JP5975057B2 - タービンハウジング - Google Patents

Description

本発明は、冷却水が通過する冷却水路を有するタービンハウジングに関するものである。

タービンハウジングの内部には内燃機関の排気が通過する排気流路が設けられており、同排気流路の内部にはタービンホイールが配設されている。こうしたタービンハウジングに冷却水が通過する冷却水路を設けることが提案されている（例えば特許文献１）。通常、冷却水路はラジエーターやウォーターポンプを有する冷却系の一部をなしている。そして、冷却水路の内部を循環する冷却水との熱交換を通じてタービンハウジングが冷却されて、同タービンハウジングの過熱が抑えられる。

特開２０１０−３８０９１号公報

上記タービンハウジングでは、冷却水路内の冷却水との熱交換を通じてタービンハウジングが冷却されるときに、タービンハウジングとの熱交換を通じて排気流路内の排気が不要に冷却されるおそれがある。これは冷却水温度の不要な上昇、ひいてはラジエーター容量の不要な増大を招くこととなるために好ましくない。

本発明は、そうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、ラジエーター容量の増大を抑えることのできるタービンハウジングを提供することにある。

上記課題を達成するためのタービンハウジングは、内燃機関の排気が通過するとともにタービンホイールが内部に配設される排気流路と、冷却水が通過する冷却水路とを有する。このタービンハウジングは、前記排気流路における前記タービンホイールよりも排気下流側の部分が、排気下流側に向かうに連れて内径が徐々に拡径するテーパ形状である。そして、前記排気下流側の部分において、前記排気下流側の部分の内面と前記タービンホイールの回転軸心とのなす角度をθ°とし、前記角度がθ°である部分の前記回転軸心方向における長さをＬｍｍとするとき、０＜Ｌ＜２５である場合には、０＜θ且つθ＝Ｌ±５であり、２５≦Ｌ＜４０である場合には、θ＝（Ｌ＋５０）／３±５であり、４０≦Ｌである場合には、θ＝３０±５である。

上記タービンハウジングによれば、排気流路における前記タービンホイールよりも排気下流側の部分の通路断面積が排気下流側に向かうに連れて徐々に大きくなる構造であるため、同部分が一定の内径で延びる形状のものと比較して、上記部分（拡張部）における排気の流速を低下させることができる。これにより、排気の通過に際して拡張部の内面に形成される温度境界層を厚くすることができるため、排気とタービンハウジングとの間での熱伝達率を低くすることができる。そのため、排気からの受熱による冷却水温度の不要な上昇を抑えることができ、上記冷却水路を一構成とする冷却系のラジエーター容量の増大を抑えることができる。

一実施形態のタービンハウジングを有するターボチャージャーおよびその周辺構造を模式的に示す略図。 タービンハウジングの断面構造を示す断面図。 タービンハウジングにおけるタービンホイール周辺の断面構造を拡大して示す断面図。 拡張部の長さと拡張部内面の角度と冷却損失との関係を示すグラフ。 拡張部の長さと拡張部内面の角度と冷却損失との関係を示すグラフ。 拡張部の長さと拡張部内面の角度と拡張部およびタービンホイールの翼端の距離との関係を示す表。 拡張部の長さと拡張部内面の角度との関係を示すグラフ。 拡張部の長さと拡張部内面の角度と冷却損失との関係を示すグラフ。 拡張部の長さと拡張部内面の角度と冷却損失との関係を示すグラフ。

以下、タービンハウジングの一実施形態について説明する。
図１に示すように、ターボチャージャー１０は、内燃機関１の吸気管２の途中に配設されたコンプレッサ２０と、同内燃機関１の排気管３の途中に配設されたタービン３０と、それらコンプレッサ２０およびタービン３０を連結するベアリングハウジング１１とを備えている。

コンプレッサ２０はコンプレッサハウジング２１を有しており、コンプレッサハウジング２１の内部にはコンプレッサインペラ２３が配設されている。また、タービン３０はタービンハウジング３１を有しており、タービンハウジング３１の内部にはタービンホイール３３が配設されている。タービンホイール３３とコンプレッサインペラ２３とは回転シャフト１２を介して一体回転可能に連結されており、同回転シャフト１２は上記ベアリングハウジング１１の軸受部に回転可能に支持されている。

次に、上記タービン３０およびその周辺の構造について詳しく説明する。
図２に示すように、タービンハウジング３１の内部には、上記タービンホイール３３の回転軸心Ｃを中心とする断面円形状で延びるダクト部３４が設けられている。

ダクト部３４の一方（図２における左側）の端部はホイール室３５になっており、このホイール室３５の内部にはタービンホイール３３が配設されている。またタービンハウジング３１の内部には、上記タービンホイール３３の周囲全周にわたって渦巻形状で延びるスクロール通路３６が設けられている。このスクロール通路３６は上記ホイール室３５の周壁においてその全周にわたる円環形状で開口されている。スクロール通路３６には排気管３における上記タービン３０よりも排気上流側の部分（上流側排気管３Ａ）が接続される。本実施形態では、ダクト部３４およびスクロール通路３６が内燃機関１の排気が通過する排気流路に相当する。

一方、上記ダクト部３４の上記ホイール室３５と反対側（図２における右側）の端部は、排気をダクト部３４の外部に排出する排出部３７になっており、この排出部３７には排気管３の上記タービン３０よりも排気下流側の部分（下流側排気管３Ｂ）が接続される。

図１または図２に示すように、上記ターボチャージャー１０では次のようにして内燃機関１への過給が行われる。図中に黒塗りの矢印で示すように、内燃機関１の排気管３の内部を流れる排気は、上流側排気管３Ａからタービンハウジング３１のスクロール通路３６内に流入するとともに、同スクロール通路３６の内部からタービンホイール３３に吹き付けられる。これにより、タービンホイール３３が排気流のエネルギを受けて回転し、このときタービンホイール３３と共にコンプレッサインペラ２３が回転する。そして、このコンプレッサインペラ２３の回転に伴って、図１中に白塗りの矢印で示すように、コンプレッサハウジング２１に流入する空気は内燃機関１の気筒に圧送されるようになる。

なお、タービンハウジング３１内においてタービンホイール３３を通過した後の排気はダクト部３４の排出部３７から下流側排気管３Ｂに排出され、同下流側排気管３Ｂに設けられた排気浄化装置４（図１に図示）によって浄化された後に、同下流側排気管３Ｂの外部に排出される。

タービンハウジング３１の内部には、上記ダクト部３４および上記スクロール通路３６の周囲を囲う形状で、冷却水を循環させるための冷却水路３９が延設されている。このタービンハウジング３１は、冷却水路３９の内部に冷却水を強制的に循環させることにより、同冷却水との熱交換を通じて冷却される水冷式のものになっている。図１に示すように、内燃機関１には、その内部に設けられて冷却水が供給されるウォータジャケット５や、冷却水を冷却するためのラジエーター６、冷却水を圧送するウォーターポンプ７などからなる機関冷却系を備えている。本実施形態では、内燃機関１の運転に際して機関冷却系内の冷却水の一部が上記冷却水路３９に供給されて循環するようになっている。

ここで図１または図２に示すように、上記タービンハウジング３１では、冷却水路３９内の冷却水との熱交換を通じてタービンハウジング３１が冷却されるときに、タービンハウジング３１との熱交換を通じて排気流路（スクロール通路３６、ダクト部３４）内を通過する排気が不要に冷却されるおそれがある。これは冷却水温度の不要な上昇、ひいてはラジエーター６の容量の不要な増大を招くこととなるために好ましくない。

この点をふまえて本実施形態では、タービンハウジング３１のダクト部３４における前記タービンホイール３３よりも排気下流側の部分（拡張部４０）が、排気下流側に向かうに連れて内径が徐々に拡径する形状、いわゆるテーパ形状に形成されている。

以下、こうしたタービンハウジング３１による作用について説明する。
上記タービンハウジング３１はダクト部３４における拡張部４０の通路断面積が排気下流側に向かうに連れて徐々に大きくなる構造であるため、ダクト部３４における上記タービンホイール３３よりも排気下流側の部分が一定の内径で延びるタービンハウジングと比較して、ダクト部３４（詳しくは、その拡張部４０）における排気の流速が低くなる。これにより、排気の通過に際して拡張部４０の内面に形成される温度境界層が厚くなるために、排気とタービンハウジング３１との間での熱伝達率が低くなり、冷却損失が減少して、排気からの受熱による冷却水温度の不要な上昇が抑えられるようになる。

ところで、タービンハウジング３１の拡張部４０の内径が徐々に大きくなる形状にすると、内径が一定で延びる形状のものと比較して、拡張部４０内面の表面積、すなわち拡張部４０内を通過する排気とタービンハウジング３１との間で熱交換が行われる部分の面積が大きくなる。そのため、内燃機関１の排気とタービンハウジング３１との間での熱伝達量が多くなり易く、冷却損失が増大して冷却水温度の不要な上昇を招き易いと云える。

この点をふまえて本実施形態では、上記拡張部４０の形状が、同拡張部４０の内表面積の増大に起因する排気からタービンハウジング３１への熱伝達量の不要な増加を抑えることの可能な形状になっている。以下、そうした拡張部４０の形状について詳しく説明する。なお以下では、図３に示すように、前記回転軸心Ｃ方向における拡張部４０の長さを「Ｌ（ｍｍ）」とし、拡張部４０の内面と回転軸心Ｃとのなす角度を「θ（°）」とし、タービンホイール３３の翼端と拡張部４０との回転軸心Ｃ方向における距離を「Ｄ（ｍｍ）」とする。

図４および図５に、発明者が行った各種の実験やシミュレーションの結果から得られた関係であって、上記長さＬが短い領域（０＜Ｌ＜２５）での同長さＬと角度θとタービン３０における冷却損失との関係を示す。

図４に示すように、上記長さＬを［１０ｍｍ］に設定した場合には、上記角度θを［１０°］に設定するとタービン３０の冷却損失が最も少なくなり、角度θが［１０°］から離れるほど冷却損失が大きくなることが確認された。

また図５に示すように、上記長さＬを［２０ｍｍ］に設定すると、上記角度θを［２０°］に設定した場合にタービン３０の冷却損失が最も少なくなり、角度θが［２０°］から離れるほど冷却損失が大きくなることが確認された。

こうした関係から、上記長さＬが短い領域（０＜Ｌ＜２５）では、長さＬの数値（例えば、Ｌ＝［１０ｍｍ］のときの［１０］）と角度θの数値（例えば、角度θ＝［１０°］のときの［１０］）とが等しいときにタービン３０における冷却損失が最も少なくなることが分かる。また、長さＬの数値と角度θの数値との差の絶対値（＝｜θ−Ｌ｜）が大きくなるほど冷却損失が大きくなることが分かる。

したがって図６および図７に示すように、この領域では、関係式［θ＝Ｌ］を中心に所定の幅を持たせた範囲（θ＝Ｌ±５、図７中に破線で示す範囲）で角度θおよび長さＬを設定することが望ましい。

図８は、発明者が行った各種の実験やシミュレーションの結果から得られた関係であって、上記長さＬが中程度の領域（２５≦Ｌ＜４０）での同長さＬと角度θとタービン３０における冷却損失との関係の一例を示している。

図８に示すように、上記長さＬが中程度の領域（２５≦Ｌ＜４０）では、長さＬの数値と角度θの数値とが関係式［θ＝（Ｌ＋５０）／３］を満たすときに冷却損失が最も小さくなり、この関係式を満たす「θｖ」と実際のθとの差の絶対値（＝｜θｖ−θ｜）が大きくなるほど冷却損失が大きくなることが確認された。図８に示す例では、上記長さＬが［３０ｍｍ］に設定されており、上記角度θが約［２７°］に設定されるとタービン３０の冷却損失が最も少なくなり、角度θが約［２７°］から離れるほど冷却損失が大きくなる。

したがって図６および図７に示すように、この領域では上記関係式を満たす値を中心に所定の幅を持たせた範囲（関係式［θ＝（Ｌ＋５０）／３±５］を満たす範囲、図７中に破線で示す範囲）で角度θおよび長さＬを設定することが望ましい。

図９に、発明者が行った各種の実験やシミュレーションの結果得られた関係であって、上記長さＬが比較的長い領域（Ｌ≧４０）での同長さＬと角度θとタービン３０における冷却損失との関係の一例を示す。

図９に示すように、上記長さＬが長い領域（Ｌ≧４０）では、長さＬによることなく、角度θが［３０°］であるときにタービン３０の冷却損失が最も小さくなり、角度θが［３０°］からずれるほど冷却損失が大きくなることが確認された。なお図９に示す例では、上記長さＬが［４０ｍｍ］に設定されており、上記角度θが［３０°］に設定されるとタービン３０の冷却損失が最も少なくなり、角度θが［３０°］から離れるほど冷却損失が大きくなる。したがって図６および図７に示すように、この領域では角度θを、［３０°］を中心に所定の幅を持たせた範囲（３０°±５°）に設定することが望ましい。

また発明者が各種の実験やシミュレーションを行った結果、上記距離Ｄを短くすることにより、拡張部４０を設けることによる冷却損失の低減効果が得られるようになることが確認された。そのため図６に示すように、上記距離Ｄは「０」を含む所定の範囲（０≦Ｄ＜１０、図５中に破線で示す範囲）に設定することが望ましい。

本実施形態のタービンハウジング３１では、長さＬが［２５ｍｍ］に設定され、角度θが［２５°］に設定され、距離Ｄが［３ｍｍ］に設定されている。上記タービンハウジング３１では、このようにして長さＬ、角度θ、および距離Ｄが定められているため、ダクト部３４の内表面積の増大に起因する排気からタービンハウジング３１への熱伝達量の増加を抑えつつ、ダクト部３４内の排気流速を低下させて熱伝達率を低下させることができる。したがって、排気からの受熱による冷却水温度の不要な上昇が好適に抑えられるようになる。

以上説明したように、本実施形態によれば、以下に記載する効果が得られるようになる。
（１）ダクト部３４における前記タービンホイール３３よりも排気下流側の部分（拡張部４０）を、排気下流側に向かうに連れて内径が徐々に拡径するテーパ形状に形成した。そのため、排気からの受熱による冷却水温度の不要な上昇を抑えることができ、ラジエーター６の容量増大を抑えることができる。

なお、上記実施形態は、以下のように変更して実施してもよい。
・図６および図７に示す関係を満たすのであれば、拡張部４０の長さＬや角度θ、距離Ｄは任意に変更することができる。

・拡張部４０の長さＬと角度θと距離Ｄとの関係は、図６および図７に示す関係に限らず、任意に変更することができる。上記関係は、仕様の異なるタービンハウジング毎に、各種の実験やシミュレーションを行うとともにその結果をもとに適切な関係を定めればよい。

・拡張部４０の形状は、排気下流側に向かうほど内径が拡径する形状であれば、任意に変更することができる。こうしたタービンハウジングによれば、拡張部を通過する排気の流速を低下させることができるため、排気とタービンハウジングとの間における熱伝達率を低下させることができる。

１…内燃機関、２…吸気管、３…排気管、３Ａ…上流側排気管、３Ｂ…下流側排気管、４…排気浄化装置、５…ウォータジャケット、６…ラジエーター、７…ウォーターポンプ、１０…ターボチャージャー、１１…ベアリングハウジング、１２…回転シャフト、２０…コンプレッサ、２１…コンプレッサハウジング、２３…コンプレッサインペラ、３０…タービン、３１…タービンハウジング、３３…タービンホイール、３４…ダクト部、３５…ホイール室、３６…スクロール通路、３７…排出部、３９…冷却水路、４０…拡張部。

Claims (1)

1. 内燃機関の排気が通過するとともにタービンホイールが内部に配設される排気流路と、冷却水が通過する冷却水路とを有するタービンハウジングにおいて、
   前記排気流路における前記タービンホイールよりも排気下流側の部分が、排気下流側に向かうに連れて内径が徐々に拡径するテーパ形状であり、
   前記排気下流側の部分において、
   前記排気下流側の部分の内面と前記タービンホイールの回転軸心とのなす角度をθ°とし、前記角度がθ°である部分の前記回転軸心方向における長さをＬｍｍとするとき、
   ０＜Ｌ＜２５である場合には、０＜θ且つθ＝Ｌ±５であり、
   ２５≦Ｌ＜４０である場合には、θ＝（Ｌ＋５０）／３±５であり、
   ４０≦Ｌである場合には、θ＝３０±５である
   ことを特徴とするタービンハウジング。