JP6627129B2 - インペラ、ターボチャージャー - Google Patents

Description

この発明は、インペラ、ターボチャージャーに関する。

例えば特許文献１等に開示されているように、ターボチャージャーは、エンジンからタービンハウジング内に送り込まれる排気ガスによってタービンホイールを回転させる。タービンホイールの回転に伴って、コンプレッサハウジング内に設けられたコンプレッサホイールが回転し、空気を圧縮する。コンプレッサで圧縮された空気は、エンジンに供給される。

タービンホイールは、円盤状のディスクと、ディスクの一面側に周方向に間隔をあけて複数枚設けられたブレード（動翼）と、を一体に備える。エンジンから送り込まれた排気ガスは、タービンホイールの径方向外側に設けられたスクロール流路を通り、周方向に旋回しつつ、径方向内側に流れ込んでタービンホイールのブレードに衝突する。これにより、タービンホイールが回転駆動される。タービンホイールのブレードに衝突した排気ガスは、タービンハウジングとディスクとの間に形成された流路を通って径方向内側に流れ、タービンホイールの内周側からタービンホイールの中心軸に沿って排出される。

特開２０１５−３１２１９号公報

ブレードの後縁近傍において、排気ガスは、タービンホイールのディスクと、ブレードの径方向外側に設けられたシュラウドとの間のガス流路を流れる。このとき、排気ガスの流速分布が不均一となる場合がある。このように流速分布が不均一になると、ブレードの後縁から送り出された排気ガスは、その下流側で、流速の高い部分と流速の低い部分とで流れが混合するようにして流速分布の平均化を図るため、排気ガスに乱れが生じる。これにより、タービン効率が低下してしまう。
この発明は、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガス流の流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることのできるインペラ、ターボチャージャーを提供することを目的とする。

この発明の第一態様によれば、インペラは、中心軸方向一方の側に、前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、径方向外側の前縁から導入されるガスを径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと、備え、前記ブレードは、前記ブレードにおいて前記ディスクの回転方向後方側に設けられて前記ガスが衝突する正圧面の少なくとも前記後縁を含む前記中心軸方向一方の側の領域において、前記ディスクの回転方向前方側に向かって窪み、前記ガスを前記後縁で前記ブレードの径方向全体に分散させる凹曲面を備え、前記凹曲面は、前記ブレードの基端部と前記ブレードの先端部とを結ぶ仮想線に対し、前記ブレードの基端部と前記先端部との間の中間部が、前記回転方向前方側にオフセットするよう形成され、
前記後縁における翼高さをＨとすると、前記仮想線と前記凹曲面の中間部とのオフセット寸法は、０．０３Ｈ以上、且つ０．１Ｈ以下である。
径方向外側の前縁から導入されるガスがブレードの正圧面に衝突すると、インペラは中心軸回りに回転する。インペラの回転によって、前縁から後縁に向かって流れるガスには遠心力が作用するため、ガスは、後縁に近づくにつれて径方向外側に偏ろうとする。しかし、ブレードの少なくとも後縁を含む領域で、前縁から後縁に向かって流れるガスをブレードの径方向全体に分散させる凹曲面が正圧面に形成されているため、ガスは径方向外側に偏りにくくなる。これにより、ガスの流れは、ブレードの後縁の下流で径方向全体に分散し、ブレードの後縁の下流で流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。
さらに、ブレードの正圧面に衝突したガスは、最もオフセットして窪んでいる中間部側に寄りやすく、径方向外側の先端部側に偏るのを抑えることができる。さらに、凹曲面の手前で径方向外側に偏っていたガスは、凹曲面で中間部に向かって流れた後、さらにその勢い（慣性）によって径方向内側の基端部側にも流れる。このようにして、ガスは、ブレードの径方向全体に効率よく分散する。

この発明の第二態様によれば、インペラは、第一態様のインペラにおける前記凹曲面が、前記ブレードの前記後縁を含む前記中心軸方向の一部の領域のみに形成されているようにしてもよい。
このように、ブレードの後縁を含む一部の領域のみに凹曲面を形成することで、ブレードの前縁から後縁に向かって流れてきたガスは、凹曲面の手前で遠心力によって径方向外側に偏っていたとしても、凹曲面に入り込むことでその流れ方向が変わる。これにより、ブレードの後縁近傍でガスの流れを効率よく制御し、遠心力による偏りを抑えることができる。
また、ブレードの前縁から後縁までの全体に凹曲面を形成することなく、ガスが遠心力によって偏るのを抑えることができる。これにより、ブレードが複雑な３次元形状を有している場合であっても、ブレードの製作の難度が高まるのを抑えることができる。

この発明の第三態様によれば、インペラは、第一態様のインペラにおいて、前記凹曲面は、前記ブレードの基端部に対し、前記ブレードの先端部が前記回転方向前方に位置するよう、傾斜して形成されているようにしてもよい。
このように構成することで、ガスがブレードの正圧面に衝突してインペラを回転させる効率と、ガスがブレードの後縁近傍で遠心力によって径方向外側に偏るのを抑える効果とのバランスを取ることができる。

この発明の第四態様によれば、ターボチャージャーは、軸線に沿って延びる回転軸と、前記回転軸の第一端部側に設けられ、第一から第四態様の何れか一つの態様におけるインペラからなるタービンホイールと、前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、を備える。
これにより、ガスが径方向外側に偏りにくくなり径方向全体に分散するため、タービン効率を向上してターボチャージャー全体の効率向上に寄与できる。

この発明の第五態様によれば、ターボチャージャーは、第四態様のターボチャージャーにおいて、前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、を備える。
このように構成することで、タービンホイールへのガス導入量を調整できる可変容量型となる。可変容量型のターボチャージャーでは、ベーンによってノズル流路が狭められてガスの導入量が小さい小流量領域では、ノズル流路が狭いためにガスの流速が上がり、スクロール流路の方向に強い旋回成分を持ってブレードに流れ込む。すると、インペラの遠心力によって、流れが径方向外側に偏りやすい。これに対し、ブレードに凹曲面を有したインペラにより、流れが偏るのを抑えることができる。すると、ブレードの後縁の下流で、流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。

上述したインペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法によれば、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることが可能となる。

この発明の実施形態に係るターボチャージャーの全体構成を示す断面図である。 上記ターボチャージャーを構成するタービンホイールの周辺の構成を示す断面図である。 上記タービンホイールのブレードを示す図である。 上記ブレードを、タービンホイールの中心軸方向から見た図である。 解析の比較のために用いた凹曲面を備えないブレードにおける流れの様子を示す図である。 図５に示したブレードにおいて、前縁から後縁に向かうガスの流れの解析結果を示す図である。 上記実施形態で示したブレードにおいて、前縁から後縁に向かうガスの流れの解析結果を示す図である。

図１は、この発明の実施形態に係るターボチャージャーの全体構成を示す断面図である。
図１に示すように、この実施形態のターボチャージャー１０は、ターボチャージャー本体１１と、コンプレッサ１７と、タービン３０と、を備えている。このターボチャージャー１０は、例えば、回転軸１４が水平方向に延在するような姿勢で自動車等にエンジンの補機として搭載される。

ターボチャージャー本体１１は、回転軸１４と、軸受１５Ａ，１５Ｂと、軸受ハウジング１６と、を備えている。

軸受ハウジング１６は、ブラケット（図示せず）、コンプレッサ１７、タービン３０等を介して車体等に支持される。軸受ハウジング１６は、その一端側に開口部１６ａを有し、その他端側に開口部１６ｂを有している。
軸受１５Ａ，１５Ｂは、軸受ハウジング１６の内部に設けられている。軸受１５Ａ，１５Ｂは、回転軸１４を中心軸Ｃ回りに回転自在に支持する。
回転軸１４の第一端部１４ａ、第二端部１４ｂは、開口部１６ａ、１６ｂを通して軸受ハウジング１６の外部に突出している。

コンプレッサ１７は、軸受ハウジング１６の他端側に設けられている。コンプレッサ１７は、コンプレッサホイール１３と、コンプレッサハウジング１８と、を備えている。
コンプレッサホイール１３は、軸受ハウジング１６の外部で、回転軸１４の第二端部１４ｂに設けられている。コンプレッサホイール１３は、回転軸１４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。
コンプレッサハウジング１８は、軸受ハウジング１６の他端側に連結されている。コンプレッサハウジング１８は、コンプレッサホイール１３を内部に収容している。

タービン３０は、軸受ハウジング１６の一端側に設けられている。タービン３０は、タービンホイール（インペラ）１２と、タービンハウジング３１と、を備えている。

タービンホイール１２は、軸受ハウジング１６の外部で、回転軸１４の第一端部１４ａに一体に設けられている。タービンホイール１２は、回転軸１４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。

タービンハウジング３１は、軸受ハウジング１６の一端側に連結されている。タービンハウジング３１は、タービンホイール１２を内部に収容している。

このようなターボチャージャー１０は、図示しないエンジンからタービン３０に供給される排気ガス（ガス）の流れによってタービン３０内に設けられたタービンホイール１２が中心軸（軸線）Ｃを中心に回転する。回転軸１４及びコンプレッサホイール１３は、タービンホイール１２と一体に中心軸Ｃを中心に回転する。コンプレッサ１７内に設けられたコンプレッサホイール１３は、回転することによって空気を圧縮する。コンプレッサ１７で圧縮された空気は、図示しないエンジンに供給される。

次に、タービン３０のタービンホイール１２を含む周辺部位の構成を説明する。
図２は、ターボチャージャーを構成するタービンホイールの周辺の構成を示す断面図である。
図２に示すように、タービンハウジング３１は、ガス導入部（図示無し）と、スクロール流路３４と、ノズル流路３５と、排気部３６と、を備えている。

ガス導入部（図示無し）は、エンジン（図示無し）から排出される排気ガスをスクロール流路３４に送り込む。
スクロール流路３４は、ガス導入部（図示無し）に連続して、タービンホイール１２の径方向外側で周方向に連続して形成されている。スクロール流路３４は、タービンホイール１２を回転駆動させる排気ガスが周方向に流れる流路を形成する。

ノズル流路３５は、タービンハウジング３１において軸受ハウジング１６に近い側に形成されている。このノズル流路３５は、周方向全周にわたって、スクロール流路３４とタービンホイール１２とを径方向に連通するよう形成されている。

排気部３６は、タービンホイール１２から排出される排気ガスが流れる。排気部３６は、タービンホイール１２の外周部から、回転軸１４の中心軸Ｃに沿ってターボチャージャー本体１１から離間する方向に連続して形成されている。

このようなタービン３０において、ガス導入部（図示無し）から流れ込んだ排気ガスは、スクロール流路３４に沿ってタービンホイール１２の外周側を周方向に流れる。このように周方向に流れる排気ガスは、ノズル流路３５を通って径方向内側に流れ、タービンホイール１２のブレード２３に当たることで、タービンホイール１２が回転駆動される。タービンホイール１２を経た排気ガスは、タービンホイール１２の内周側から排気部３６内に排出される。

ノズル流路３５には、このノズル流路３５を通してスクロール流路３４からタービンホイール１２に供給する排気ガスの量を調整する可変ベーン機構５０が設けられている。
可変ベーン機構５０は、ノズルマウント５１と、ノズルプレート５２と、ベーン５３と、駆動部５５と、を備えている。

ノズルマウント５１は、ノズル流路３５の軸受ハウジング１６側に設けられ、中心軸Ｃに直交する面内に位置する円環プレート状をなしている。
ノズルプレート５２は、ノズル流路３５においてノズルマウント５１と反対側に、ノズルマウント５１と間隔を空けて設けられている。これらノズルマウント５１とノズルプレート５２との間が、ノズル流路３５とされている。

ベーン５３は、板状で、ノズルマウント５１とノズルプレート５２との間に設けられている。ベーン５３は、周方向に連続するノズル流路３５において、周方向に間隔を空けて複数が設けられている。各ベーン５３は、ノズルマウント５１を中心軸Ｃ方向に貫通するシャフト５４によって、シャフト５４の中心軸回りに回転自在に支持されている。

駆動部５５は、ノズルマウント５１から軸受ハウジング１６側に突出したシャフト５４を回転させることによって、ベーン５３の角度を調整する。駆動部５５は、ノズルマウント５１に対し、軸受ハウジング１６側に設けられている。駆動部５５は、ドライブリング５６と、リンクアーム５７と、を備えている。

ドライブリング５６は、円環状で、シャフト５４よりも径方向外周側に設けられている。ドライブリング５６は、アクチュエータ（図示無し）等によって、その周方向に旋回可能に設けられている。

リンクアーム５７は、各シャフト５４のそれぞれに連結されている。各リンクアーム５７は、一端がシャフト５４に連結され、他端がドライブリング５６に回動自在に連結されている。リンクアーム５７は、ドライブリング５６が回転すると、シャフト５４を中心として回動する。これによって、ベーン５３の角度がシャフト５４の中心軸回りに変わる。

また、ノズルマウント５１の径方向内側には、回転軸１４の第一端部１４ａの外周部の隙間を塞ぐバックプレート４１が設けられている。

次に、タービンホイール１２の構成について詳述する。
タービンホイール１２は、ディスク２２と、ブレード２３と、を備える。
ディスク２２は、中心軸Ｃ方向に一定長を有し、回転軸１４の第一端部１４ａに固定されている。

ディスク２２は、径方向外側に延びる円盤状をなし、回転軸１４と一体に中心軸Ｃを中心として回転可能に設けられている。ディスク２２は、中心軸Ｃ方向の一方側の排気部３６側に、ディスク面（表面）２２ｆを有している。ディスク面２２ｆは、径方向外側に向かうにしたがって、中心軸Ｃ方向一方側の排気部３６に近い側から中心軸Ｃ方向の他方側の軸受ハウジング１６に漸次向かう凹状の湾曲面により形成されている。

ブレード２３は、ディスク面２２ｆに、中心軸Ｃ回りの周方向に間隔をあけて複数が設けられている。ブレード２３は、径方向外側を向き、ノズル流路３５に面する前縁２３ｆと、中心軸Ｃ方向一方側を向き、排気部３６に面する後縁２３ｒと、を有する。ブレード２３は、径方向外側の外縁２３ｓが、径方向外側に位置するノズルプレート５２に近接するよう形成されている。

タービンホイール１２の径方向外側のノズル流路３５から径方向内側に向かって流入する排気ガスは、ディスク２２のディスク面２２ｆとノズルプレート５２との間であって、周方向で互いに隣接するブレード２３の間のインペラ流路２５を通る。ブレード２３の前縁２３ｆから径方向内側に向かって流れ込んだ排気ガスは、ディスク面２２ｆの湾曲によって流れの向きを変え、ブレード２３の後縁２３ｒから中心軸Ｃに沿って排出される。

ここで、図３、図４に示すように、各ブレード２３は、スクロール流路３４からノズル流路３５を経て流入する排気ガスの流れを受ける正圧面２３ｐに、後縁２３ｒを含む領域Ｓのみに、タービンホイール１２の回転方向Ｒの前方側に向かって窪む凹曲面２７が形成されている。
凹曲面２７は、ブレード２３の内周側の根元部（基端部）２７ｃ、及びブレード２３の外周側の先端部２７ｓに対し、ブレード２３の中間部２７ｍが、回転方向Ｒの前方側にオフセットして位置するよう、湾曲して形成されている。

図３に示すように、凹曲面２７が形成される領域Ｓは、後縁２３ｒの位置Ｂから中心軸Ｃ方向の他方の側に向かって、中心軸Ｃ方向におけるブレード２３の翼長Ｌｃに対し、例えば２０％の位置Ａまでの間に設定される。この領域Ｓにおいて、凹曲面２７は、位置Ａから位置Ｂに向かって、その曲率が漸次小さくなるように形成されている。
なお、凹曲面２７は、一定の曲率で形成されていてもよいし、自由曲面で形成されていてもよい。

図４に示すように、凹曲面２７の後縁２３ｒにおけるブレード２３の根元部２７ｃと先端部２７ｓとを結んだ直線（仮想線）Ｌと、凹曲面２７の中間部２７ｍとのオフセット寸法Ｗは、後縁２３ｒの径方向寸法（翼高さ）Ｈ（図３参照）に対し、例えば、
０．０３Ｈ≦Ｗ≦０．１Ｈ
とするのが好ましい。

さらに、凹曲面２７は、根元部２７ｃと先端部２７ｓとを結んだ直線Ｌが、ハブ２１の外周面の根元部２７ｃの位置における接線Ｌｓに対し、例えば、
１００°≦θ≦１４０°
の範囲で、回転方向Ｒの前方側に傾斜しているのが好ましい。

ここで、例えば、上記オフセット寸法Ｗよりも、凹曲面２７の曲率が大きくなるようにブレード２３を形成すると、翼面をディスク面２２ｆ側から外縁２３ｓに向かってせり上がる排気ガスの流れが抑制され、流れを外縁２３ｓ側に寄せる効果がより強くなる。しかし、排反事象として、外縁２３ｓに近い側の排気ガスの流れが少なくなることで、タービンホイール１２の内部の流れのバランスが崩れる。このことによって排気ガスの流れがブレード２３にする仕事が少なくなる。これは、タービン効率を低下させることになってしまう。また、上記オフセット寸法Ｗよりも凹曲面２７の曲率が大きくなるようにブレード２３を形成すると、ブレード２３の翼面に掛かる遠心応力が過大になり、ブレード２３の強度条件を満足できなくなる可能性もある。

上述した実施形態のタービンホイール１２、及びターボチャージャー１０によれば、径方向外側の前縁２３ｆから導入される排気ガスがブレード２３の正圧面２３ｐに衝突することで、タービンホイール１２は中心軸Ｃ回りに回転する。タービンホイール１２の回転によって、前縁２３ｆから後縁２３ｒに向かって流れる排気ガスには遠心力が作用するため、排気ガスは、後縁２３ｒに近づくにつれて径方向外側に偏ろうとする。しかし、ブレード２３の正圧面２３ｐが凹曲面２７であるため、排気ガスは径方向外側に偏りにくくなり、径方向全体に分散する。これにより、ブレード２３の後縁２３ｒの下流で流速の不均衡が生じにくくなり、損失を抑えることができる。その結果、タービンホイール１２のブレード２３後縁２３ｒの下流側におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることが可能となる。

さらに、凹曲面２７は、ブレード２３において、後縁２３ｒを含む中心軸Ｃ方向の一部のみの領域Ｓに形成されている。このように、ブレード２３の後縁２３ｒを含む一部の領域Ｓのみに凹曲面２７を形成することで、ブレード２３の前縁２３ｆから後縁２３ｒに向かって流れてきた排気ガスは、凹曲面２７の手前で遠心力によって径方向外側に偏っていたとしても、凹曲面２７に入り込むことでその流れ方向が変わる。これにより、ブレード２３の後縁２３ｒ近傍において、排気ガスの流れを効率よく制御し、遠心力による偏りを抑えることができる。
さらに、ブレード２３の前縁２３ｆから後縁２３ｒまでの全体に凹曲面２７を形成することなく、排気ガスが遠心力によって偏るのを抑えることができる。これにより、ブレード２３が複雑な３次元形状を有している場合であっても、凹曲面２７を形成することによってブレード２３の製作の難度が高まるのを抑えることができる。

さらに、凹曲面２７が、ブレード２３の根元部２７ｃと、ブレード２３の先端部２７ｓとを結ぶ直線Ｌに対し、中間部２７ｍが、回転方向Ｒの前方側にオフセットするよう形成されている。これにより、ブレード２３の正圧面２３ｐに衝突した排気ガスは、最もオフセットして窪んでいる中間部２７ｍ側に寄りやすく、径方向外側の先端部２７ｓ側に偏るのを抑えることができる。さらに、凹曲面２７の手前で径方向外側に偏っていた排気ガスは、凹曲面２７において径方向外側から中間部２７ｍに向かって流れた後、その勢い（慣性）によって径方向内側の根元部２７ｃ側にも流れる。つまり、排気ガスは、後縁３２（例えば、実施形態における）近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を流路に形成している。このようにして、排気ガスは、ブレード２３の径方向全体に効率よく分散する。

さらに、凹曲面２７は、ブレード２３の根元部２７ｃに対して先端部２７ｓが、回転方向Ｒの前方に位置するよう、傾斜して形成されている。これにより、排気ガスがブレード２３の正圧面２３ｐに衝突することでタービンホイール１２を回転させる効率と、排気ガスがブレード２３の後縁２３ｒ近傍で遠心力によって径方向外側に偏るのを抑える効果とのバランスを取ることができる。

この実施形態におけるターボチャージャー１０は、ベーン５３によってノズル流路３５の流路断面積を変化させることでガス導入量を調整できる可変容量型となる。可変容量型のターボチャージャー１０では、ベーン５３によってノズル流路３５が狭められている。これによって、ガスの導入量が小さい小流量領域では、ノズル流路３５が狭いために排気ガスの流速が上がり、強い旋回成分を持ってブレード２３に流れ込む。すると、タービンホイール１２の遠心力によって、流れが径方向外側に偏りやすい。これに対し、ブレード２３に凹曲面２７を有したタービンホイール１２により、流れが偏るのを抑えることができる。すると、ブレード２３の後縁２３ｒの下流で、流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。
したがって、小流量領域において、ターボチャージャー１０の効率を高めることができ、ひいてはターボチャージャー１０で圧縮したガスを送り込むエンジンの性能を高めることが可能となる。

（解析例）
ここで、上記したような凹曲面２７を備えたブレード２３における、排気ガスの流れについて、シミュレーションによる解析を行ったので、その結果を示す。
比較例として、図５に示すように、凹曲面を備えないブレード２３Ｈについても、解析を行った。

図５、図６に示すように、凹曲面を備えないブレード２３Ｈの場合、前縁２３ｆから流れ込んだ排気ガスの流れＦｈは、遠心力によって、後縁２３ｒ近傍で径方向外側に偏ってしまう。
これに対し、図３，図７に示すように、上記実施形態で示したように、凹曲面２７を備えるブレード２３においては、前縁２３ｆから流れ込んだ排気ガスの流れＦは、後縁２３ｒ近傍で径方向外側から径方向内側に流れている。つまり、排気ガスは、後縁２３ｒの近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を流路に形成している。このようにして、ブレード２３に凹曲面２７を備えることで、後縁２３ｒの近傍で流れＦが偏るのを抑えることができることが確認された。

（その他の実施形態）
この発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、この発明の趣旨を逸脱しない範囲において、設計変更可能である。
例えば、凹曲面２７において、ブレード２３の根元部２７ｃ及び先端部２７ｓに対し、中間部２７ｍが回転方向Ｒの前方にオフセットしているが、径方向における中間部２７ｍの位置や、中間部２７ｍのオフセット寸法Ｗは、適宜変更してもよい。

例えば、ターボチャージャー１０のターボチャージャー本体１１、コンプレッサ１７、タービン３０等の各部の構成については、上記に例示したものに限らず、他の構成に変更してもよい。

さらに、上記実施形態では、ベーン５３を回転させることによって、流量を調整するようにしたが、角度が固定されたベーンをノズル流路に出没させることで流量を調整するスライドベーン式としてもよい。さらには、流量調整を備えないターボチャージャーにおいても、上記と同様の構成を適用することができる。

この発明は、インペラ、および、ターボチャージャーに適用できる。この発明によれば、インペラの正圧面の少なくとも後縁を含む領域に凹曲面を形成することで、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることができる。

１０ ターボチャージャー
１１ ターボチャージャー本体
１２ タービンホイール（インペラ）
１２ｗ タービン翼
１３ コンプレッサホイール
１４ 回転軸
１４ａ 第一端部
１４ｂ 第二端部
１５Ａ，１５Ｂ 軸受
１６ 軸受ハウジング
１６ａ 開口部
１６ｂ 開口部
１７ コンプレッサ
１８ コンプレッサハウジング
２１ ハブ
２２ ディスク
２２ｆ ディスク面（表面）
２３ ブレード
２３ｆ 前縁
２３ｐ 正圧面
２３ｒ 後縁
２３ｓ 外縁
２５ インペラ流路
２７ 凹曲面
２７ｃ 根元部（基端部）
２７ｍ 中間部（中間部）
２７ｓ 先端部
３０ タービン
３１ タービンハウジング
３１ｓ スクロール形成部
３４ スクロール流路
３５ ノズル流路
３６ 排気部
４１ バックプレート
５０ 可変ベーン機構
５１ ノズルマウント
５２ ノズルプレート
５３ ベーン
５４ シャフト
５５ 駆動部
５６ ドライブリング
５７ リンクアーム
Ａ 位置
Ｂ 位置
Ｃ 中心軸
Ｌ 直線（仮想線）
Ｒ 回転方向
Ｓ 領域
Ｗ オフセット寸法

Claims (5)

1. 中心軸方向一方の側に、前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、
   前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと、備え、
   前記ブレードは、前記ディスクの回転方向後方側に設けられて前記ガスが衝突する正圧面の少なくとも前記後縁を含む前記中心軸方向一方の側の領域に、前記ディスクの回転方向前方側に向かって窪み、前記ガスを前記後縁で前記ブレードの径方向全体に分散させる凹曲面を備え、
   前記凹曲面は、前記ブレードの基端部と前記ブレードの先端部とを結ぶ仮想線に対し、前記ブレードの基端部と前記先端部との間の中間部が、前記回転方向前方側にオフセットするよう形成され、
   前記後縁における翼高さをＨとすると、前記仮想線と前記凹曲面の中間部とのオフセット寸法は、０．０３Ｈ以上、且つ０．１Ｈ以下であるインペラ。
2. 前記凹曲面は、前記ブレードの前記後縁を含む前記中心軸方向の一部の領域のみに形成されている、請求項１に記載のインペラ。
3. 前記凹曲面は、前記ブレードの基端部に対し、前記ブレードの先端部が前記回転方向前方に位置するよう、傾斜して形成されている請求項１に記載のインペラ。
4. 軸線に沿って延びる回転軸と、
   前記回転軸の第一端部側に設けられ、請求項１から３の何れか一項に記載のインペラからなるタービンホイールと、
   前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、
   前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、
   前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、
   を備えるターボチャージャー。
5. 前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、
   前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、
   前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、
   を備える請求項４に記載のターボチャージャー。

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