) is ensured with sufficient durability of the radial turbine. An increase in (energy loss) can be suppressed, and the turbine efficiency of the radial turbine can be improved.
本発明の実施形態について図1から図3、及び図11−1から図11−3を参照して説明する。なお、図面中、「FF」は、前方向を指し、「FR」は、後方向を指してある。 Embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 3 and FIGS. 11-1 to 11-3. In the drawings, “FF” indicates the forward direction, and “FR” indicates the backward direction.
図3に示すように、本発明の実施形態に係る可変容量型の車両用過給機1は、エンジン(図示省略)からの排気ガスのエネルギーを利用して、エンジンに供給される空気を過給(圧縮)するものである。そして、可変容量型の車両用過給機1の具体的な構成等は、以下のようになる。
As shown in FIG. 3, the variable
可変容量型の車両用過給機1は、ベアリングハウジング3を具備しており、ベアリングハウジング3内には、ラジアルベアリング5及び一対のスラストベアリング7が設けられている。また、複数のベアリング5,7には、前後方向へ延びたタービン軸(ロータ軸)9が回転可能に設けられており、換言すれば、ベアリングハウジング3には、タービン軸9が複数のベアリング5,7を介して回転可能に設けられている。
The variable
ベアリングハウジング3の前側には、遠心力を利用して空気を圧縮するコンプレッサ11が配設されており、コンプレッサ11の具体的な構成は、次のようになる。
A
ベアリングハウジング3の前側には、コンプレッサハウジング13が設けられており、コンプレッサハウジング13内には、コンプレッサインペラ15が回転可能に設けられている。そして、コンプレッサインペラ15の構成要素について説明すると、コンプレッサハウジング13内には、ホイール17が設けられており、ホイール17は、タービン軸9の前端部に固定ナット19を介して一体的に連結してあって、コンプレッサインペラ15の軸心(換言すれば、タービン軸9の軸心)C周りに回転可能である。また、ホイール17の外周面は、コンプレッサインペラ15の軸方向から径方向外側に向かって延びている。更に、ホイール17の外周面には、複数枚のコンプレッサ動翼21が周方向に間隔を置いて設けられている。
A
コンプレッサハウジング13におけるコンプレッサインペラ15の入口側(コンプレッサハウジング13の前側)には、空気を取入れる空気取入口23が形成されており、空気取入口23は、接続管(図示省略)を介してエアクリーナー(図示省略)に接続可能である。また、ベアリングハウジング3とコンプレッサハウジング13との間におけるコンプレッサインペラ15の出口側には、圧縮された空気を昇圧する環状のディフューザ流路25が形成されており、ディフューザ流路25は、空気取入口23に連通してある。更に、コンプレッサハウジング13の内部には、環状(渦巻き状)のコンプレッサスクロール流路27がコンプレッサインペラ15を囲むように形成されており、コンプレッサスクロール流路27は、ディフューザ流路25に連通してある。そして、コンプレッサハウジング13の適宜位置には、圧縮された空気を排出する空気排出口29が形成されており、空気排出口29は、コンプレッサスクロール流路27に連通してあって、エンジンの給気マニホールド(図示省略)に接続可能である。
An
ベアリングハウジング3の後側には、排気ガスの圧力エネルギーを利用して回転力(回転トルク)を発生させるラジアルタービン31が配設されており、ラジアルタービン31の具体的な構成は、次のようになる。
A
図1及び図3に示すように、ベアリングハウジング3の後側には、タービンハウジング33が設けられており、このタービンハウジング33は、内側に、シュラウド(具体的に、後述のシュラウドリングの内壁)Sを有している。また、タービンハウジング33内には、タービンインペラ35が回転可能に設けられている。そして、タービンインペラ35の構成要素について説明すると、タービンハウジング33内には、ホイール37が設けられており、ホイール37は、タービン軸9の後端部に一体的に連結してあって、タービンインペラ35の軸心(換言すれば、タービン軸9の軸心)C周りに回転可能である。また、ホイール37の外周面は、タービンインペラ35の軸方向から径方向外側に向かって延びている。更に、ホイール37の外周面には、複数枚のタービン動翼39が周方向に間隔を置いて設けられており、各タービン動翼39の先端縁(外縁)39Tは、タービンハウジング33のシュラウドSに沿うように延びている。
As shown in FIGS. 1 and 3, a
タービンハウジング33内には、可変ノズルユニット41がタービンインペラ35を囲むように配設されている。より具体的には、タービンハウジング33内におけるタービンインペラ35の径方向外側(入口側)には、ノズルリング43が取付リング45を介して設けられており、ノズルリング43には、シュラウドリング47が複数(1つのみ図示)の連結ピン49を介して一体的かつ前後に離隔して設けられており、ノズルリング43及びシュラウドリング47は、タービンハウジング33の一部に相当するものとして捉えることができる。
A
ノズルリング43とシュラウドリング47との間、換言すれば、タービンハウジング33内におけるタービンインペラ35の入口側には、タービンインペラ35側に供給される排気ガスの流路面積を可変する複数枚の可変ノズル51が周方向に間隔を置いて配設されており、各可変ノズル51は、タービンインペラ35の軸心Cに平行な軸心周りに回転可能(揺動可能)である。ここで、複数枚の可変ノズル51のノズル軸53は、特開2009−243431号公報又は特開2009−243300号公報に示すように、同期機構55によって連動連結してあって、アクチュエータ(図示省略)によって同期して回転するものである。
Between the
タービンハウジング33の適宜位置には、排気ガスを取入れるガス取入口57が形成されており、ガス取入口57は、エンジンの排気マニホールド(図示省略)に接続可能である。また、タービンハウジング33の内部には、環状(渦巻き状)のタービンスクロール流路(供給流路の一例)59が複数枚の可変ノズル51及びタービンインペラ35を囲むように形成されており、タービンスクロール流路59は、ガス取入口57に連通してあって、タービンスクロール流路59の流路断面積は、タービンインペラ35の回転方向に沿って漸次縮小するようになっている。更に、タービンハウジング33におけるタービンインペラ35の出口側(タービンハウジング33の後側)には、排気ガスを排出するガス排出口61が形成されており、ガス排出口61は、タービンスクロール流路59に連通してあって、接続管(図示省略)を介して排気ガス浄化装置(図示省略)に接続可能である。
A
続いて、本発明の実施形態に係るラジアルタービン31の特徴部分について説明する。
Then, the characteristic part of the
複数枚のタービン動翼39は、特開2008−133765号公報に示すように、ラジアル要素に基づいて構成されており、具体的には、タービンインペラ35の径方向に沿った任意の断面において、タービンインペラ35の軸心Cから放射状(タービンインペラ35の径方向外側)に延びるように構成されている。
The plurality of
そして、図1及び図2(a)に示すように、各タービン動翼39の前縁39Lの翼厚は、ミーン部39Lm側からハブ部39Lh側にかけて漸次厚くなってあって、各タービン動翼39の前縁39Lにおけるチップ部39Ltの翼厚に対するハブ部39Lhの翼厚の比(翼厚比又は比率)は、3.0〜5.0に設定されている。ここで、翼厚比が3.0以上に設定されるようにしたのは、 翼厚比が3.0未満であると、各タービン動翼39の前縁39L近傍における排気ガスの剥離を十分に抑制できないからである。一方、翼厚比が5.0以下に設定されるようにしたのは、翼厚比が5.0を越えると、ラジアルタービン31の運転中に、タービン動翼39に過大な応力が発生することが懸念されるからである。
As shown in FIGS. 1 and 2 (a), the blade thickness of the
図2(b)に示すように、各タービン動翼39の前縁39Lにおける排気ガスの流れ方向に沿った断面形状は、半円形状(曲がり形状の一例)になっている。
As shown in FIG. 2B, the cross-sectional shape along the flow direction of the exhaust gas at the
続いて、本発明の実施形態の作用及び効果について説明する。 Then, the effect | action and effect of embodiment of this invention are demonstrated.
(i) 本発明の実施形態の通常の作用
ガス取入口57から取入れた排気ガスをタービンスクロール流路59を経由してタービンインペラ35の入口側から出口側(排気ガスの流れ方向から見て上流側から下流側)へ流通させることにより、排気ガスの圧力エネルギーを利用して回転力(回転トルク)を発生させて、タービン軸9及びコンプレッサインペラ15をタービンインペラ35と一体的に回転させることができる。これにより、空気取入口23から取入れた空気を圧縮して、ディフューザ流路25及びコンプレッサスクロール流路27を経由して空気排出口29から排出することができ、エンジンに供給される空気を過給することができる。
(i) Normal operation of the embodiment of the present invention Exhaust gas taken in from the
ここで、排気ガスの流量が少ない場合(換言すれば、エンジン回転数が低速域にある場合)には、アクチュエータによって複数枚の可変ノズル51を絞る方向(閉じる方向)へ同期して回転させることにより、タービンインペラ35側に供給される排気ガスの流路面積(可変ノズル51のスロート面積)を小さくして、排気ガスの流速を高くして、タービンインペラ35の仕事量を十分に確保する。一方、排気ガスの流量が多い場合(換言すれば、エンジン回転数が高速域にある場合)には、アクチュエータによって複数枚の可変ノズル51を開く方向へ同期して回転させることにより、可変ノズル51のスロート面積を大きくして、タービンインペラ35側に多くの排気ガスを供給する。これにより、排気ガスの流量の多少に関係なく、タービンインペラ35によって回転力を十分かつ安定的に発生させることができる。
Here, when the flow rate of the exhaust gas is small (in other words, when the engine speed is in a low speed range), the plurality of
(ii) 本発明の実施形態の特有の作用
各タービン動翼39の前縁39Lの翼厚がミーン部39Lm側からハブ部39Lh側にかけて漸次厚くなってあって、各タービン動翼39の前縁39Lにおけるチップ部39Ltの翼厚に対するハブ部39Lhの翼厚の翼厚比が3.0〜5.0に設定されているため、前述の新規な知見を適用すると、ラジアルタービン31の運転中に、各タービン動翼39に発生する応力が基準の許容最大応力を越えることなく、タービン動翼39に対する排気ガスの相対流入角が大きくなっても、タービン動翼39の前縁39L近傍における排気ガスの剥離を十分に抑制することができる。特に、各タービン動翼39の前縁39Lにおける排気ガスの流れ方向に沿った断面形状が半円形状になっているため、タービン動翼39の前縁39Lに対する排気ガスの衝突損失を低減して、タービン動翼39の前縁39L近傍における排気ガスの剥離をより十分に抑制することができる。
(ii) Specific operation of the embodiment of the present invention The blade thickness of the
(iii) 本発明の実施形態の効果
本発明の実施形態によれば、ラジアルタービン31の運転中に、各タービン動翼39に発生する応力が基準の許容最大応力を越えることなく、タービン動翼39に対する排気ガスの相対流入角が大きくなっても、タービン動翼39の前縁39L近傍における排気ガスの剥離をより十分に抑制できるため、ラジアルタービン31の耐久性を十分に確保した上で、タービンインペラ35内(隣接関係にあるタービン動翼39間)における圧力損失(エネルギー損失)の増大を抑えて、ラジアルタービン31のタービン効率の向上を図ることができる。
(iii) Effects of the Embodiment of the Present Invention According to the embodiment of the present invention, the turbine blades can be produced without causing the stress generated in each
なお、本発明は、前述の実施形態の説明に限られるものではなく、例えば、ラジアルタービン31に適用した技術的思想を、可変ノズルユニット41を具備していないタービンに適用したり、ラジアル要素に基づいて構成された複数枚のタービン動翼39に代えて、ラジアル要素に基づいて構成されていない複数枚のタービン動翼(図示省略)を用いたりする等、種々の態様で実施可能である。更に、本発明に包含される権利範囲は、ラジアルタービン31だけでなく、ラジアルタービン31を具備した可変容量型の車両用過給機1等の過給機にも及ぶものである。
The present invention is not limited to the description of the above-described embodiment. For example, the technical idea applied to the
本発明の実施例について図11−1、図11−2、図11−3を参照して説明する。 An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 11-1, 11-2, and 11-3.
従来例、比較例1、比較例2、及び発明例に係るタービンインペラ(図4(a)(b)及び図5(a)(b)参照)について、ガスの流量とタービン効率の関係についてCFD解析を行い、そのCFD解析結果をまとめると、図11−1、図11−2、図11−3に示すようになる。即ち、小流量時において、発明例に係るタービンインペラの場合には、比較例1及び比較例2に係るタービンインペラの場合と同様に、従来例に係るタービンインペラの場合に比べて、ラジアルタービンのタービン効率を向上させることがCFD解析によって確認できた。また、大流量時において、発明例に係るタービンインペラの場合には、従来例、比較例1、及び比較例2に係るタービンインペラの場合に比べて、ラジアルタービンのタービン効率を向上させることがCFD解析結果によって確認できた。なお、図示していないが、前記他の発明例に係るタービンインペラの場合においても、発明例に係るタービンインペラの場合と同様のCFD解析結果を得ることができた。 Regarding the turbine impellers according to the conventional example, the comparative example 1, the comparative example 2, and the invention example (see FIGS. 4A and 4B and FIGS. 5A and 5B), the relationship between the gas flow rate and the turbine efficiency is CFD. When the analysis is performed and the CFD analysis results are summarized, the results are shown in FIGS. 11-1, 11-2, and 11-3. That is, at the time of a small flow rate, in the case of the turbine impeller according to the invention example, as in the case of the turbine impeller according to the comparative example 1 and the comparative example 2, compared with the case of the turbine impeller according to the conventional example, It was confirmed by CFD analysis that the turbine efficiency was improved. Further, in the case of the turbine impeller according to the invention example at the time of a large flow rate, it is possible to improve the turbine efficiency of the radial turbine as compared with the case of the turbine impeller according to the conventional example, the comparative example 1, and the comparative example 2. It was confirmed by the analysis result. Although not shown, the same CFD analysis results as in the case of the turbine impeller according to the invention example could be obtained in the case of the turbine impeller according to the other invention example.
1 可変容量型の車両用過給機
3 ベアリングハウジング
9 タービン軸
11 コンプレッサ
13 コンプレッサハウジング
15 コンプレッサインペラ
31 ラジアルタービン
33 タービンハウジング
S シュラウド
35 タービンインペラ
37 ホイール
39 タービン動翼
39L タービン動翼の前縁
39Lh タービン動翼の前縁のハブ部
39Lm タービン動翼の前縁のミーン部
39Lt タービン動翼の前縁のチップ部
41 可変ノズルユニット
43 ノズルリング
47 シュラウドリング
51 可変ノズル
57 ガス取入口
59 タービンスクロール流路
61 ガス排出口
DESCRIPTION OF
Claims (3)
内側にシュラウドを有したタービンハウジングと、
前記タービンハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能なホイール、及び前記ホイールの外周面に間隔を置いて設けられかつ先端縁が前記タービンハウジングの前記シュラウドに沿うように延びた複数枚のタービン動翼を備えたタービンインペラと、を具備し、
各タービン動翼の前縁におけるガスの流れ方向に沿った断面形状は、曲がり形状になっており、
各タービン動翼の前縁における前記曲がり形状を除いた部位の翼厚は、チップ部側からミーン部側にかけて略均一でかつミーン部側からハブ部側にかけて漸次厚くなっており、各タービン動翼の前縁におけるチップ部の前記翼厚に対するハブ部の前記翼厚の比が3.0〜5.0に設定されている、ラジアルタービン。 A radial turbine that generates rotational force using pressure energy of gas,
A turbine housing having an inner shroud;
A wheel rotatably provided in the turbine housing, rotatable around an axis, and a plurality of wheels provided at intervals on an outer peripheral surface of the wheel and having a leading edge extending along the shroud of the turbine housing A turbine impeller provided with one turbine blade ,
The cross-sectional shape along the gas flow direction at the leading edge of each turbine blade is a curved shape,
Blade thickness of the portion except for the bent shape of the leading edge of each turbine blade is made gradually thicker from a substantially uniform and Mean portion from the tip portion side to the Mean portion side to the hub side, the turbine blade before the ratio of blade thickness of the hub portion relative to the blade thickness of the tip portion at the edge is set to 3.0 to 5.0, the radial turbine.
請求項1又は請求項2に記載のラジアルタービンを具備している、過給機。 In the supercharger that supercharges the air supplied to the engine side,
To claim 1 or claim 2 which comprises a radial turbine according supercharger.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011110633A JP5772207B2 (en) | 2011-05-17 | 2011-05-17 | Radial turbine and turbocharger |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011110633A JP5772207B2 (en) | 2011-05-17 | 2011-05-17 | Radial turbine and turbocharger |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2012241564A JP2012241564A (en) | 2012-12-10 |
JP5772207B2 true JP5772207B2 (en) | 2015-09-02 |
Family
ID=47463556
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2011110633A Active JP5772207B2 (en) | 2011-05-17 | 2011-05-17 | Radial turbine and turbocharger |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP5772207B2 (en) |
Families Citing this family (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN104854325B (en) | 2012-12-27 | 2017-05-31 | 三菱重工业株式会社 | Radial turbine movable vane piece |
JP6244707B2 (en) * | 2013-07-16 | 2017-12-13 | 株式会社豊田中央研究所 | Turbine rotor, turbine unit, turbocharger |
US11421702B2 (en) | 2019-08-21 | 2022-08-23 | Pratt & Whitney Canada Corp. | Impeller with chordwise vane thickness variation |
Family Cites Families (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS5643497U (en) * | 1979-09-12 | 1981-04-20 | ||
US20070231141A1 (en) * | 2006-03-31 | 2007-10-04 | Honeywell International, Inc. | Radial turbine wheel with locally curved trailing edge tip |
JP2010168918A (en) * | 2009-01-20 | 2010-08-05 | Kobe Steel Ltd | Radial turbine |
-
2011
- 2011-05-17 JP JP2011110633A patent/JP5772207B2/en active Active
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2012241564A (en) | 2012-12-10 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP6323454B2 (en) | Centrifugal compressor and turbocharger | |
JP5444836B2 (en) | Centrifugal compressor | |
US9874224B2 (en) | Centrifugal compressor and turbocharger | |
JP5866836B2 (en) | Centrifugal compressor | |
JP6225515B2 (en) | Variable nozzle unit and variable capacity turbocharger | |
JP5369723B2 (en) | Centrifugal compressor | |
JP6326912B2 (en) | Variable nozzle unit and variable capacity turbocharger | |
JP6357830B2 (en) | Compressor impeller, centrifugal compressor, and supercharger | |
WO2010137576A1 (en) | Impeller wheel and turbocharger | |
JP2009197613A (en) | Centrifugal compressor and diffuser vane unit | |
JP5772207B2 (en) | Radial turbine and turbocharger | |
JP2012002140A (en) | Turbine and supercharger | |
EP3561312B1 (en) | Centrifugal compressor | |
JP6559401B2 (en) | Compressor impeller, centrifugal compressor, and supercharger | |
CN109804149B (en) | Variable nozzle unit and supercharger | |
JP6299833B2 (en) | Turbine and vehicle turbocharger | |
JP6019794B2 (en) | Radial turbine rotor and variable capacity turbocharger equipped with the same | |
JP2010242520A (en) | Variable capacity turbine and variable displacement turbocharger | |
JP6064310B2 (en) | Turbine and vehicle turbocharger | |
JP6036286B2 (en) | Radial turbine and turbocharger | |
JP2012177357A (en) | Radial turbine and supercharger | |
JP2016061223A (en) | Turbo rotary machine | |
JP2014234803A (en) | Variable displacement turbine and variable displacement supercharger | |
JP2012177355A (en) | Twin scroll type radial flow turbine and supercharger | |
JP2015031219A (en) | Radial turbine and supercharger |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20140219 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20141112 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20141118 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20150115 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20150602 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20150615 |
|
R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 5772207 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |