JPWO2018116394A1 - ターボチャージャ及びターボチャージャのノズルベーン並びにタービン - Google Patents

Abstract

ターボチャージャは、タービンホイールと、互いに対向して、前記タービンホイールに流入する排ガスの流路を形成するハブ側壁面及びシュラウド側壁面と、前記流路内において、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の一方に回動可能に設けられた複数のノズルベーンと、を備え、前記複数のノズルベーンのうち隣り合うノズルベーン間に形成されるスロートは、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の他方に対向する前記ノズルベーンの第１端面の位置において、前記ノズルベーンの前記第１端面と該第１端面とは反対側の第２端面との中間位置におけるスロート幅よりも狭いスロート幅を有する。

Description

本開示は、ターボチャージャ及びターボチャージャのノズルベーン並びにタービンに関する。

タービン動翼に流入する排ガス流れを調整するノズルベーンを備えたターボチャージャが用いられている。
例えば、特許文献１には、作動ガスが通るスクロールの内側に周方向に配列された複数のノズルベーンを備えたラジアルタービンを採用したターボチャージャが開示されている。このターボチャージャに用いられているノズルベーンは、前縁部及び後縁部において、ノズルベーン幅方向の両端部を、中央部に比べて圧力面側に膨出させた形状を有している。このようなノズルベーンの形状によって、前縁側においては作動ガスの衝突損失を低減し、後縁側においてはノズルから流出する作動ガスの流れを均一化してノズルベーン及び動翼における２次流れ損失を低減するようになっている。

特開２０１３−１３７０１７号公報

ところで、開度可変のノズルベーンを採用したターボチャージャでは、タービンに流入する排ガス流量が少ない運転条件におけるタービン性能を向上させるために、ノズルベーンの開度が小さいときのノズルスロートからタービン動翼入口までの領域における排ガス流れ特性を改善させることが考えられる。
しかしながら、ノズルベーンの開度が小さい運転条件では、ノズルスロートの幅が狭く、また、ノズルスロートを通過してタービン動翼に向かう排ガスは強い旋回成分を伴って流れるため、上述の領域における排ガス流れを制御することは難しく、ノズルベーンの開度が小さい運転条件においてタービン効率を向上させることが難しい。

上述の事情に鑑みて、本発明の少なくとも一実施形態は、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上可能なターボチャージャ及びターボチャージャのノズルベーン並びにタービンを提供することを目的とする。

（１）本発明の少なくとも一実施形態に係るターボチャージャは、
タービンホイールと、
互いに対向して、前記タービンホイールに流入する排ガスの流路を形成するハブ側壁面及びシュラウド側壁面と、
前記流路内において、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の一方に回動可能に設けられた複数のノズルベーンと、を備え、
前記複数のノズルベーンのうち隣り合うノズルベーン間に形成されるスロートは、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の他方に対向する前記ノズルベーンの第１端面の位置において、前記ノズルベーンの前記第１端面と該第１端面とは反対側の第２端面との中間位置におけるスロート幅よりも狭いスロート幅を有する。

本発明者らの知見によれば、ターボチャージャにおいて、ノズルベーンの開度が小さい運転条件では、排ガス流路を形成する壁面とノズルベーンとの間に形成されるクリアランスを通る排ガス流れ（クリアランス流れ）と、ノズルベーン間のスロートのうちクリアランス近傍を通過する排ガス流れ（スロート流れ）との相互作用によって渦が生じ、これによりタービン効率が低下することがある。
この点、上記（１）の構成では、ノズルベーン間に形成されるスロートは、クリアランスに面するノズルベーンの第１端面の位置において、ノズルベーンの両側の端面（第１端面及び第２端面）の中間位置におけるスロート幅よりも狭いスロート幅を有する。
すなわち、スロートは、ノズルベーンの第１端面側において比較的狭いスロート幅を有するので、スロートの第１端面側を通る排ガス流れを低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロートは、中間位置付近において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーンの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、上記（１）の構成によれば、ノズルベーンの開度が小さいときであっても、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

（２）幾つかの実施形態では、上記（１）の構成において、前記スロート幅は、前記中間位置に向かうにつれて、前記第１端面の位置からの距離とともに単調増加する。

上記（２）の構成によれば、第１端面の位置から中間位置の間では、スロート幅は、第１端面の位置において最も狭く、第１端面から中間位置に向かうにつれて徐々に広くなるので、スロート面積を確保しながら、第１端面側においてスロートを通過する排ガス流れを効果的に低減することができる。よって、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）の構成において、
前記スロートは、前記隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面と、前記隣り合うノズルベーンの他方の前縁側の圧力面との間に形成され、
前記後縁側の前記負圧面は、前記ノズルベーンのキャンバラインの法線方向とベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凹形状を有する。

上記（３）の構成によれば、隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面は、第１端面の位置から中間位置にかけて凹形状を有するので、当該負圧面と他方のノズルベーンの前縁側の圧力面とで形成されるスロートは、上記（１）で述べたように、第１端面の位置におけるスロート幅が中間位置におけるスロート幅よりも狭くなりやすい。よって、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

（４）幾つかの実施形態では、上記（３）の構成において、
前記前縁側の前記圧力面は、前記法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凸形状を有し、
前記後縁側の前記負圧面の前記凹形状の曲率半径は、前記前縁側の前記圧力面の前記凸形状の曲率半径よりも小さい。

上記（４）の構成によれば、隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面及びノズルベーンの他方の前縁側の圧力面は、第１端面の位置から中間位置にかけて、それぞれ凹形状及び凸形状を有し、後縁側の負圧面の凹形状の曲率半径は、前縁側の圧力面の凸形状の曲率半径よりも小さいので、上記（１）で述べたように、第１端面の位置におけるスロート幅が中間位置におけるスロート幅よりも狭くなる。よって、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

（５）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（４）の何れかの構成において、
前記ノズルベーンのキャンバラインの法線方向に沿って前記ノズルベーンの圧力面から負圧面に向かってｘ軸をとり、ベーン高さ方向に沿って前記第２端面から前記第１端面に向かってｙ軸をとったとき、前記ノズルベーンの後縁側の前記負圧面の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）と、前記ノズルベーンの前縁側の前記圧力面の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）は、前記第１端面を含む前記ベーン高さ方向の位置範囲において下記式を満たす。

上記（５）の構成では、第１端面を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、ノズルベーンの後縁側の負圧面の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）は、ノズルベーンの前縁側の圧力面の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）よりも小さい。よって、ノズルベーン間に形成されるスロートは、クリアランスに面するノズルベーンの第１端面の位置において、第１端面よりも第２端面側の位置に比べてスロート幅が狭くなる。
すなわち、スロートは、ノズルベーンの第１端面の位置において比較的狭いスロート幅を有するので、スロートの第１端面側を通る排ガス流れを低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロートは、第１端面よりも第２端面側の位置において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーンの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、上記（５）の構成によれば、ノズルベーンの開度が小さいときであっても、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

（６）本発明の少なくとも一実施形態に係るターボチャージャのノズルベーンは、
第１端面及び第２端面を含むベーン本体と、
前記第２端面に設けられ、前記ベーン本体を回動させるための回動軸と、を備え、
前記ベーン本体のキャンバラインの法線方向に沿って前記ベーン本体の圧力面から負圧面に向かってｘ軸をとり、ベーン高さ方向に沿って前記第２端面から前記第１端面に向かってｙ軸をとったとき、前記ベーン本体の後縁側の前記負圧面の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）と、前記ベーン本体の前縁側の前記圧力面の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）は、前記第１端面を含む前記ベーン高さ方向の位置範囲において下記式を満たす。

上記（６）の構成では、第１端面を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、ベーン本体の後縁側の負圧面の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）は、ベーン本体の前縁側の圧力面の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）よりも小さい。よって、上記（６）の複数のノズルベーンをターボチャージャに設置したときに、ノズルベーン間に形成されるスロートは、クリアランスに面するベーン本体の第１端面の位置において、第１端面よりも第２端面側の位置に比べてスロート幅が狭くなる。
すなわち、スロートは、ノズルベーンの第１端面の位置において比較的狭いスロート幅を有するので、スロートの第１端面側を通る排ガス流れを低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロートは、第１端面よりも第２端面側の位置において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーンの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、上記（６）の構成によれば、ノズルベーンの開度が小さいときであっても、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

（７）幾つかの実施形態では、上記（６）の構成において、
前記後縁側の前記負圧面は、前記キャンバラインの法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記第１端面と前記第２端面との中間位置にかけて凹形状を有する。

上記（７）の構成によれば、隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面は、第１端面の位置から中間位置にかけて凹形状を有するので、当該負圧面と他方のノズルベーンの前縁側の圧力面とで形成されるスロートは、上記（６）で述べたように、第１端面の位置におけるスロート幅が中間位置におけるスロート幅よりも狭くなりやすい。よって、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

（８）幾つかの実施形態では、上記（７）の構成において、
前記前縁側の前記圧力面は、前記法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凸形状を有し、
前記後縁側の前記負圧面の前記凹形状の曲率半径は、前記前縁側の前記圧力面の前記凸形状の曲率半径よりも小さい。

上記（８）の構成によれば、隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面及びノズルベーンの他方の前縁側の圧力面は、第１端面の位置から中間位置にかけて、それぞれ凹形状及び凸形状を有し、後縁側の負圧面の凹形状の曲率半径は、前縁側の圧力面の凸形状の曲率半径よりも小さいので、上記（６）で述べたように、第１端面の位置におけるスロート幅が中間位置におけるスロート幅よりも狭くなる。よって、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

（９）本発明の少なくとも一実施形態に係るタービンは、
上記（６）乃至（８）の何れかに記載のノズルベーンと、
前記ノズルベーンの下流側に位置するタービンホイールと、
を備える。

上記（９）の構成では、第１端面を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、各ノズルベーンのベーン本体の後縁側の負圧面の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）は、ベーン本体の前縁側の圧力面の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）よりも小さい。よって、ノズルベーン間に形成されるスロートは、クリアランスに面するベーン本体の第１端面の位置において、第１端面よりも第２端面側の位置に比べてスロート幅が狭くなる。
すなわち、スロートは、ノズルベーンの第１端面の位置において比較的狭いスロート幅を有するので、スロートの第１端面側を通る排ガス流れを低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロートは、第１端面よりも第２端面側の位置において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーンの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、上記（９）の構成によれば、ノズルベーンの開度が小さいときであっても、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

（１０）本発明の少なくとも一実施形態にかかるターボチャージャは、
タービンホイールと、
互いに対向して、前記タービンホイールに流入する排ガスの流路を形成するハブ側壁面及びシュラウド側壁面と、
前記流路内に回動可能に複数設けられる、上記（６）乃至（８）の何れかに記載のノズルベーンと、
を備える。

上記（１０）の構成では、第１端面を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、各ノズルベーンのベーン本体の後縁側の負圧面の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）は、ベーン本体の前縁側の圧力面の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）よりも小さい。よって、ノズルベーン間に形成されるスロートは、クリアランスに面するベーン本体の第１端面の位置において、第１端面よりも第２端面側の位置に比べてスロート幅が狭くなる。
すなわち、スロートは、ノズルベーンの第１端面の位置において比較的狭いスロート幅を有するので、スロートの第１端面側を通る排ガス流れを低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロートは、第１端面よりも第２端面側の位置において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーンの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、上記（１０）の構成によれば、ノズルベーンの開度が小さいときであっても、スロートを通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、ノズルベーンの小開度時におけるタービン効率を向上可能なターボチャージャ及びターボチャージャのノズルベーン並びにタービンが提供される。

一実施形態に係るターボチャージャの上半部の要部概略断面図である。 一実施形態に係るターボチャージャの回転軸方向に沿った概略断面図である。 一実施形態に係るノズルベーン（ベーン本体）の斜視図である。 図３Ａに示すノズルベーンの前縁側における断面図である。 図３Ａに示すノズルベーンの後縁側における断面図である。 ターボチャージャにおいて隣り合うノズルベーンの構成を示す図である。 一実施形態に係る隣り合うノズルベーンのスロートの位置における断面図である。 一実施形態に係る隣り合うノズルベーンのスロートの位置における断面図である。 一実施形態に係る隣り合うノズルベーンのスロートの位置における断面図である。 図３Ａに示すノズルベーンの前縁側における断面をｘｙ座標上に示した図である。 図３Ａに示すノズルベーンの後縁側における断面をｘｙ座標上に示した図である。 典型的な隣り合うノズルベーンのスロートの位置における断面図である。

以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。

まず、幾つかの実施形態に係るターボチャージャの全体構成について説明する。
図１は、一実施形態に係るターボチャージャの上半部の要部概略断面図であり、図２は、一実施形態に係るターボチャージャの回転軸Ｏの方向に沿った概略断面図である。

図１及び図２に示すように、ターボチャージャ１は、不図示のエンジンからの排ガスにより回転駆動されるように構成されたタービンホイール６を含むタービン２６と、回転シャフト３を介してタービン２６と接続されたコンプレッサ（不図示）と、を備える。コンプレッサは、タービンホイール６の回転により同軸駆動されて、エンジンへの吸気を圧縮するように構成されている。

なお、図１及び図２に示すタービン２６は、作動流体である排ガスが半径方向に流入する半径流入式軸流タービンであるが、タービン２６の作動方式はこれに限定されない。例えば、幾つかの実施形態では、タービン２６は、作動流体が半径方向及び軸方向の速度成分を有する斜流タービンであってもよい。

タービンホイール６は、回転シャフト３に連結されるハブ４と、ハブ４の外周面に周方向に複数設けられる動翼５とを含む。タービンホイール６はタービンハウジング２に収容されており、タービンホイール６の外周側には、エンジンからの排ガスが導入されるスクロール状流路２８がタービンハウジング２によって形成されている。また、図２に示すように、スクロール状流路２８の内周側には、スクロール状流路２８からタービンホイール６に流入する排ガスの流路７が、タービンハウジング２の壁面のうち互いに対向するハブ側壁面２２、及び、シュラウド側壁面２４によって形成されている。なお、ハブ側壁面２２は、動翼５の内周側（ハブ４に近い側）に位置する壁面であり、シュラウド側壁面２４は、動翼５の外周側（ハブ４から遠い側）に位置する壁面である。

図１及び図２に示す例示的な実施形態において、流路７には、複数のノズルベーン（ベーン本体）１０が回動軸９を介してハブ側壁面２２に回動可能に設けられている。回動軸９が回動することによりノズルベーン１０の翼角が変化し、これによりノズルベーン１０の開度を調節することができるようになっている。

ノズルベーン１０の回動軸９が設けられるハブ側壁面２２に対向するシュラウド側壁面２４と、ノズルベーン１０との間には、クリアランスＣ（図２参照）が形成される。クリアランスＣは、ノズルベーン１０が壁面に対して円滑に摺動できるような大きさを有するように設けられる。

なお、他の実施形態では、複数のノズルベーン１０は、シュラウド側壁面２４に設けられており、シュラウド側壁面２４に対向するハブ側壁面２２と、ノズルベーン１０との間にクリアランスＣが形成されていてもよい。
あるいは、他の実施形態では、複数のノズルベーン１０は、各ノズルベーン１０のハブ側とシュラウド側の両端面に設けられた回動軸を介して、ハブ側壁面２２とシュラウド側壁面２４の両方に回動可能に支持されていてもよい。この場合、ハブ側壁面２２とノズルベーン１０との間、及び、シュラウド側壁面２４とノズルベーン１０との間の一方又は両方にクリアランスが形成されていてもよい。

上述の構成を有するターボチャージャ１では、スクロール状流路２８を流れた排ガスＧは、ハブ側壁面２２とシュラウド側壁面２４との間に形成される流路７に流れ込み、ノズルベーン１０によって流れ方向が制御されて、タービンホイール６へと流れ込みタービンホイール６を回転駆動する。そして、タービンホイール６で仕事を終えた排ガスは、出口８から外部に排出される。

上述したターボチャージャ１において、複数のノズルベーン１０のうち隣り合うノズルベーン１０の間には、ノズルベーン１０の間の距離が最も短くなる位置にスロート１８（図１参照）が形成される。
以下、幾つかの実施形態に係るノズルベーン１０、及び、ターボチャージャ１において隣り合うノズルベーン１０の間に形成されるスロート１８について、より詳細に説明する。

図３Ａは、一実施形態に係るノズルベーン（ベーン本体）１０の斜視図であり、図３Ｂは、図３Ａに示すノズルベーン１０の前縁側における断面図（図３ＡのＩＩＩ’−ＩＩＩ’に沿った断面図）であり、図３Ｃは図３Ａに示すノズルベーン１０の後縁側における断面図（図３ＡのＩＩＩ’’−ＩＩＩ’’に沿った断面図）である。また、図４は、ターボチャージャ１において隣り合うノズルベーン１０の構成を示す図である。
なお、図３Ｂ及び図３Ｃは、それぞれ、ノズルベーン１０のキャンバラインＬｃ（図３Ａ参照）の法線方向とベーン高さ方向（シュラウド側端面１１とハブ側端面１２とを結ぶ方向）とを含む面に沿った断面図である。

図３Ａ〜図３Ｃに示すように、ノズルベーン（ベーン本体）１０は、該ノズルベーン１０がターボチャージャ１に設置されたときに、シュラウド側壁面２４に面するシュラウド側端面１１と、ハブ側壁面２２に面するハブ側端面１２と、シュラウド側端面１１とハブ側端面１２との間に延在する翼型部と、を含む。また、ノズルベーン１０は、シュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、前縁１３と後縁１４とを有する。また、ノズルベーン１０は、前縁１３から後縁１４にかけて延在する圧力面１５と、前縁１３から後縁１４にかけて延在し、圧力面１５に対向する負圧面１６とを有する。

なお、以下の説明では、ノズルベーン（ベーン本体）１０は、図２に示すように、ハブ側壁面２２に回動可能に設けられる実施形態について説明する。したがって、以下の説明では、ノズルベーン１０の両端面のうち、シュラウド側端面１１は、シュラウド側壁面２４に対向するように設けられる第１端面（クリアランスＣに面する端面）であり、シュラウド側端面１１（第１端面）と反対側のハブ側端面１２は、第２端面（回動軸９が設けられる側の端面）である。
他の実施形態では、ノズルベーン（ベーン本体）１０がシュラウド側壁面２４に回動可能に設けられ、ハブ側壁面２２とノズルベーン１０との間にクリアランスＣが形成されていてもよい。この場合、クリアランスＣに面するハブ側端面１２が第１端面であり、回動軸９が設けられるシュラウド側端面１１が第２端面である。また、この場合、以下の説明において、ハブ側についての説明とシュラウド側についての説明を入れ替えることにより、同様の説明を適用することができる。

図３Ｂに示すように、図３Ａに示すノズルベーン１０では、ベーン高さ方向においてシュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、前縁１３側の圧力面１５は凸形状を有する。また、図３Ｃに示すように、図３Ａに示すノズルベーン１０では、ベーン高さ方向においてシュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、後縁１４側の負圧面１６は凹形状を有する。
なお、図３Ａに示すノズルベーン１０では、ベーン高さ方向においてシュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、かつ、前縁１３から後縁１４にかけて、圧力面１５は凸形状を有し、負圧面１６は凹形状を有する。
また、図３Ａに示すノズルベーン１０において、後縁１４側の負圧面１６の凹形状の曲率半径ＲＣ_Ｔは、前縁１３側の圧力面１５の凸形状の曲率半径ＲＣ_Ｌよりも小さい。

図３Ａ〜図３Ｃに示す上述のノズルベーン１０をターボチャージャ１に複数設置した場合、図４に示すように、該複数のノズルベーン１０のうち隣り合うノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの間にはスロート１８が形成される。スロート１８は、ノズルベーン１０Ａの後縁１４Ａ側の負圧面１６と、ノズルベーン１０Ｂの前縁１３Ｂ側の圧力面１５Ｂとの間に形成される。また、スロート１８は、隣り合うノズルベーン１０Ａとノズルベーン１０Ｂとの間の距離Ｗが最小となる位置に形成される。
なお、図４に示すノズルベーン１０Ａ，１０Ｂは、それぞれ、上述したノズルベーン（ベーン本体）１０の構成を有し、それぞれ、シュラウド側端面１１Ａ，ｌ１Ｂと、ハブ側端面１２Ａ，１２Ｂと、前縁１３Ａ，１３Ｂと、後縁１４Ａ，１４Ｂと、圧力面１５Ａ，１５Ｂと、負圧面１６Ａ，１６Ｂと、を有する。

図５は、図３Ａ〜図３Ｃに示す形状を有する隣り合うノズルベーン１０Ａ，１０Ｂのスロート１８の位置における断面図（図４のＣ−Ｃに沿った断面図に相当する図）である。
また、図６及び図７は、それぞれ、他の一実施形態に係る隣り合うノズルベーン１０Ａ，１０Ｂのスロート１８の位置における断面図（図４のＣ−Ｃに沿った断面図に相当する図）である。なお、図６及び図７に示すノズルベーン１０Ａ及びノズルベーン１０Ｂは、全体として同じ形状を有していてもよい。
なお、図５〜図７は、それぞれ、ノズルベーン１０のキャンバラインＬｃ（図３Ａ参照）の法線方向とベーン高さ方向（シュラウド側端面１１とハブ側端面１２とを結ぶ方向）とを含む面に沿った断面図である。

以下の説明では、隣り合うノズルベーン１０Ａとノズルベーン１０Ｂとは同一の形状を有することを前提とし、ノズルベーン１０Ａ及び１０Ｂをまとめてノズルベーン１０と表すことがある。

図６に示すノズルベーン１０（１０Ａ及び１０Ｂ）では、ベーン高さ方向においてシュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、前縁１３側の圧力面１５は平坦な形状を有し、後縁１４側の負圧面１６は凹形状を有する。また、後縁１４側の負圧面１６の凹形状は、ベーン高さ方向におけるシュラウド側端面１１の位置Ｐ_１とハブ側端面１２の位置Ｐ_２との中間位置Ｐｍ近傍において、最も圧力面１５側に突出した形状となっている。

図７に示すノズルベーン１０（１０Ａ及び１０Ｂ）では、ベーン高さ方向においてシュラウド側端面１１からハブ側端面１２にかけて、前縁１３側の圧力面１５は凸形状を有し、後縁１４側の負圧面１６は凹形状を有する。また、前縁１３側の圧力面１５の凸形状は、ベーン高さ方向におけるシュラウド側端面１１の位置Ｐ_１とハブ側端面１２の位置Ｐ_２との中間位置Ｐｍ近傍において、最も圧力面１５側に突出した形状となっている。後縁１４側の負圧面１６の凹形状は、ベーン高さ方向において、シュラウド側端面１１からハブ側端面１２に掛けて、徐々に圧力面１５側に突出する形状となっている。

なお、図５に示すノズルベーン１０（１０Ａ及び１０Ｂ）では、前縁１３側の圧力面１５の凸形状及び後縁１４側の負圧面１６の凹形状は、それぞれ、ベーン高さ方向におけるシュラウド側端面１１の位置Ｐ_１とハブ側端面１２の位置Ｐ_２との中間位置Ｐｍ近傍において、最も圧力面１５側に突出した形状となっている。

幾つかの実施形態では、図５〜図７に示すように、隣り合うノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの間に形成されるスロート１８において、シュラウド側端面１１（クリアランスに面する第１端面）の位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１は、シュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１とハブ側端面（第２端面）の位置Ｐ_２との中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍよりも狭い（すなわち、Ｗ_１＜Ｗｍである。）。

ここで、図９は、典型的な隣り合うノズルベーンのスロートの位置における断面図（図４のＣ−Ｃに沿った断面図に相当する図）である。図９に示す典型的なノズルベーン１０Ａ’，１０Ｂ’は、それぞれ、シュラウド側端面１１Ａ’，ｌ１Ｂ’と、ハブ側端面１２Ａ’，１２Ｂ’と、前縁１３Ａ’，１３Ｂ’と、後縁１４Ａ’，１４Ｂ’と、圧力面１５Ａ’，１５Ｂ’と、負圧面１６Ａ’，１６Ｂ’と、を有する。
ノズルベーン１０Ａ’の後縁側の負圧面１６Ａ’と、ノズルベーン１０Ｂ’の前縁側の圧力面１５Ｂ’は、それぞれ、シュラウド側端面１１Ａ’，ｌ１Ｂ’からハブ側端面１２Ａ’，１２Ｂ’にかけて平坦な形状を有している。よって、ノズルベーン１０Ａ’の後縁側の負圧面１６Ａ’と、ノズルベーン１０Ｂ’の前縁側の圧力面１５Ｂ’との間に形成されるスロート１８’において、シュラウド側端面１１’（第１端面）の位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１は、シュラウド側端面１１’（第１端面）の位置Ｐ_１とハブ側端面１２’（第２端面）の位置Ｐ_２との中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍとほぼ等しい。

ターボチャージャにおいて、ノズルベーンの開度が小さくしながらある程度の流量を確保する場合、隣り合うノズルベーン間に形成されるスロートには、ある程度のスロート面積を持たせる必要がある。
ここで、ノズルベーンとして図９に示すような典型的なノズルベーン１０Ａ’，１０Ｂ’を用いる場合、ノズルベーン１０Ａ’，１０Ｂ’の間に形成されるスロート１８’は、クリアランスに面するシュラウド側端面１１’の位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１と、中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍとがほぼ同等である。
よって、ノズルベーンの開度が小さい運転条件においても、スロート幅Ｗ_１は比較的大きいため、ノズルベーン１０Ａ’，１０Ｂ’の間のスロート１８’のうちクリアランス近傍を通過する排ガス流れ（スロート流れ）はあまり抑制されない。このため、このスロート流れと、排ガス流路を形成する壁面（シュラウド側壁面又はハブ側壁面）とノズルベーン１０Ａ’又は１０Ｂ’との間に形成されるクリアランスを通る排ガス流れ（クリアランス流れ）との相互作用によって渦が生じやすくなり、これによりタービン効率が低下することがある。

この点、図５〜図７に示す実施形態に係るノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの間に形成されるスロート１８は、クリアランスに面するシュラウド側端面１１Ａ，１１Ｂの位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１は、中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍよりも狭い。
すなわち、スロート１８は、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂのシュラウド側端面１１Ａ，１１Ｂ（第１端面）側において比較的狭いスロート幅Ｗ_１を有するので、スロート１８のシュラウド側端面１１Ａ，１１Ｂ側第１端面側（すなわちクリアランス近傍）を通る排ガス流れ（スロート流れ）を低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロート１８は、中間位置Ｐｍ付近において比較的広いスロート幅Ｗｍを有するので、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂ間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、図５〜図７に示すように、シュラウド側端面１１Ａ，１１Ｂ（第１端面）の位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１を、中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍよりも狭くるすことにより、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの開度が小さいときであっても、スロート１８を通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

幾つかの実施形態では、図５〜図７に示すように、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの間に形成されるスロート１８のスロート幅は、シュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍに向かうにつれて、シュラウド側端面１１の位置Ｐ_１からの距離とともに単調増加する。

この場合、シュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍの間では、スロート幅は、シュラウド側端面１１の位置Ｐ_１において最も狭く、シュラウド側端面１１から中間位置Ｐｍに向かうにつれて徐々に広くなるので、スロート面積を確保しながら、クリアランスに面するシュラウド側端面１１（第１端面）側においてスロート１８を通過する排ガス流れを効果的に低減することができる。よって、スロート１８を通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

幾つかの実施形態では、図５〜図７に示すように、ノズルベーン１０の後縁１４側の負圧面１６は、ノズルベーン１０のキャンバラインのＬｃの法線方向とベーン高さ方向とを含む断面において、少なくともシュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍにかけて凹形状を有する。
なお、図５〜図７は、２枚のノズルベーン１０Ａ，１０Ｂのスロート１８の位置における断面図であるため、厳密には、ノズルベーン１０Ａ，１０ＢのキャンバラインＬｃの法線方向を含む断面ではない場合もあるが、ノズルベーン１０Ａ，１０Ｂの開度が小さい領域において、上記断面は、キャンバラインＬｃの法線方向に沿った断面となる。

この場合、ノズルベーン１０の後縁１４側の負圧面１６Ａは、シュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍにかけて凹形状を有するので、この負圧面１６Ａとノズルベーン１０Ｂの前縁１３Ｂ側の圧力面１５Ｂとで形成されるスロート１８は、位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１が中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍよりも狭くなりやすい。よって、ノズルベーン１０の開度が小さいときであっても、スロート１８を通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

幾つかの実施形態では、図５及び図７に示すように、ノズルベーン１０の前縁１３側の圧力面１５は、ノズルベーン１０のキャンバラインのＬｃの法線方向とベーン高さ方向とを含む断面において、少なくともシュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍにかけて凸形状を有する。そして、後縁１４側の負圧面１６の凹形状の曲率半径ＲＣ_Ｔは、前縁１３側の圧力面１５の凸形状の曲率半径ＲＣ_Ｌよりも小さい。

この場合、シュラウド側端面１１（第１端面）の位置Ｐ_１から中間位置Ｐｍにかけて、ノズルベーン１０Ａの後縁１４Ａ側の負圧面１６Ａの凹形状の曲率半径ＲＣ_Ｔは、ノズルベーン１０Ｂの前縁１３Ｂ側の圧力面１５Ｂの凸形状の曲率半径ＲＣ_Ｌよりも小さいので、位置Ｐ_１におけるスロート幅Ｗ_１が中間位置Ｐｍにおけるスロート幅Ｗｍよりも狭くなる。よって、ノズルベーン１０の開度が小さいときであっても、スロート１８を通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を効果的に低減させることができる。

図８Ａ及び図８Ｂは、図３Ａに示すノズルベーン１０（すなわち図５に示すノズルベーン１０）の前縁１３側における断面及び後縁１４側における断面をそれぞれｘｙ座標上に示した図であり、それぞれ、図３Ｂ及び図３Ｃに相当する図である。図８Ａ及び図８Ｂのｘｙ座標において、ｘ軸は、ノズルベーン１０のキャンバラインＬｃ（図３Ａ参照）の法線方向に沿ってノズルベーン１０の圧力面１５から負圧面１６に向かう軸であり、ｙ軸は、ベーン高さ方向に沿ってハブ側端面１２（第２端面）からシュラウド側端面１１（第１端面）に向かう軸である。
図８Ａにおける直線Ｌ_Ｔ１Ａは、前縁１３側の圧力面１５の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）のシュラウド側端面１１（第１端面）の位置における傾きを示す直線である。また、図８Ｂにおける直線Ｌ_Ｔ１Ｂは、後縁１４側の負圧面１６の座標（ｘ_Ｓ，ｙ_Ｓ）のシュラウド側端面１１（第１端面）の位置における傾きを示す直線である。

幾つかの実施形態では、図８Ａ及び図８Ｂに示すように、上述のｘｙ座標上で、シュラウド側端面１１（第１端面）を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、ノズルベーン１０の後縁１４側の負圧面１６の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）（図８Ｂ参照）は、ノズルベーン１０の前縁１３側の圧力面１５の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）（図８Ａ参照）よりも小さい。

なお、図示はしないが、図６及び図７に示す実施形態に係るノズルベーン１０についても、図８Ａ及び図８Ｂに示した場合と同様、上述のｘｙ座標上で、シュラウド側端面１１（第１端面）を含むベーン高さ方向（ｙ軸方向）の位置範囲において、ノズルベーン１０の後縁１４側の負圧面１６の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）の傾き（ｄｙ_ｓ／ｄｘ_ｓ）は、ノズルベーン１０の前縁１３側の圧力面１５の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）の傾き（ｄｙ_ｐ／ｄｘ_ｐ）よりも小さい。

この場合、ノズルベーン１０間に形成されるスロート１８（図４及び図５〜図７参照）は、クリアランスに面するノズルベーン１０のシュラウド側端面１１（第１端面）の位置において、シュラウド側端面１１よりもハブ側端面１２（第２端面）に近い位置に比べて、スロート幅が狭くなる。
すなわち、スロート１８は、ノズルベーン１０のシュラウド側端面１１（第１端面）の位置において比較的狭いスロート幅を有するので、スロート１８のシュラウド側端面１１（第１端面）側を通る排ガス流れ（スロート流れ）を低減することができる。このため、スロート流れとクリアランス流れとの相互作用により生じる渦を抑制することができる。また、スロート１８は、シュラウド側端面１１よりもハブ側端面１２（第２端面）に近い位置において比較的広いスロート幅を有するので、ノズルベーン１０の開度が小さいときであってもスロート面積を確保することができ、ノズルベーン１０の間を通過する排ガス流量を十分に確保することができる。
よって、ノズルベーン１０の開度が小さいときであっても、スロート１８を通る排ガス流量を確保しながら、排ガスのスロート流れとクリアランス流れとの相互作用に起因して生じる渦を低減することができ、ノズルベーン１０の小開度時におけるタービン効率を向上させることができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。

本明細書において、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
また、本明細書において、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
また、本明細書において、一の構成要素を「備える」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。

１ ターボチャージャ
２ タービンハウジング
３ 回転シャフト
４ ハブ
５ 動翼
６ タービンホイール
７ 流路
８ 出口
９ 回動軸
１０，１０Ａ，１０Ｂ ノズルベーン（ベーン本体）
１１，１１Ａ，１１Ｂ シュラウド側端面
１２，１２Ａ，１２Ｂ ハブ側端面
１３，１３Ａ，１３Ｂ 前縁
１４，１４Ａ，１４Ｂ 後縁
１５，１５Ａ，１５Ｂ 圧力面
１６，１６Ａ，１６Ｂ 負圧面
１８ スロート
２２ ハブ側壁面
２４ シュラウド側壁面
２６ タービン
２８ スクロール状流路
Ｃ クリアランス
Ｇ 排ガス
Ｌｃ キャンバライン

Claims (10)

1. タービンホイールと、
   互いに対向して、前記タービンホイールに流入する排ガスの流路を形成するハブ側壁面及びシュラウド側壁面と、
   前記流路内において、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の一方に回動可能に設けられた複数のノズルベーンと、を備え、
   前記複数のノズルベーンのうち隣り合うノズルベーン間に形成されるスロートは、前記ハブ側壁面又は前記シュラウド側壁面の他方に対向する前記ノズルベーンの第１端面の位置において、前記ノズルベーンの前記第１端面と該第１端面とは反対側の第２端面との中間位置におけるスロート幅よりも狭いスロート幅を有する
   ことを特徴とするターボチャージャ。
2. 前記スロート幅は、前記中間位置に向かうにつれて、前記第１端面の位置からの距離とともに単調増加することを特徴とする請求項１に記載のターボチャージャ。
3. 前記スロートは、前記隣り合うノズルベーンの一方の後縁側の負圧面と、前記隣り合うノズルベーンの他方の前縁側の圧力面との間に形成され、
   前記後縁側の前記負圧面は、前記ノズルベーンのキャンバラインの法線方向とベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凹形状を有することを特徴とする請求項１又は２に記載のターボチャージャ。
4. 前記前縁側の前記圧力面は、前記法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凸形状を有し、
   前記後縁側の前記負圧面の前記凹形状の曲率半径は、前記前縁側の前記圧力面の前記凸形状の曲率半径よりも小さい
   ことを特徴とする請求項３に記載のターボチャージャ。
5. 前記ノズルベーンのキャンバラインの法線方向に沿って前記ノズルベーンの圧力面から負圧面に向かってｘ軸をとり、ベーン高さ方向に沿って前記第２端面から前記第１端面に向かってｙ軸をとったとき、前記ノズルベーンの後縁側の前記負圧面の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）と、前記ノズルベーンの前縁側の前記圧力面の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）は、前記第１端面を含む前記ベーン高さ方向の位置範囲において下記式を満たす
   ことを特徴とする請求項１乃至４の何れか一項に記載のターボチャージャ。
   

   
6. ターボチャージャのノズルベーンであって、
   第１端面及び第２端面を含むベーン本体と、
   前記第２端面に設けられ、前記ベーン本体を回動させるための回動軸と、を備え、
   前記ベーン本体のキャンバラインの法線方向に沿って前記ベーン本体の圧力面から負圧面に向かってｘ軸をとり、ベーン高さ方向に沿って前記第２端面から前記第１端面に向かってｙ軸をとったとき、前記ベーン本体の後縁側の前記負圧面の座標（ｘ_ｓ，ｙ_ｓ）と、前記ベーン本体の前縁側の前記圧力面の座標（ｘ_ｐ，ｙ_ｐ）は、前記第１端面を含む前記ベーン高さ方向の位置範囲において下記式を満たす
   ことを特徴とするターボチャージャのノズルベーン。
   

   
7. 前記後縁側の前記負圧面は、前記キャンバラインの法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記第１端面と前記第２端面との中間位置にかけて凹形状を有することを特徴とする請求項６に記載のターボチャージャのノズルベーン。
8. 前記前縁側の前記圧力面は、前記法線方向と前記ベーン高さ方向とを含む断面において、少なくとも前記第１端面の位置から前記中間位置にかけて凸形状を有し、
   前記後縁側の前記負圧面の前記凹形状の曲率半径は、前記前縁側の前記圧力面の前記凸形状の曲率半径よりも小さい
   ことを特徴とする請求項７に記載のターボチャージャのノズルベーン。
9. 請求項６乃至８の何れか一項に記載のノズルベーンと、
   前記ノズルベーンの下流側に位置するタービンホイールと、
   を備えることを特徴とするタービン。
10. タービンホイールと、
    互いに対向して、前記タービンホイールに流入する排ガスの流路を形成するハブ側壁面及びシュラウド側壁面と、
    前記流路内に回動可能に複数設けられる、請求項６乃至８の何れか一項に記載のノズルベーンと、
    を備えることを特徴とするターボチャージャ。
    

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