WO2016031017A1 - 膨張タービン及びターボチャージャ - Google Patents

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turbine
wall surface
working fluid
expansion turbine
moving blade
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豊隆 吉田
横山　隆雄
洋輔 段本
洋二 秋山
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三菱重工業株式会社
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    • F01D9/02—Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles
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    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
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    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present disclosure relates to an expansion turbine having a variable nozzle and a turbocharger provided with the expansion turbine.
  • variable displacement turbocharger having a variable nozzle on the inlet side of the expansion turbine, and the variable displacement turbocharger can adjust the flow rate of the working fluid by adjusting the opening of the variable nozzle.
  • the variable displacement turbocharger can adjust the flow rate of the working fluid by adjusting the opening of the variable nozzle.
  • the variable capacity turbocharger as shown in FIG. 8, when the opening degree of the variable nozzle is small, the turbine efficiency is greatly reduced compared to the peak point (the nozzle opening is near the middle opening area).
  • the turbine efficiency when the nozzle opening is in the small opening region greatly affects the response performance. Therefore, there is a need to improve turbine efficiency in a small opening range.
  • the incidence angle of the variable nozzle (the difference between the inflow angle of the working fluid flowing into the variable nozzle and the leading edge blade angle of the variable nozzle). is there. Therefore, in order to reduce the incidence angle, it is conceivable to narrow the scroll portion of the turbine housing (make the scroll portion smaller) in accordance with the leading edge blade angle of the variable nozzle in the small opening range.
  • the scroll portion is narrowed, the incidence angle increases when the nozzle opening is in the large opening range, flow separation occurs on the wing surface of the variable nozzle, the actual flow area decreases, and the working fluid flow rate (maximum There is a problem that the flow rate) decreases.
  • Patent Document 1 discloses the shroud wall surface of the turbine housing facing the tip of the moving blade.
  • a turbine in which an annular guide portion (guide surface) is formed on the inlet side of the moving blade at an angle toward the rear side of the turbine wheel with respect to the radial direction of the turbine.
  • the guide portion by forming the guide portion, the working fluid having flowed into the moving blade is moved to the back side of the turbine wheel, and the excitation force by the wake of the variable nozzle is near the blade tip edge. The action is suppressed, and the swing of the moving blade is suppressed.
  • the clearance flow through the gap is suppressed.
  • At least one embodiment of the present invention suppresses the decrease in turbine efficiency when the variable nozzle is in the small opening range, and at the same time, the flow rate of the working fluid when the variable nozzle is in the large opening range. It is an object of the present invention to provide an expansion turbine and a turbocharger capable of securing and simultaneously achieving desired blade performance and suppressing reduction in turbine efficiency.
  • An expansion turbine is an expansion turbine for recovering power from energy possessed by a working fluid, the turbine housing including a scroll portion into which the working fluid is introduced; A plurality of circumferentially spaced-apart circumferential directions of the expansion turbine in the turbine housing, and configured to be rotatable about a rotation axis so as to change a flow passage area of the working fluid passing through the scroll portion.
  • a variable nozzle, and a plurality of moving blades located downstream of the variable nozzle, and a turbine wheel rotatably provided in the turbine housing The turbine housing has a first wall surface including a shroud portion facing the tip of the moving blade, and a second wall surface facing the first wall surface across the flow path of the working fluid,
  • the blade height on the outlet side of the variable nozzle is greater than the blade height on the inlet side of the moving blade
  • the shroud portion protrudes toward the second wall surface so that the flow channel height of the working fluid narrows toward the downstream side on the downstream side of the outlet of the variable nozzle and on the upstream side of the inlet of the moving blade
  • the protrusion amount of the protrusion is set such that the tip end of the protrusion does not protrude beyond the tip at the inlet of the moving blade to the second wall surface side.
  • the throat area in the working fluid flow path between the variable nozzles can be increased. . Therefore, when the variable nozzle is in the wide opening range, the flow rate (maximum flow rate) of the working fluid flowing into the moving blades can be sufficiently secured.
  • the working fluid flowing into the moving blade has a strong swirling component because the nozzle opening is small, while the flow velocity component directed inward in the radial direction is small. Therefore, in the conventional expansion turbine, in the small opening degree region of the variable nozzle, the working fluid is easily pressed to the shroud side (the first wall side) by the centrifugal force caused by the turning component of the working fluid flowing into the moving blade. .
  • the working fluid is pressed to the shroud wall surface side, the flow of the working fluid is biased to the shroud side at the blade outlet, the flow velocity is large on the shroud side, and the flow velocity is reduced on the hub side (second wall surface).
  • the working fluid spreads so as to eliminate the flow velocity imbalance on the downstream side of the moving blade, and mixing loss is likely to occur.
  • the configuration (1) since the projecting portion is provided, the working fluid flows along the projecting portion so as to be brought closer to the second wall side (hub side), and the first wall side (shroud side) The partial flow of the working fluid is suppressed. As a result, uneven flow at the blade exit is alleviated, and mixing loss is reduced, thereby improving turbine efficiency. Therefore, in addition to the merit of securing the maximum flow rate in the wide opening range of the variable nozzle described above, the configuration (1) can also enjoy the merit of improving the turbine efficiency when the variable nozzle is in the small opening range.
  • the protrusion amount of the protrusion is set so that the tip end of the protrusion does not protrude to the second wall side beyond the tip of the inlet of the moving blade. Since the working fluid flows into a wide range in the blade height direction, it is possible to suppress a reduction in the effective flow path area at the blade inlet due to the contraction effect by the protrusions. Therefore, desired blade performance can be easily obtained, and high turbine efficiency can be maintained.
  • the expansion turbine is a radial turbine in which the working fluid flows into the inlet of the moving blade along a radial direction of the expansion turbine,
  • the origin of the axial position of the root of the inlet of the moving blade, when the axial position of the tip in the inlet of the moving blade and the X t, the axial position X p of the tip of the projecting portion is 0 ⁇
  • the relation of X t ⁇ X p is satisfied.
  • the amount of protrusion of the protrusion is set such that the tip end of the protrusion does not protrude toward the hub side of the moving blade. Therefore, since it is possible to suppress a decrease in the flow passage area at the blade inlet, desired blade performance can be easily obtained, and the turbine efficiency can be maintained high.
  • the first wall surface has a tapered surface inclined with respect to the radial direction, and the projecting portion is formed by the tapered surface.
  • the angle formed by the tapered surface with respect to the axial direction of the expansion turbine is 40 degrees or less.
  • the pressure difference between the pressure surface and the suction surface of the variable nozzle can be reduced, the clearance flow can be suppressed, and the turbine efficiency can be improved.
  • the ratio of loss due to the clearance flow to the entire flow loss is high, so the effect by the configuration (4) (effect of improving the turbine efficiency by suppressing the clearance flow) is large.
  • the expansion turbine in any of the above configurations (1) to (4), which is configured to be driven by exhaust gas from an internal combustion engine, A compressor driven by the expansion turbine and configured to compress intake air to the internal combustion engine.
  • the turbocharger in the turbocharger, it is possible to suppress a decrease in turbine efficiency when the variable nozzle is in the small opening range and secure a flow rate of the working fluid when the variable nozzle is in the large opening range. Can.
  • desired blade performance can be easily obtained, and high turbine efficiency can be maintained.
  • the decrease in turbine efficiency when the variable nozzle is in the small opening range is suppressed, and the flow rate of the working fluid when the variable nozzle is in the large opening range is secured. It is possible to suppress the decrease in blade performance and to suppress the decrease in turbine efficiency.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a structure around a variable nozzle and a moving blade of an expansion turbine according to an embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a structure around a variable nozzle and a moving blade of an expansion turbine according to an embodiment.
  • It is an explanatory view showing the flow of the operation fluid in the expansion turbine concerning one embodiment.
  • It is a partially expanded sectional view of the conventional expansion turbine.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the flow rate of working fluid of the expansion turbine and the turbine efficiency.
  • expressions that indicate that things such as “identical”, “equal” and “homogeneous” are equal states not only represent strictly equal states, but also have tolerances or differences with which the same function can be obtained. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrilateral shapes and cylindrical shapes not only represent shapes such as rectangular shapes and cylindrical shapes in a geometrically strict sense, but also uneven portions and chamfers within the range where the same effect can be obtained. The shape including a part etc. shall also be expressed.
  • the expressions “comprising”, “having”, “having”, “including” or “having” one component are not exclusive expressions excluding the presence of other components.
  • turbocharger to which the present invention is applied is not particularly limited as long as it is a supercharger for forcibly feeding intake air into an internal combustion engine, and may be, for example, an automotive turbocharger or a marine turbo charger. It may be a charger.
  • FIG. 1 is a diagram showing an entire configuration of a turbocharger according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a detailed structure of an exhaust turbine of a turbocharger according to an embodiment.
  • the turbocharger 1 shown in FIG. 1 is a turbocharger for a vehicle, and is mounted on an engine 6 for a vehicle.
  • the turbocharger 1 is composed of an exhaust turbine 1a, a bearing stand 1b and a compressor 1c.
  • the exhaust turbine 1a is constituted by an expansion turbine 10A or an expansion turbine 10B described in detail later.
  • the exhaust turbine 1a has a turbine housing 2a, the bearing stand 1b has a bearing housing 2b, and the compressor 1c has a compressor housing 2c.
  • a central shaft 3 is provided along the axial direction of the turbocharger 1, and the central shaft 3 is rotatably supported by bearings (not shown).
  • the turbine wheel 4 is fixed to one end of the central shaft 3 located on the turbine housing 2 a side, and the compressor wheel 5 is fixed to the other end of the central shaft 3 located on the compressor housing 2 c side.
  • An exhaust pipe 7 is connected to the exhaust port 6a of the automobile engine 6, and the other end of the exhaust pipe 7 is connected to the inlet casing 2d of the turbine housing 2a.
  • the air supply pipe 8 is connected to the outlet casing 2g of the compressor housing 2c, and the other end of the air supply pipe 8 is connected to the air supply port 6b of the automobile engine 6.
  • Exhaust gas e discharged from the exhaust port 6a passes through the exhaust pipe 7 and flows tangentially into the scroll portion of the turbine housing 2a as a working fluid, and after rotating the turbine wheel 4, flows out from the outlet opening 2e.
  • the rotation of the turbine wheel 4 is transmitted to the compressor wheel 5 via the central shaft 3, and the rotation of the compressor wheel 5 sucks air a from the inlet opening 2f of the compressor housing 2c.
  • the air a sucked from the inlet opening 2 f is compressed by the compressor wheel 5 and discharged from the outlet casing 2 g of the compressor housing 2 c to the air supply pipe 8.
  • the high pressure air discharged to the air supply pipe 8 is cooled by the intercooler 9 and then supplied to the combustion chamber (not shown) of the automobile engine 6 from the air supply port 6b.
  • the exhaust turbine (expansion turbine) 1a of the turbocharger 1 is driven by only the exhaust gas, but in the other embodiments, the exhaust gas is used as a main drive source.
  • the motor may be used as an auxiliary drive source.
  • the turbine housing 2 a of the exhaust turbine 1 a and the bearing housing 2 b are coupled by a connector 16.
  • the lubricating oil r is supplied from the lubricating oil passage 22 to the bearing 20 provided on the bearing housing 2 b and rotatably supporting the central shaft 3.
  • a compressor 2c (see FIG. 1) is provided adjacent to the bearing housing 2b on the opposite side to the exhaust turbine 1a.
  • a turbine wheel 4 is fixed to a turbine side end of a central shaft 3 provided in the housing along the axial direction of the turbocharger 1.
  • the turbine wheel 4 includes a hub 26 fixed to the central shaft 3 and a plurality of moving blades 28 radially fixed to the outer surface (hub surface 26 a) of the hub 26 in the circumferential direction.
  • a scroll portion 30 into which exhaust gas e is introduced as a working fluid is formed, and a spiral shaped space s into which the exhaust gas e is introduced is formed inside the scroll portion 30.
  • the turbine housing 2 a has an outer shell 12 that defines the outer shape of the turbine housing 2 a, a nozzle plate 32 provided near the downstream end of the space s, and a nozzle mount 34 provided opposite to the nozzle plate 32.
  • a flow passage f communicating with the space s is formed between the nozzle plate 32 and the nozzle mount 34.
  • a plurality of variable nozzles 36 are disposed in the flow path f in the circumferential direction of the central axis 3 (the circumferential direction of the exhaust turbine 1 a), and the plurality of variable nozzles 36 are disposed around the moving blades 28 at intervals.
  • a pivot shaft 38 is integrally connected to each of the plurality of variable nozzles 36, and the pivot shaft 38 of each variable nozzle 36 is formed on the back side of the nozzle mount 34 from a through hole formed in the nozzle mount 34. It projects into the space.
  • each pivot shaft 38 is connected to an actuator (not shown) provided outside the bearing housing 2b via a synchronization mechanism 40 and a conductive shaft (not shown).
  • the actuator By operating the actuator, the plurality of variable nozzles 36 can be synchronously rotated about the rotational shaft 38.
  • the plurality of variable nozzles 36 By rotating the plurality of variable nozzles 36 synchronously, when the exhaust gas e that has passed through the space s passes through the flow path f and flows into the moving blade 28, the flow path area of the flow path f is changed. Can.
  • a part of the nozzle plate 32 constitutes a shroud wall surface 32 a that covers the tip 28 a of the moving blade 28.
  • the wall surface of the nozzle plate 32 of the turbine housing 2a constitutes a first wall surface including the shroud wall surface 32a, and the wall surface of the nozzle mount 34 of the turbine housing 2a facing the nozzle plate 32 constitutes a second wall surface.
  • the first wall surface and the second wall surface of the turbine housing 2a will be described in detail later.
  • the flow path f is formed in a direction orthogonal to the axis C of the central axis 3, that is, along the radial direction of the exhaust turbine 1a, and the exhaust turbine 1a constitutes a radial turbine.
  • the exhaust gas e flowing into the flow path f reaches the moving blades 28 to rotate the turbine wheel 4 and the central axis 3, and then flows out from the outlet opening 42 formed on the axis C of the central axis 3.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing the structure around the variable nozzle and the moving blade of the expansion turbine according to one embodiment.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a structure around a variable nozzle and a moving blade of an expansion turbine according to another embodiment.
  • the turbine housing 13 of the expansion turbine 10 (10A, 10B) includes a shroud portion (shroud wall surface 32a) facing the tip 28a of the moving blade 28.
  • a wall surface 50 and a second wall surface 52 opposed to the first wall surface 50 across the flow path f of the working fluid w are provided.
  • the blade height at the outlet of the variable nozzle 36 is formed larger than the blade height at the inlet of the moving blade 28.
  • first wall surface 50 on the downstream side of the outlet of the variable nozzle 36 and on the upstream side of the inlet of the moving blade 28 is configured so that the flow path height of the flow path f narrows toward the downstream side of the working fluid.
  • Protrusions 44 and 54 that protrude toward the wall surface 52 are formed.
  • the protrusions 44, 54 have planar tapered surfaces 44 a, 54 a that are inclined with respect to the axial direction (the direction of the axis C) of the expansion turbine 10.
  • the amount of protrusion of the protrusions 44 and 54 is set so that the tip end of the protrusion 44 does not protrude beyond the tip 28 a at the inlet (front edge 28 b) of the moving blade 28 toward the second wall surface 52. That is, the axial position of the blade base at the leading edge 28 b of the moving blade 28 (the intersection of the leading edge 28 b and the hub surface 26 a of the hub 26 of the turbine wheel 24) is the origin O, and the tip at the leading edge 28 b of the moving blade 28 when the axial position of 28a was X t, the axial position X p of the tip of the protruding portion 44 satisfies the 0 ⁇ X t ⁇ X p.
  • the tapered surfaces 44a, 54a of the protrusions 44, 54 are inclined at an angle of 40 degrees or less with respect to the axial direction.
  • the ratio to the distance R R )) satisfies the condition of 1.4 ⁇ R S / R R.
  • the outlet end of the variable nozzle 36 and the projecting portions 44 and 54 (a tapered surface at the maximum opening degree are allowed to allow expansion due to thermal expansion of the variable nozzle 36).
  • An expansion margin h is left between 44a and 54a).
  • the flow rate of the working fluid w flowing from the space s into the flow path f is adjusted by adjusting the opening degree of the variable nozzle 36.
  • the working fluid flowing in the region near the first wall surface 50 is, as shown by the broken line in FIG. 5, on the outer surfaces (taper surfaces 44a, 54a) of the protrusions 44, 54.
  • the second wall surface 52 as it flows along in this state, it flows through the flow path between the moving blades 28 relatively uniformly in the blade height direction of the moving blades 28 and rotates the turbine wheel 24, and then the outlet It flows out to the opening 42.
  • the tips of the protrusions 44 and 54 are set so as not to protrude beyond the tip 28 a at the inlet of the moving blade 28 toward the second wall 52 side. That is, the axial position of the moving blade root at the leading edge 28b of the moving blade 28 (the intersection of the leading edge 28b and the hub surface 26a of the hub 26 of the turbine wheel) is taken as the origin O, and the axial direction of the tip 28b (direction of the axis C) ) when the position was defined as X t, the axial position X p of the distal end of the protrusion 44, 54, 0 ⁇ since satisfies X t ⁇ X p, dynamic due to contraction flow effect by protrusion 44, 54 It is possible to suppress a decrease in the effective flow area at the inlet of the wing 28. Therefore, desired blade performance can be easily obtained, and high turbine efficiency can be maintained.
  • the working fluid w is directed to the second wall 52 side (hub side) along the tapered surfaces 44a and 54a at the inlet of the moving blade 28 It can be sufficiently brought close to the first wall surface 50. Therefore, uneven flow of the working fluid w to the first wall surface 50 side (shroud wall 32a side) is suppressed. By this, the flow velocity distribution at the blade exit is made uniform, and the mixing loss is suppressed, whereby the turbine efficiency is improved.
  • the radial distance R S from the axis C to the axis of the pivot shaft 38, the ratio between the distance R R from the axis C to the inlet tip surface 28b is, because it is 1.4 ⁇ R S / R R
  • the clearance flow can be suppressed and the turbine efficiency can be improved. In the small opening region, in particular, the effect of improving the turbine efficiency by suppressing the clearance flow in the entire flow loss is large.
  • the outlet side blade height of the variable nozzle 36 by setting the outlet side blade height of the variable nozzle 36 to be larger than the inlet side blade height of the moving blade 28, the throat area in the flow path f of the working fluid w between the adjacent variable nozzles 36 can be obtained. It can be increased. Therefore, when the variable nozzle 36 is in the wide opening range, the flow rate (maximum flow rate) of the working fluid w flowing into the moving blade 28 can be sufficiently secured. Further, the working fluid w is moved to the second wall surface 52 side (hub side) by the projecting portions 44 and 54, and the deviation flow to the first wall surface 50 side (shroud side) is suppressed.
  • the nonuniformity of the flow velocity distribution (radial distribution of the flow velocity V) in the radial direction of the expansion turbine 10 (10A, 10B) at the outlet of the moving blade 28 is alleviated, and the mixing loss is reduced. Therefore, even when the variable nozzle 36 is in the small opening range, the turbine efficiency can be maintained high. Thus, the turbine efficiency can be improved when the variable nozzle 36 is in the small opening range without depending on the shape of the scroll portion, and the working fluid w flowing into the moving blade 28 when the variable nozzle 36 is in the large opening range Flow rate (maximum flow rate) can be secured.
  • FIGS. 6 and 7 show a conventional expansion turbine, corresponding to FIGS. 3 to 5 showing the present embodiment.
  • the variable nozzle 36 when the variable nozzle 36 is in the small opening range, the working fluid w flows into the moving blade 28 with a strong swirling component, and the radial flow velocity component of the working fluid w is small.
  • the outlet side blade height of the variable nozzle 36 and the inlet side blade height of the moving blade 28 are equal, and the tapered surface 44a (54a) and the protrusion 44 (54) are not formed. Therefore, as shown in FIG.
  • the working fluid w includes the wall surface of the shroud wall 32a by the centrifugal force caused by the turning component of the working fluid w flowing into the moving blade 28. It is easy to be pressed to the 1st wall 50 side. Therefore, when the working fluid w is pressed to the first wall surface 50 side, the flow of the working fluid w is deviated to the first wall surface 50 side at the outlet of the moving blade 28, and the flow velocity V is large on the first wall surface 50 side. The flow velocity decreases on the wall surface 52 side. As a result, the working fluid w spreads on the downstream side of the moving blade 28 so as to eliminate the flow velocity imbalance, and mixing loss tends to occur.
  • the embodiment described above is an example in which the present invention is applied to a radial turbine, but the application target of the present invention is not limited to a radial turbine, and is applied to, for example, a mixed flow turbine and a turbocharger having the mixed flow turbine. it can.
  • the decrease in turbine efficiency when the variable nozzle is in the small opening range is suppressed, and the flow rate of the working fluid when the variable nozzle is in the large opening range is secured. It is possible to realize an expansion turbine capable of suppressing the decrease in blade performance and suppressing the decrease in turbine efficiency.

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Abstract

　膨張タービン（１０Ａ）は、作動流体（ｗ）が導入されるスクロール部を含むタービンハウジング（１３）と、膨張タービンの周方向に間隔を空けて配置され、回動軸（３８）周りに回動可能な複数の可変ノズル（３６）と、可変ノズルの下流側に位置する動翼（２８）を複数有し、タービンハウジング内に回転自在に設けられたタービンホイール（２４）とを備える。前記タービンハウジングは、動翼のチップ（２８ａ）に対向するシュラウド部を含む第１壁面（５０）と、作動流体の流路（ｆ）を挟んで第１壁面に対向する第２壁面（５２）とを有し、可変ノズルの出口側翼高さは動翼の入口側翼高さより大きい。前記第１壁面は、可変ノズル出口と動翼入口との間で、作動流体の流路高さが下流側に向かって狭まるように第２壁面に向かって突出する突出部（４４）を有し、該突出部の突出量は、突出部の先端が動翼のチップを越えて第２壁面側に突出しないように設定されている。

Description

膨張タービン及びターボチャージャ
　本開示は、可変ノズルを有する膨張タービン及び該膨張タービンを備えたターボチャージャに関する。
　近年、燃費向上を狙って自動車用内燃機関にターボチャージャを装着する傾向が顕著である。ターボチャージャの中で、膨張タービンの入口側に可変ノズルを有する可変容量ターボチャージャがあり、可変容量ターボチャージャは可変ノズルの開度調整で作動流体の流量調整が可能になる。そのため、内燃機関の負荷変動に合わせた運転が可能になると共に、特に、低負荷時のレスポンス性能に優れている。
　しかし、可変容量ターボチャージャの特性として、図８に示すように、可変ノズルの開度が小さいとき、タービン効率は、ピーク点（ノズル開度が中開度域付近）と比べて大きく低下する。ノズル開度が小開度域のときのタービン効率は、レスポンス性能に大きく影響する。このため、小開度域でタービン効率を向上させることが求められている。
　小開度域でのタービン効率を向上させるためには、可変ノズルのインシデンス角（可変ノズルへ流入する作動流体の流入角と可変ノズルの前縁翼角度との差）を小さくすることが有利である。そこで、インシデンス角を小さくするため、小開度域における可変ノズルの前縁翼角度に応じて、タービンハウジングのスクロール部を絞る（スクロール部を小さくする）ことが考えられる。
　一方、スクロール部を絞ると、ノズル開度が大開度域のときのインシデンス角が大きくなり、可変ノズルの翼面で流れの剥離が生じ、実流路面積が低下し、作動流体の流量（最大流量）が低下してしまうという問題がある。
　このように、タービンハウジングのスクロール部の形状の工夫だけで、可変ノズルの小開度域におけるタービン効率向上と、可変ノズルの大開度域における最大流量の確保と、を両立することは容易ではない。そこで、スクロール部の形状変更以外の手法も活用することで、これら二つの要求を満たすことが望まれる。
　なお、可変ノズルの小開度域におけるタービン効率向上と大開度域における最大流量の確保の両立を図ったものではないが、特許文献１には、動翼のチップに対向するタービンハウジングのシュラウド壁面における動翼の入口側に、タービンの半径方向に対してタービンホイールの背面側に向かって傾斜した環状のガイド部（ガイド面）が形成されたタービンが開示されている。
　特許文献１に記載のタービンでは、前記ガイド部の形成により、動翼に流入した作動流体をタービンホイールの背面側へ寄せ、可変ノズルの後流（ウェイク）による励振力が動翼先端縁付近に作用することを抑制し、動翼の振れが抑制される。また、前記ガイド部によって動翼とシュラウド壁面との間の隙間を塞ぐことで、該隙間を介したクリアランスフローが抑制されるようになっている。
特開２０１２－００２１４０号公報
　しかしながら、特許文献１に開示されたタービンでは、動翼とシュラウド壁面との間の隙間を介したクリアランスフローを低減するために、前記ガイド部をハブ側に大きく突出させている。このため、動翼入口前縁の一部はガイド部の先端によって覆われており、流路幅が最も狭まる箇所が動翼入口の上流側に存在する。したがって、縮流効果によって動翼前縁の一部には作動流体が流れ込まず、所期の動翼性能を発揮できず、タービン効率が低下するおそれがある。
　本発明の少なくとも一実施形態は、かかる従来技術の課題に鑑み、可変ノズルが小開度域のときのタービン効率の低下を抑制すると共に、可変ノズルが大開度域のときの作動流体の流量を確保し、併せて、所期の動翼性能を引き出してタービン効率の低下を抑制することができる膨張タービン及びターボチャージャ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膨張タービンは、作動流体が持つエネルギーから動力を回収するための膨張タービンであって、前記作動流体が導入されるスクロール部を含むタービンハウジングと、前記タービンハウジング内において前記膨張タービンの周方向に間隔を空けて配置され、前記スクロール部を通過した前記作動流体の流路面積が変化するように回動軸周りに回動可能に構成された複数の可変ノズルと、前記可変ノズルの下流側に位置する動翼を複数有し、前記タービンハウジング内に回転自在に設けられたタービンホイールと、を備え、
　前記タービンハウジングは、前記動翼のチップに対向するシュラウド部を含む第１壁面と、前記作動流体の流路を挟んで前記第１壁面に対向する第２壁面とを有し、
　前記可変ノズルの出口側の翼高さは前記動翼の入口側の翼高さより大きく、
　前記シュラウド部は、前記可変ノズルの出口の下流側かつ前記動翼の入口の上流側において、前記作動流体の流路高さが下流側に向かって狭まるように、前記第２壁面に向かって突出する突出部を有し、
　前記突出部の突出量は、前記突出部の先端が前記動翼の前記入口の前記チップを越えて前記第２壁面側に突出しないように設定されている。
　前記構成（１）によれば、可変ノズルの出口側の翼高さを動翼の入口側の翼高さより大きくしたことで、可変ノズル間の作動流体流路におけるスロート面積を増大させることができる。よって、可変ノズルが大開度域のとき動翼に流入する作動流体の流量（最大流量）を十分に確保できる。
　また、可変ノズルが小開度域のとき、動翼に流れ込む作動流体は、ノズル開度が小さいために強い旋回成分を持つ一方、半径方向内側に向かう流速成分は小さい。そのため、従来の膨張タービンでは、可変ノズルの小開度域において、動翼に流入する作動流体が持つ旋回成分に起因した遠心力により、作動流体はシュラウド側（第１壁面側）に押し付けられやすい。作動流体がシュラウド壁面側に押し付けられると、動翼出口において、作動流体の流れはシュラウド側に偏り、シュラウド側で流速が大きく、ハブ側（第２壁面側）で流速が小さくなる。そのため、動翼の下流側で流速不均衡を解消するように作動流体が広がり、混合損失が起こりやすい。
　この点、前記構成（１）によれば、前記突出部を有するので、作動流体は突出部に沿って流れることで第２壁面側（ハブ側）へ寄せられ、第１壁面側（シュラウド側）への作動流体の偏流が抑制される。そのため、動翼出口での不均衡な流れが緩和され、混合損失が低減するため、タービン効率が向上する。
　従って、前記構成（１）により、上述した可変ノズルの大開度域における最大流量確保というメリットに加えて、可変ノズルが小開度域のときのタービン効率向上というメリットも享受できる。
　また、前記構成（１）によれば、前記突出部の突出量は、前記突出部の先端が動翼の入口のチップを越えて第２壁面側に突出しないように設定されているので、動翼高さ方向における広い範囲に作動流体が流れ込むので、突出部による縮流効果に起因した動翼入口における実効流路面積の低下を抑制できる。そのため、所期の動翼性能が得られやすくなり、タービン効率を高く維持できる。
　（２）幾つかの実施形態では、前記構成（１）において、
　前記膨張タービンは、前記膨張タービンの半径方向に沿って前記作動流体が前記動翼の前記入口に流れ込むラジアルタービンであり、
　前記動翼の前記入口における根本の軸方向位置を原点とし、前記動翼の前記入口における前記チップの軸方向位置をＸｔとしたとき、前記突出部の先端の軸方向位置Ｘｐは０＜Ｘｔ≦Ｘｐの関係を満たしている。
　前記構成（２）によれば、ラジアルタービンにおいて、前記突出部の突出量は、前記突出部の先端が動翼のハブ側に突出しないように設定されている。そのため、動翼入口における流路面積の低下を抑制できるので、所期の動翼性能が得られやすくなり、タービン効率を高く維持できる。
　（３）幾つかの実施形態では、前記構成（２）において、
　前記第１壁面は前記半径方向に対して傾斜したテーパ面を有し、該テーパ面によって前記突出部が形成されており、
　前記テーパ面が前記膨張タービンの軸方向に対してなす角度が４０度以下である。
　前記構成（３）によれば、動翼入口の上流側において前記テーパ面に沿って作動流体を第２壁面側（ハブ側）へ十分に寄せることができ、そのため、第１壁面側（シュラウド側）への作動流体の偏流を抑制できる。これによって、動翼出口における流速分布を均一化し、混合損失を抑制することで、タービン効率が向上する。
　（４）幾つかの実施形態では、前記構成（２）又は（３）の何れかにおいて、
　前記膨張タービンの中心軸から前記可変ノズルの前記回動軸までの前記半径方向における距離をＲＳとし、前記膨張タービンの中心軸から前記動翼の前記入口までの前記半径方向における距離をＲＲとしたとき、ＲＳ／ＲＲ≧１．４を満たす。
　前記構成（４）によれば、可変ノズル出口から動翼入口までの距離が広がり、この部分の距離が広がることで、可変ノズル出口側で作動流体の流速低下が起り、静圧の低下を抑制できる。そのため、可変ノズルの圧力面と負圧面間の圧力差を低減できるので、クリアランスフローを抑制でき、タービン効率を向上できる。
　特に、小開度域では、流れ損失全体に占めるクリアランスフローに起因した損失の割合が高いため、上記構成（４）による効果（クリアランスフローの抑制によるタービン効率向上効果）が大きい。
　（５）幾つかの実施形態では、前記構成（１）～（４）の何れかにおいて、
　内燃機関からの排ガスによって駆動されるように構成された請求項１乃至６の何れか一項に記載の膨張タービンと、
　前記膨張タービンによって駆動されて前記内燃機関への吸気を圧縮するように構成されたコンプレッサと、を備えたターボチャージャである。
　前記構成（５）によれば、前記ターボチャージャにおいて、可変ノズルが小開度域のときのタービン効率の低下を抑制できると共に、可変ノズルが大開度域のときの作動流体の流量を確保することができる。また、所期の動翼性能が得られやすくなり、タービン効率を高く維持できる。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、可変ノズルが小開度域のときのタービン効率の低下を抑制すると共に、可変ノズルが大開度域のときの作動流体の流量を確保し、併せて、動翼性能の低下を抑制し、タービン効率の低下を抑制することができる。
本発明の一実施形態に係るターボチャージャの全体構成を示す図である。 本発明の一実施形態に係るターボチャージャの排気タービンを示す縦断面図である。 一実施形態に係る膨張タービンの可変ノズル及び動翼周辺の構造を示す断面図である。 一実施形態に係る膨張タービンの可変ノズル及び動翼周辺の構造を示す断面図である。 一実施形態に係る膨張タービンにおける作動流体の流れを示す説明図である。 従来の膨張タービンの一部拡大断面図である。 図６に示す従来の膨張タービンの作動流体の流れを示す説明図である。 膨張タービンの作動流体の流量とタービン効率との関係を示す線図である。
　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。
　例えば、「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。
　例えば、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。
　一方、一つの構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「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。
　はじめに、本発明の適用対象であるターボチャージャについて説明する。本発明の適用対象であるターボチャージャは、内燃機関に吸気を強制的に送り込むための過給機であれば特に限定されず、例えば、自動車用のターボチャージャであってもよいし、舶用のターボチャージャであってもよい。
　図１は、一実施形態に係るターボチャージャの全体構成を示す図である。図２は、一実施形態に係るターボチャージャの排気タービンの詳細構造を示す断面図である。
　図１に示すターボチャージャ１は、自動車用のターボチャージャであり、自動車用エンジン６に装備されている。ターボチャージャ１は排気タービン１ａ、軸受台１ｂ及びコンプレッサ１ｃで構成されている。排気タービン１ａは、後で詳述する膨張タービン１０Ａ又は膨張タービン１０Ｂによって構成されている。排気タービン１ａは、タービンハウジング２ａを有し、軸受台１ｂは軸受ハウジング２ｂを有し、コンプレッサ１ｃはコンプレッサハウジング２ｃを有している。
　これらハウジングの内部に中心軸３がターボチャージャ１の軸方向に沿って設けられ、中心軸３は軸受（不図示）によって回転自在に支持されている。タービンハウジング２ａ側に位置する中心軸３の一端にタービンホイール４が固定され、コンプレッサハウジング２ｃ側に位置する中心軸３の他端にコンプレッサホイール５が固定されている。
　自動車用エンジン６の排気口６ａに排気管７が接続され、排気管７の他端はタービンハウジング２ａの入口ケーシング２ｄに接続されている。コンプレッサハウジング２ｃの出口ケーシング２ｇに給気管８が接続され、給気管８の他端は自動車用エンジン６の給気口６ｂに接続されている。
　排気口６ａから排出された排ガスｅは排気管７を経て、作動流体としてタービンハウジング２ａのスクロール部に接線方向に流入し、タービンホイール４を回転させた後、出口開口２ｅから流出する。
　タービンホイール４の回転は中心軸３を介してコンプレッサホイール５に伝わり、コンプレッサホイール５の回転によってコンプレッサハウジング２ｃの入口開口２ｆから空気ａが吸入される。入口開口２ｆから吸入された空気ａはコンプレッサホイール５で圧縮され、コンプレッサハウジング２ｃの出口ケーシング２ｇから給気管８に吐出される。給気管８に吐出された高圧空気はインタークーラ９で冷却された後、給気口６ｂから自動車用エンジン６の燃焼室（不図示）に供給される。
　なお、図１に示した例示的な実施形態では、ターボチャージャ１の排気タービン（膨張タービン）１ａが排ガスのみで駆動されるようになっているが、他の実施形態では、排ガスを主駆動源とし、モータを補助駆動源としてもよい。
　また、図２に示す例示的な実施形態では、排気タービン１ａのタービンハウジング２ａと軸受ハウジング２ｂとが結合具１６で結合されている。軸受ハウジング２ｂに設けられ中心軸３を回転自在に支持する軸受２０には、潤滑油路２２から潤滑油ｒが供給される。なお、排気タービン１ａとは反対側で軸受ハウジング２ｂに隣接してコンプレッサ２ｃ（図１参照）が設けられている。
　前記ハウジング内にターボチャージャ１の軸方向に沿って設けられた中心軸３のタービン側端部には、タービンホイール４が固定されている。タービンホイール４は、中心軸３に固定されたハブ２６と、ハブ２６の外表面（ハブ面２６ａ）に周方向に放射状に固定された複数の動翼２８とで構成されている。
　タービンハウジング２ａには、作動流体として排ガスｅが導入されるスクロール部３０が形成され、スクロール部３０の内部に排ガスｅが導入される渦巻き形状の空間ｓが形成されている。タービンハウジング２ａは、タービンハウジング２ａの外形を画定する外殻部１２と、空間ｓの下流端付近に設けられるノズルプレート３２と、ノズルプレート３２に対向して設けられるノズルマウント３４とを有する。
　ノズルプレート３２とノズルマウント３４との間に、空間ｓに連通する流路ｆが形成されている。流路ｆに複数の可変ノズル３６が中心軸３の周方向（排気タービン１ａの周方向）に配置され、これら複数の可変ノズル３６は動翼２８の周囲に間隔を空けて配置されている。
　複数の可変ノズル３６には夫々回動軸３８が一体に結合されており、各可変ノズル３６の回動軸３８はノズルマウント３４に形成された貫通孔からノズルマウント３４の背面側に形成された空間に突出している。ノズルマウント３４の背面側で、各回動軸３８は同期機構４０及び伝導軸（不図示）を介して軸受ハウジング２ｂの外部に設けられたアクチュエータ（不図示）に接続されている。
　該アクチュエータを稼働させることで、複数の可変ノズル３６を回動軸３８を中心に同期して回動させることができる。複数の可変ノズル３６を同期して回動させることで、空間ｓを通過した排ガスｅが流路ｆを通過して動翼２８に流入する際に、流路ｆの流路面積を変化させることができる。
　ノズルプレート３２の一部は動翼２８のチップ２８ａを覆うシュラウド壁面３２ａを構成している。タービンハウジング２ａのノズルプレート３２の壁面は、シュラウド壁面３２ａを含む第１壁面を構成し、ノズルプレート３２に対向したタービンハウジング２ａのノズルマウント３４の壁面は第２壁面を構成している。これら、タービンハウジング２ａの第１壁面及び第２壁面については、後で詳述する。
　流路ｆは中心軸３の軸線Ｃと直交する方向、即ち、排気タービン１ａの半径方向に沿って形成されており、排気タービン１ａはラジアルタービンを構成している。
　排気管７からスクロール部３０の空間ｓに流入した排ガスｅは、流路ｆに接線方向に流入する。流路ｆに流入した排ガスｅは動翼２８に達してタービンホイール４及び中心軸３を回転し、その後、中心軸３の軸線Ｃ上に形成された出口開口４２から流出する。
　以下、排気タービン１ａとして用いることができる膨張タービンの可変ノズル及び動翼周辺の構造について説明する。
　図３は、一実施形態に係る膨張タービンの可変ノズル及び動翼周辺の構造を示す断面図である。図４は、他の実施形態に係る膨張タービンの可変ノズル及び動翼周辺の構造を示す断面図である。
　幾つかの実施形態では、図３及び４に示すように、膨張タービン１０（１０Ａ、１０Ｂ）のタービンハウジング１３は、動翼２８のチップ２８ａに対向するシュラウド部（シュラウド壁面３２ａ）を含む第１壁面５０と、作動流体ｗの流路ｆを挟んで第１壁面５０に対向する第２壁面５２とを有する。図３及び図４に示す膨張タービン１０（１０Ａ，１０Ｂ）では、可変ノズル３６の出口における翼高さは動翼２８の入口における翼高さより大きく形成されている。また、可変ノズル３６の出口の下流側でかつ動翼２８の入口の上流側の第１壁面５０に、作動流体の下流側に向かって流路ｆの流路高さが狭まるように、第２壁面５２に向かって突出する突出部４４，５４が形成されている。図３及び図４に示す例示的な実施形態では、突出部４４，５４は、膨張タービン１０の軸方向（軸線Ｃの方向）に対して傾斜した平面形状のテーパ面４４ａ，５４ａを有する。
　突出部４４，５４の突出量は、突出部４４の先端が動翼２８の入口（前縁２８ｂ）におけるチップ２８ａを越えて第２壁面５２側に突出しないように設定されている。即ち、動翼２８の前縁２８ｂにおける動翼根本の軸方向位置（前縁２８ｂとタービンホイール２４のハブ２６のハブ面２６ａとの交点）を原点Ｏとし、動翼２８の前縁２８ｂにおけるチップ２８ａの軸方向位置をＸｔとしたとき、突出部４４の先端の軸方向位置Ｘｐは、０＜Ｘｔ≦Ｘｐを満たしている。
　なお、図３に示す例示的な実施形態では、突出部４４の先端の軸方向位置Ｘｐが、動翼２８の前縁２８ｂにおけるチップ２８ａの軸方向位置をＸｔと一致している（即ち、Ｘｐ＝Ｘｔの条件を満たす）。一方、図４に示す例示的な実施形態では、突出部４４の先端の軸方向位置Ｘｐが、動翼２８の前縁２８ｂにおけるチップ２８ａの軸方向位置をＸｔよりもシュラウド側に後退している（即ち、Ｘｐ＞Ｘｔの条件を満たす）。
　幾つかの実施形態では、突出部４４，５４のテーパ面４４ａ，５４ａは軸方向に対して４０度以下の角度で傾斜している。
　また、幾つかの実施形態では、図３及び図４に示すように、軸線Ｃから回動軸３８の軸線までの半径方向の距離ＲＳと、軸線Ｃから動翼２８の入口（前縁２８ｂ）までの距離ＲＲとの比は、１．４≦ＲＳ／ＲＲの条件を満たしている。
　また、突出部４４，５４より上流側のシュラウド壁３２ａには、可変ノズル３６の熱膨張による伸びを許容するため、最大開度時の可変ノズル３６の出口端と突出部４４，５４（テーパ面４４ａ，５４ａ）との間に伸び代ｈが残るようになっている。
　かかる構成において、空間ｓから流路ｆに流入した作動流体ｗは可変ノズル３６の開度調整により流量が調節される。可変ノズル３６の出口で、第１壁面５０（シュラウド側）に近い領域を流れる作動流体は、図５中の破線で示すように、突出部４４，５４の外表面（テーパ面４４ａ，５４ａ）に沿って流れる際に第２壁面５２側へ寄せられ、この状態で動翼２８の翼高さ方向で比較的均一に動翼２８間の流路を流れ、タービンホイール２４を回転させた後、出口開口４２に流出する。
　上述した実施形態では、突出部４４，５４の先端が動翼２８の入口のチップ２８ａを越えて第２壁面５２側に突出しないように設定されている。即ち、動翼２８の前縁２８ｂにおける動翼根本の軸方向位置（前縁２８ｂとタービンホイールのハブ２６のハブ面２６ａとの交点）を原点Ｏとし、チップ２８ｂの軸方向（軸線Ｃの方向）位置をＸｔとしたとき、突出部４４，５４の先端の軸方向位置Ｘｐは、０＜Ｘｔ≦Ｘｐを満たしているので、突出部４４，５４による縮流効果に起因した動翼２８の入口における実効流路面積の低下を抑制できる。そのため、所期の動翼性能が得られやすくなり、タービン効率を高く維持できる。
　また、テーパ面４４ａ，５４ａが軸方向に対してなす角度が４０度以下であるため、動翼２８の入口でテーパ面４４ａ，５４ａに沿って作動流体ｗを第２壁面５２側（ハブ側）へ十分寄せることができ、そのため、第１壁面５０側（シュラウド壁３２ａ側）への作動流体ｗの偏流が抑制される。これによって、動翼出口における流速分布を均一化し、混合損失を抑制することで、タービン効率が向上する。
　また、軸線Ｃから回動軸３８の軸線までの半径方向の距離ＲＳと、軸線Ｃから入口チップ面２８ｂまでの距離ＲＲとの比が、１．４≦ＲＳ／ＲＲであるので、可変ノズル３６の出口から動翼２８の入口までの距離が広がり、この部分の距離が広がることで、可変ノズル出口側で作動流体ｗの流速低下が起り、静圧の低下を抑制できる。
　そのため、可変ノズル３６の圧力面と負圧面間の圧力差を低減できるので、クリアランスフローを抑制でき、タービン効率を向上できる。特に、小開度域では、流れ損失全体に占めるクリアランスフローの抑制によるタービン効率向上効果が大きい。
　また、上述した実施形態によれば、可変ノズル３６の出口側翼高さを動翼２８の入口側翼高さより大きくしたことで、隣接する可変ノズル３６間の作動流体ｗの流路ｆにおけるスロート面積を増大させることができる。よって、可変ノズル３６が大開度域のとき動翼２８に流入する作動流体ｗの流量（最大流量）を十分に確保できる。
　また、突出部４４，５４によって作動流体ｗは第２壁面５２側（ハブ側）へ寄せられ、第１壁面５０側（シュラウド側）への偏流が抑制される。そのため、動翼２８の出口で膨張タービン１０（１０Ａ，１０Ｂ）の径方向における流速分布（流速Ｖの径方向分布）の不均一性が緩和され、混合損失が低減する。従って、可変ノズル３６が小開度域にある場合でも、タービン効率を高く維持できる。
　これによって、スクロール部の形状に依存することなく、可変ノズル３６が小開度域のときのタービン効率を向上できると共に、可変ノズル３６が大開度域のときの動翼２８へ流入する作動流体ｗの流量（最大流量）を確保できる。
　図６及び図７は従来の膨張タービンを示しており、本実施形態を示す図３～図５に対応する図である。一般に、可変ノズル３６が小開度域のときは、作動流体ｗは強い旋回成分を持ちながら動翼２８に流れ込み、作動流体ｗの半径方向の流速成分は小さい。
　従来の膨張タービン１００は、可変ノズル３６の出口側翼高さと動翼２８の入口側翼高さとは同等であり、かつテーパ面４４ａ（５４ａ）及び突出部４４（５４）が形成されていない。そのため、図７に示すように、可変ノズル３６の小開度領域において、動翼２８に流入する作動流体ｗが持つ旋回成分に起因した遠心力により、作動流体ｗはシュラウド壁３２ａの壁面を含む第１壁面５０側に押し付けられやすい。
　従って、作動流体ｗが第１壁面５０側に押し付けられると、動翼２８の出口において、作動流体ｗの流れは第１壁面５０側に偏り、第１壁面５０側で流速Ｖが大きく、第２壁面５２側で流速が小さくなる。その結果、動翼２８の下流側で流速不均衡を解消するように作動流体ｗが広がり、混合損失が起こりやすい。
　なお、上述した実施形態は本発明をラジアルタービンに適用した例であるが、本発明の適用対象はラジアルタービンに限定されず、例えば、斜流タービン及び該斜流タービンを有するターボチャージャにも適用できる。
　本発明の少なくとも一態様によれば、可変ノズルが小開度域のときのタービン効率の低下を抑制すると共に、可変ノズルが大開度域のときの作動流体の流量を確保し、併せて、動翼性能の低下を抑制し、タービン効率の低下を抑制できる膨張タービンを実現できる。
　１　　　　　　　　　　　　　　　　　ターボチャージャ
　１ａ　　　　　　　　　　　　　　　　排気タービン
　１ｂ　　　　　　　　　　　　　　　　軸受台
　１ｃ　　　　　　　　　　　　　　　　コンプレッサ
　２ａ、１３　　　　　　　　　　　　　タービンハウジング
　　１２　　　　　　　　　　　　　　　外殻部
　　２ｄ　　　　　　　　　　　　　　　入口ケーシング
　　２ｅ、４２　　　　　　　　　　　　出口開口
　２ｂ　　　　　　　　　　　　　　　　軸受ハウジング
　２ｃ　　　　　　　　　　　　　　　　コンプレッサハウジング
　　２ｆ　　　　　　　　　　　　　　　入口開口
　　２ｇ　　　　　　　　　　　　　　　出口ケーシング
　３　　　　　　　　　　　　　　　　　中心軸
　４　　　　　　　　　　　　　　　　　タービンホイール
　５　　　　　　　　　　　　　　　　　コンプレッサホイール
　６　　　　　　　　　　　　　　　　　自動車用エンジン
　　６ａ　　　　　　　　　　　　　　　排気口
　　６ｂ　　　　　　　　　　　　　　　給気口
　７　　　　　　　　　　　　　　　　　排気管
　８　　　　　　　　　　　　　　　　　給気管
　９　　　　　　　　　　　　　　　　　インタークーラ
　１０Ａ、１０Ｂ、１００　　　　　　　膨張タービン
　１６　　　　　　　　　　　　　　　　結合具
　２０　　　　　　　　　　　　　　　　軸受
　２２　　　　　　　　　　　　　　　　潤滑油路
　２６　　　　　　　　　　　　　　　　ハブ
　　２６ａ　　　　　　　　　　　　　　ハブ面
　２８　　　　　　　　　　　　　　　　動翼
　　２８ａ　　　　　　　　　　　　　　チップ
　　２８ｂ　　　　　　　　　　　　　　前縁
　３０　　　　　　　　　　　　　　　　スクロール部
　３２　　　　　　　　　　　　　　　　ノズルプレート
　　３２ａ　　　　　　　　　　　　　　シュラウド壁
　３４　　　　　　　　　　　　　　　　ノズルマウント
　３６　　　　　　　　　　　　　　　　可変ノズル
　３８　　　　　　　　　　　　　　　　回動軸
　４０　　　　　　　　　　　　　　　　同期機構
　４２　　　　　　　　　　　　　　　　出口開口
　４４、５４　　　　　　　　　　　　　突出部
　４４ａ、５４ａ　　　　　　　　　　　テーパ面
　５０　　　　　　　　　　　　　　　　第１壁面
　５２　　　　　　　　　　　　　　　　第２壁面
　Ｃ　　　　　　　　　　　　　　　　　軸線
　ａ　　　　　　　　　　　　　　　　　空気
　ｅ　　　　　　　　　　　　　　　　　排ガス
　ｆ　　　　　　　　　　　　　　　　　流路
　ｈ　　　　　　　　　　　　　　　　　伸び代
　ｒ　　　　　　　　　　　　　　　　　潤滑油
　ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　空間
　ｗ　　　　　　　　　　　　　　　　　作動流体

Claims (5)

  1. 　作動流体が持つエネルギーから動力を回収するための膨張タービンであって、
    　前記作動流体が導入されるスクロール部を含むタービンハウジングと、
    　前記タービンハウジング内において前記膨張タービンの周方向に間隔を空けて配置され、前記スクロール部を通過した前記作動流体の流路面積が変化するように回動軸周りに回動可能に構成された複数の可変ノズルと、
    　前記可変ノズルの下流側に位置する動翼を複数有し、前記タービンハウジング内に回転自在に設けられたタービンホイールと、を備え、
    　前記タービンハウジングは、前記動翼のチップに対向するシュラウド部を含む第１壁面と、前記作動流体の流路を挟んで前記第１壁面に対向する第２壁面とを有し、
    　前記可変ノズルの出口側の翼高さは前記動翼の入口側の翼高さより大きく、
    　前記シュラウド部は、前記可変ノズルの出口の下流側かつ前記動翼の入口の上流側において、前記作動流体の流路高さが下流側に向かって狭まるように、前記第２壁面に向かって突出する突出部を有し、
    　前記突出部の突出量は、前記突出部の先端が前記動翼の前記入口の前記チップを越えて前記第２壁面側に突出しないように設定されていることを特徴とする膨張タービン。
  2. 　前記膨張タービンは、前記膨張タービンの半径方向に沿って前記作動流体が前記動翼の前記入口に流れ込むラジアルタービンであり、
    　前記動翼の前記入口における根本の軸方向位置を原点とし、前記動翼の前記入口における前記動翼の前記チップの軸方向位置をＸｔとしたとき、前記突出部の先端の軸方向位置Ｘｐは０＜Ｘｔ≦Ｘｐの関係を満たしていることを特徴とする請求項１に記載の膨張タービン。
  3. 　前記第１壁面は前記半径方向に対して傾斜したテーパ面を有し、該テーパ面によって前記突出部が形成されており、
    　前記テーパ面が前記膨張タービンの軸方向に対してなす角度が４０度以下であることを特徴とする請求項１に記載の膨張タービン。
  4. 　前記膨張タービンの中心軸から前記可変ノズルの前記回動軸までの前記半径方向における距離をＲＳとし、前記膨張タービンの中心軸から前記動翼の前記入口までの前記半径方向における距離をＲＲとしたとき、ＲＳ／ＲＲ≧１．４を満たすことを特徴とする請求項２又は３に記載の膨張タービン。
  5. 　内燃機関からの排ガスによって駆動されるように構成された請求項１乃至４の何れか一項に記載の膨張タービンと、
    　前記膨張タービンによって駆動されて前記内燃機関への吸気を圧縮するように構成されたコンプレッサと、を備えていることを特徴とするターボチャージャ。
     
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