WO2016035329A1 - ターボチャージャの排気タービン - Google Patents

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exhaust gas
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scroll
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石井　幹人
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株式会社デンソー
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    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/04—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/22—Control of the pumps by varying cross-section of exhaust passages or air passages, e.g. by throttling turbine inlets or outlets or by varying effective number of guide conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • 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
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    • 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

Definitions

  • the present disclosure relates to an exhaust turbine of a turbocharger having two scroll passages with different capacities.
  • Patent Document 1 is known as a prior art related to an exhaust turbine of a turbocharger.
  • the exhaust turbine disclosed in the same document 1 divides the inside of the turbine housing in the axial direction by a partition wall to form a first scroll channel having a small channel area and a second scroll channel having a large channel area,
  • a variable capacity valve that can open and close the inlet of the second scroll flow path is provided.
  • variable displacement valve In this exhaust turbine, for example, the variable displacement valve is closed in a low speed rotation region of the engine (for example, when the exhaust gas flow rate is small), and exhaust gas is intensively introduced only into the first scroll flow path. In many high-speed rotation regions, the turbine output corresponding to the exhaust gas flow rate can be obtained by opening the variable displacement valve and introducing the exhaust gas into the second scroll flow path.
  • the flow area of the first scroll flow path is different from that of the second scroll flow path. Specifically, the flow area of the first scroll flow path is 1/3 or less of the entire area. It is. In this configuration, two different flow and velocity vectors are generated in the axial direction at the inlet of the turbine blade, and the angle of the exhaust gas flow flowing into the turbine blade is also different.
  • the turbine blades are designed for the case where exhaust gas is introduced into both the first scroll passage and the second scroll passage, the exhaust gas is introduced only into the first scroll passage. In this case, turbulent flow or choke is generated, and the pressure loss is increased, so that the problem that turbine efficiency is lowered has been found.
  • the inventor has a problem in that the first scroll flow path with a small flow path area increases the friction loss on the flow path surface as compared with the second scroll flow path with a large flow path area, so that the turbine efficiency decreases. Was also found.
  • An object of the present disclosure is to provide an exhaust turbine of a turbocharger that can suppress a decrease in turbine efficiency.
  • an exhaust turbine of a turbocharger includes a turbine wheel having a plurality of turbine blades around a hub fixed to a shaft, and a turbine housing that forms a scroll passage on an outer periphery of the turbine wheel, As the exhaust gas discharged from the internal combustion engine is blown to the turbine blades through the scroll passage, the turbine wheel rotates, and the turbine housing divides the scroll passage into one side and the other side in the axial direction.
  • the first scroll flow path is formed on the side
  • the second scroll flow path is formed on the other side
  • the exhaust gas flow rate blown to the turbine blades through the first scroll flow path passes through the second scroll flow path to the turbine.
  • the angle of attack of the turbine blade set on one side of the direction is called the first angle of attack
  • the angle of attack of the turbine blade set on the other side in the axial direction corresponding to the second scroll flow path is the second angle of attack.
  • the first angle of attack is It is set according to the relative inflow angle of the exhaust gas blown to the turbine blade through the scroll flow path
  • the second angle of attack is the relative inflow angle of the exhaust gas blown to the turbine blade through the second scroll flow path.
  • the flow rate of the exhaust gas blown to the turbine blade through the first scroll flow path is set smaller than the flow rate of the exhaust gas blown to the turbine blade through the second scroll flow path. For this reason, the relative inflow angle of the exhaust gas differs between one axial side corresponding to the first scroll passage and the other axial side corresponding to the second scroll passage at the inlet of the turbine blade.
  • FIG. 1 is a perspective view of a turbine wheel according to a first embodiment of the present disclosure
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a first angle of attack and a second angle of attack set on the turbine blade
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the exhaust turbine according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is an overall configuration diagram showing an intake / exhaust system of an engine including a turbocharger
  • FIG. 5 is an explanatory view showing a speed triangle of exhaust gas
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing the relationship between the first angle of attack and the second angle of attack
  • FIG. 4 is an overall configuration diagram showing an intake / exhaust system of an engine including a turbocharger
  • FIG. 5 is an explanatory view showing a speed triangle of exhaust gas
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing the relationship between the first angle of attack and the second angle of attack
  • FIG. 7 is a perspective view of a turbine blade according to a second embodiment of the present disclosure
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of an exhaust turbine according to a third embodiment of the present disclosure
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of an exhaust turbine according to Example 4 of the present disclosure
  • FIG. 10 is a cross-sectional view of the exhaust turbine according to the fifth embodiment of the present disclosure.
  • the turbocharger 1 As shown in FIG. 4, the turbocharger 1 according to the first embodiment includes an exhaust turbine 4 disposed on the downstream side of the exhaust manifold 3 in the exhaust path of the engine 2, and an upstream side of the intake manifold 5 in the intake path of the engine 2. And an intake air compressor 6 disposed in the.
  • the exhaust turbine 4 includes a turbine housing 7 that introduces exhaust gas through the exhaust manifold 3 and a turbine wheel 8 that is housed inside the turbine housing 7 and converts the kinetic energy of the exhaust gas into rotational force.
  • the turbine wheel 8 is a radial turbine that discharges exhaust gas flowing in from the outer periphery in the radial direction in the axial direction.
  • an exhaust purification device 9 that removes harmful substances contained in the exhaust gas, a muffler 10 that is a silencer, and the like are disposed.
  • the exhaust turbine 4 is provided with a waste gate mechanism that can adjust the flow rate of exhaust gas flowing into the turbine wheel 8.
  • the waste gate mechanism includes, for example, an exhaust bypass passage 11 that connects the exhaust upstream side and the exhaust downstream side of the turbine housing 7 to bypass the turbine wheel 8, and a waste gate valve 12 that can open and close the exhaust bypass passage 11.
  • the waste gate valve 12 opens when the pressure of the air sent to the engine 2 (supercharging pressure) exceeds a certain value.
  • the waste gate mechanism may be a built-in type in which an exhaust bypass passage 11 is formed in the turbine housing 7 and a waste gate valve 12 is incorporated, or an external type configured independently of the exhaust turbine 4.
  • the intake compressor 6 includes a compressor wheel 14 connected to the turbine wheel 8 via the turbine shaft 13 and a compressor housing 15 that houses the compressor wheel 14 therein. When the compressor wheel 14 is rotated by the rotation of the turbine wheel 8, the intake compressor 6 compresses the air introduced into the compressor housing 15 and forcibly feeds it into the engine 2.
  • An air cleaner 16 that filters air taken in by the engine 2 is provided in the intake path upstream of the intake compressor 6.
  • an intercooler 17 that cools the air compressed by the intake compressor 6 is disposed in the intake path downstream of the intake compressor 6, and an electronic throttle device 18 that adjusts the intake air amount downstream of the intercooler 17 and the like. Is disposed.
  • the turbine housing 7 has a spiral scroll passage 19 formed on the outer periphery of the turbine wheel 8, and as shown in FIG. 3, the scroll passage 19 is separated by a partition wall 7a on one side and the other side in the axial direction (left-right direction in the drawing). It is divided into and.
  • the first scroll channel 19a is more than the second scroll channel 19b.
  • the capacity is small.
  • the side opposite to the direction in which the exhaust gas flows out from the turbine wheel 8 (the left side in the figure) is defined as one side in the axial direction, and the same side as the direction in which the exhaust gas flows out (the right side in the figure) is the axial direction. It is defined as the other side.
  • a variable capacity valve 20 (see FIG. 4) that varies the capacity of the exhaust turbine 4 by adjusting the flow rate of the exhaust gas introduced into the second scroll flow path 19b is disposed at the inlet of the second scroll flow path 19b.
  • the variable displacement valve 20 is controlled in valve opening according to the operating state of the engine 2. For example, the valve opening is controlled to be small during low speed and low load operation, and the valve opening is controlled to be large during high speed and high load operation.
  • the variable displacement valve 20 is closed and the inlet of the second scroll passage 19b is closed, the exhaust gas discharged from the engine 2 is introduced only into the first scroll passage 19a, and the variable displacement valve 20 is opened.
  • the variable capacity valve 20 is a flow rate adjusting unit.
  • the turbine wheel 8 includes a hub 21 fixed to the turbine shaft 13 (see FIG. 4) and a plurality of turbine blades 22 provided around the hub 21.
  • the hub 21 is provided such that the hub radius, which is a height in the radial direction perpendicular to the axial center of the turbine wheel 8, decreases in a quadratic curve from the inlet side to the outlet side of the exhaust gas with respect to the turbine wheel 8. .
  • the turbine blades 22 have different angles of attack on one side in the axial direction corresponding to the first scroll flow path 19a and on the other side in the axial direction corresponding to the second scroll flow path 19b.
  • the angle of attack is an angle formed by the front edge direction and the reference line. 2 shows a cross-sectional shape along the longitudinal direction of the turbine blade 22 and corresponds to the IIa-IIa cross section and the IIb-IIb cross section of FIG.
  • the leading edge direction is a direction in which a curve of a blade thickness center line (a line indicated by a one-dot chain line in FIG. 2) in a cross section along the longitudinal direction of the turbine blade 22 extends in the outer diameter direction at the blade tip.
  • the leading edge direction is the direction of the tangent to the center line at the blade tip.
  • the blade end on the inlet side of the turbine blade 22 is referred to as a leading edge 22a.
  • the reference line is a line extending in the radial direction of the turbine wheel 8 through the leading edge 22a.
  • the angle of attack set on one side in the axial direction is referred to as a first angle of attack ⁇ 1
  • the angle of attack set on the other side in the axial direction is referred to as a second angle of attack ⁇ 2.
  • the angle of attack of the turbine blade 22 is set corresponding to the relative inflow angle of the exhaust gas blown to the turbine blade 22. That is, the first angle of attack ⁇ 1 is set according to the relative inflow angle of the exhaust gas blown to the turbine blades 22 from the first scroll channel 19a, and the second angle of attack ⁇ 2 is determined from the second scroll channel 19b. It is set according to the relative inflow angle of the exhaust gas blown to the turbine blade 22.
  • the relative exhaust gas inflow angle is an inflow angle of exhaust gas flowing into the inlet of the turbine blade 22 when the radial direction is set to 0 ° in the rotating coordinate system of the turbine wheel 8. That is, the angle ⁇ formed by the relative velocity vector and the reference line in the velocity triangle shown in FIG. Further, c represents the absolute speed of the exhaust gas, u represents the peripheral speed of the turbine blade 22, and w represents the relative speed of the exhaust gas.
  • the angle of attack of the turbine blade 22 with respect to the relative inflow angle ⁇ (see FIG. 5A) when the relative speed w has a vector in the rotational direction of the turbine wheel 8 with respect to the reference line (the arrow direction in the figure). Expressed as a positive angle.
  • the angle of attack of the turbine blade 22 with respect to the relative inflow angle ⁇ (see FIG. 5B) when the relative speed w has a vector in the counter-rotating direction of the turbine wheel 8 with respect to the reference line is expressed as a negative angle.
  • a positive angle and a negative angle when compared, it is defined that the angle of attack having a positive angle is larger than the angle of attack having a negative angle, not the size of the angle itself. For example, at +10 degrees and -30 degrees, +10 degrees is greater.
  • the turbine blade 22 of the present disclosure is formed such that the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2.
  • (A) of the figure shows the case where the average value of the first angle of attack ⁇ 1 and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 are both positive.
  • FIG. 5B shows a case where the average value of the first angle of attack ⁇ 1 and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 both have negative angles, and the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is the first value.
  • the negative angle is smaller than the average value of the two angle of attack ⁇ 2, that is, the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2.
  • FIG. 5C shows the case where the average value of the first angle of attack ⁇ 1 has a positive angle and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 is zero.
  • FIG. 4D shows the case where the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is zero and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 is a negative angle.
  • FIGS. 4E to 4G show the case where the average value of the first angle of attack ⁇ 1 has a positive angle and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 has a negative angle.
  • the average value of the first angle of attack ⁇ 1 that is an angle of the second angle is larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2 that is a negative angle.
  • the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is the first angle of attack ⁇ 1 in the magnitude relationship between the average value of the first angle of attack ⁇ 1 and the average value of the second angle of attack ⁇ 2.
  • the second angle of attack has a negative angle. It is larger than the average value of the angle ⁇ 2.
  • FIG. 1 An example corresponding to the above figure (e) is shown in FIG. 1 and FIG.
  • the leading edge 22a is formed in a substantially straight line on one side (the lower side in the drawing) and the other side in the axial direction, and as shown in FIG.
  • the first angle of attack ⁇ 1 having a larger angle is formed larger than the second angle of attack ⁇ 2 having a negative angle.
  • subjected to FIG. 1, FIG. 2 has shown the rotation direction of the turbine wheel 8.
  • the first angle of attack ⁇ 1 and the second angle of attack ⁇ 2 do not change clearly between one side and the other side in the axial direction, but change smoothly. That is, there is an angle of attack of zero angle between the one side and the other side in the axial direction, and the first angle of attack ⁇ 1 is on the one side in the axial direction from the angle of attack of zero angle to the hub side of the leading edge 22a.
  • the second angle of attack ⁇ 2 is gradually decreased toward the opposite hub side of the leading edge 22a (negative angle is gradually increased) on the other side in the axial direction. Accordingly, it can be said that the turbine blade 22 shown in FIG. 1 is formed such that the average value of the first angle of attack ⁇ 1 having a positive angle is larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2 having a negative angle.
  • the first scroll passage 19a is formed to have a smaller capacity than the second scroll passage 19b.
  • the relative inflow angle of the exhaust gas is different at the inlet of the turbine blade 22 between the one axial side corresponding to the first scroll passage 19a and the other axial side corresponding to the second scroll passage 19b.
  • the turbine blade 22 has different angles of attack depending on the relative inflow angles on one side and the other side in the axial direction. Specifically, the first angle of attack ⁇ 1 is set on one side in the axial direction, the second angle of attack ⁇ 2 is set on the other side in the axial direction, and the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is the second angle of attack.
  • the turbine blade 22 has a leading edge 22a formed substantially linearly on one side and the other side in the axial direction, and the second scroll channel on one side in the axial direction corresponding to the first scroll channel 19a.
  • the angle of attack is larger than the other side in the axial direction corresponding to 19b. That is, since the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2, the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is smaller than the average value of the second angle of attack ⁇ 2. Compared with the case, the manufacture of the turbine blade 22 is easier.
  • the turbine blade 22 has an angle of attack of zero angle between one side and the other side in the axial direction, and the first angle of attack ⁇ 1 gradually increases on one side in the axial direction across the angle of attack of zero angle.
  • the second angle of attack ⁇ 2 is gradually reduced on the other side in the axial direction. That is, since the first angle of attack ⁇ 1 and the second angle of attack ⁇ 2 are smoothly changed across the angle of attack of zero angle, it is possible to provide a turbine blade 22 that is less stress concentrated and easy to manufacture. . Moreover, since the angle of attack changes smoothly, the flow of exhaust gas also becomes smooth, which contributes to the improvement of turbine efficiency.
  • the second embodiment is an example in which the leading edge 22a of the turbine blade 22 is shifted in the circumferential direction between one axial side (the lower side in the drawing) and the other side.
  • the circumferential position of the leading edge 22a is formed on the counter-rotation direction side on one side in the axial direction having the first angle of attack ⁇ 1 and on the other side in the axial direction having the second angle of attack ⁇ 2.
  • the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is set larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2, as in the first embodiment.
  • the average of the first angle of attack ⁇ 1 The angle difference between the value and the average value of the second angle of attack ⁇ 2 can be made larger.
  • Example 3 The third embodiment is an example in which a partition plate 23 is provided on the turbine blade 22 as shown in FIG.
  • the partition plate 23 has an exhaust gas on one side blown to the turbine blades 22 through the first scroll flow path 19a and an exhaust gas on the other side blown to the turbine blades 22 through the second scroll flow path 19b.
  • the trailing edge 22b refers to the blade end portion on the outlet side of the turbine blade 22.
  • the effect of the reinforcement rib with respect to the turbine blade 22 can also be expected by providing the partition plate 23.
  • Example 4 As shown in FIG. 9, the fourth embodiment is an example in which fixed nozzles are arranged at the outlets of the first scroll flow path 19a and the second scroll flow path 19b. Example 2 can be applied.
  • the fixed nozzle includes a first fixed nozzle 24 disposed at the outlet of the first scroll passage 19a and a second fixed nozzle 25 disposed at the outlet of the second scroll passage 19b.
  • a nozzle plate 26 is disposed between the fixed nozzle 24 and the second fixed nozzle 25. That is, the first fixed nozzle 24 is disposed on one side in the axial direction with the nozzle plate 26 interposed therebetween, and the second fixed nozzle 25 is disposed on the other side in the axial direction.
  • the nozzle plate 26 is arranged so that the exhaust gas passing through the first fixed nozzle 24 and the exhaust gas passing through the second fixed nozzle 25 flow independently of each other.
  • a space with the fixed nozzle 25 is partitioned in the axial direction.
  • first fixed nozzle 24 and the second fixed nozzle 25 a plurality of nozzle vanes are arranged in the circumferential direction with a predetermined interval, and the throat area of the first fixed nozzle 24 is the second fixed nozzle.
  • the throat area is smaller than 25.
  • the throat area is a minimum flow path area formed between nozzle vanes adjacent in the circumferential direction.
  • the first fixed nozzle 24 has more nozzle vanes than the second fixed nozzle 25, or The throat area can be reduced by increasing the inclination of the nozzle vane with respect to the radial direction. As a result, the exhaust gas flow rate passing through the first fixed nozzle 24 is less than the exhaust gas flow rate passing through the second fixed nozzle 25.
  • the capacity of the first scroll channel 19a is made smaller than the capacity of the second scroll channel 19b. do not have to.
  • the first scroll channel 19a and the second scroll channel 19b can be formed to have the same capacity.
  • the nozzle plate 26 is disposed between the first fixed nozzle 24 and the second fixed nozzle 25, the exhaust gas that passes through the first fixed nozzle 24 and the second fixed nozzle 25 pass through.
  • the first fixed nozzle 24 and the second fixed nozzle 25 can form independent flows without interfering with the exhaust gas.
  • Example 5 The fifth embodiment is an example in which the turbine radius differs between a portion corresponding to the first scroll passage 19a and a portion corresponding to the second scroll passage 19b of the turbine blade 22.
  • the turbine radius refers to the distance from the axial center of the turbine wheel 8 to the leading edge 22a of the turbine blade 22 indicated by a one-dot chain line in FIG.
  • the turbine blade 22 has a large turbine radius on one side in the axial direction corresponding to the first scroll flow path 19a, and a small turbine radius on the other side in the axial direction corresponding to the second scroll flow path 19b. That is, when the turbine radius of the part corresponding to the first scroll flow path 19a is the first radius r1, and the turbine radius of the part corresponding to the second scroll flow path 19b is the second radius r2, as shown in FIG. The relationship that one radius r1 is larger than the second radius r2 is established.
  • the relative inflow angle can be made closer.
  • generation of turbulent flow or choke can be further suppressed than in the above-described embodiments, and separation loss in the turbine wheel 8 can be suppressed, so that turbine efficiency can be improved.
  • the first scroll channel 19a is formed on one side in the axial direction and the second scroll channel 19b is formed on the other side in the axial direction.
  • the first scroll channel 19a and the second scroll are formed.
  • the turbine blade 22 has a second angle of attack ⁇ 2 set on one side in the axial direction and a first angle of attack ⁇ 1 set on the other side in the axial direction, but the average of the first angle of attack ⁇ 1 The value is set larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2 as in the first embodiment.
  • the present disclosure can be applied even if the first scroll channel 19a and the second scroll channel 19b have the same size and positional relationship. In this case, it is possible to correct the difference in inflow angle due to manufacturing variations.
  • the throat area of the first fixed nozzle 24 arranged on one side in the axial direction is smaller than that of the second fixed nozzle 25 arranged on the other side in the axial direction.
  • the present disclosure can be applied to a configuration in which the throat area of the second fixed nozzle 25 is smaller than that of the fixed nozzle 24.
  • the turbine blade 22 has a first angle of attack ⁇ 1 set on the other axial side corresponding to the second fixed nozzle 25 having a small throat area, and corresponds to the first fixed nozzle 24 having a large throat area.
  • a second angle of attack ⁇ 2 is set on one side in the axial direction.
  • the average value of the first angle of attack ⁇ 1 is set larger than the average value of the second angle of attack ⁇ 2, as in the first embodiment.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
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Abstract

　タービン翼（２２）は、軸方向の一方側と他方側とでそれぞれ排気ガスの相対流入角度に応じて異なる迎え角が設定される。すなわち、軸方向の一方側では、第１スクロール流路（１９ａ）を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて第１の迎え角（θ１）が設定され、軸方向の他方側では、第２スクロール流路（１９ｂ）を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて第２の迎え角（θ２）が設定される。

Description

ターボチャージャの排気タービン 関連出願の相互参照
　本出願は、２０１４年９月４日に出願された日本出願番号２０１４－１８０６１０号と、２０１５年８月２８日に出願された日本出願番号２０１５－１６８８２４号に基づくもので、ここにその記載内容を援用する。
　本開示は、容量が異なる二つのスクロール流路を有するターボチャージャの排気タービンに関するものである。
　ターボチャージャの排気タービンに関する従来技術として特許文献１が公知である。
　同文献１に開示された排気タービンは、タービンハウジングの内部を隔壁により軸方向に分割して流路面積が小さい第１スクロール流路と流路面積が大きい第２スクロール流路とを形成し、且つ、第２スクロール流路の入口を開閉できる可変容量バルブを備えている。
　この排気タービンは、例えばエンジンの低速回転域（例えば、排気ガス流量が少ない場合）に可変容量バルブを閉弁して第１スクロール流路にのみ排気ガスを集中的に導入し、排気ガス流量が多い高速回転域では可変容量バルブを開弁して第２スクロール流路にも排気ガスを導入することで排気ガス流量に応じたタービン出力を得ることができる。
特開昭５８－１３８２２２号公報
　ところが、特許文献１の排気タービンは、第１スクロール流路と第２スクロール流路の流路面積が異なる、具体的には第１スクロール流路の流路面積が全体の面積の１／３以下である。この構成では、タービン翼の入口で軸方向に二つの異なる流量及び速度ベクトルが発生し、且つ、タービン翼に流入する排気ガス流れの角度も異なる。発明者の詳細な検討の結果、第１スクロール流路と第２スクロール流路の両方に排気ガスが導入される場合に合わせてタービン翼を設計すると、第１スクロール流路にのみ排気ガスが導入される場合に乱流もしくはチョークが発生して圧力損失が大きくなるためタービン効率が低下するという課題が見出された。また、発明者は、流路面積の小さい第１スクロール流路では、流路面積の大きい第２スクロール流路と比較して流路表面の摩擦損失が増大するため、タービン効率が低下するという課題も見出された。
　本開示の目的は、タービン効率の低下を抑制できるターボチャージャの排気タービンを提供することにある。
　本開示の一態様において、ターボチャージャの排気タービンは、シャフトに固定されるハブの周囲に複数のタービン翼を有するタービンホイールと、タービンホイールの外周にスクロール流路を形成するタービンハウジングとを備え、内燃機関より排出される排気ガスがスクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられることでタービンホイールが回転し、タービンハウジングは、スクロール流路を軸方向の一方側と他方側とに分割して一方側に第１スクロール流路、他方側に第２スクロール流路を形成し、且つ、第１スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガス流量の方が第２スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガス流量より小さく設定され、タービン翼の入口で第１スクロール流路に対応して軸方向の一方側に設定されるタービン翼の迎え角を第１の迎え角と呼び、第２スクロール流路に対応して軸方向の他方側に設定されるタービン翼の迎え角を第２の迎え角と呼び、タービンホイールの回転座標系において半径方向を０°としたときのタービン翼の入口に流入する排気ガスの流入角度を相対流入角度と定義した時に、第１の迎え角は、第１スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて設定され、第２の迎え角は、第２スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて設定される。
　本開示の排気タービンは、第１スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガス流量の方が第２スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガス流量より小さく設定される。このため、タービン翼の入口で第１スクロール流路に対応する軸方向の一方側と第２スクロール流路に対応する軸方向の他方側では、排気ガスの相対流入角度が異なる。
　これに対し、タービン翼は、軸方向の一方側と他方側とでそれぞれ排気ガスの相対流入角度に応じて異なる迎え角が設定される。すなわち、軸方向の一方側では、第１スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて第１の迎え角が設定され、軸方向の他方側では、第２スクロール流路を通ってタービン翼に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて第２の迎え角が設定される。これにより、第１スクロール流路を通る排気ガス流量と第２スクロール流路を通る排気ガス流量とが異なる場合に、どちらか一方の排気ガス流量に合わせてタービン翼を設計する特許文献１の従来技術と比較して、タービン翼の設計自由度が向上する。
　本開示についての上記目的およびその他の目的、特徴や利点は、添付の図面を参照しながら下記の詳細な記述により、より明確になる。その図面は、
図１は、本開示の実施例１に係るタービンホイールの斜視図であり、 図２は、タービン翼に設定される第１の迎え角と第２の迎え角を示す断面図であり、 図３は、実施例１に係る排気タービンの断面図であり、 図４は、ターボチャージャを含むエンジンの吸排気系を示す全体構成図であり、 図５は、排気ガスの速度三角形を示す説明図であり、 図６は、第１の迎え角と第２の迎え角との関係を示す説明図であり、 図７は、本開示の実施例２に係るタービン翼の斜視図であり、 図８は、本開示の実施例３に係る排気タービンの断面図であり、 図９は、本開示の実施例４に係る排気タービンの断面図であり、 図１０は、本開示の実施例５に係る排気タービンの断面図である。
　本開示を実施するための形態を以下の実施例により詳細に説明する。
〔実施例１〕
　実施例１のターボチャージャ１は、図４に示すように、エンジン２の排気経路において排気マニホールド３の下流側に配設される排気タービン４と、エンジン２の吸気経路において吸気マニホールド５の上流側に配設される吸気コンプレッサ６とを備える。
　排気タービン４は、排気マニホールド３を通じて排気ガスを導入するタービンハウジング７と、タービンハウジング７の内部に収容されて排気ガスの運動エネルギを回転力に変換するタービンホイール８とを有する。なお、タービンホイール８は、半径方向の外周より流入する排気ガスを軸方向へ吐出するラジアルタービンである。
　排気タービン４より下流側の排気経路には、排気ガスに含まれる有害物質を除去する排気浄化装置９および消音装置であるマフラー１０などが配置される。
　排気タービン４には、タービンホイール８に流入する排気ガス流量を調整できるウェイストゲート機構が設けられる。ウェイストゲート機構は、例えば、タービンハウジング７の排気上流側と排気下流側とを連通してタービンホイール８をバイパスする排気バイパス通路１１と、排気バイパス通路１１を開閉できるウェイストゲートバルブ１２とを有する。ウェイストゲートバルブ１２は、エンジン２に送り込まれる空気の圧力（過給圧）が一定値以上になると開弁する。ウェイストゲートバルブ１２が開弁することにより、排気ガスの一部が排気バイパス通路１１を通ってタービンホイール８の下流側へ流れるため、タービンホイール８に当たる排気ガス流量が減少することで過給圧をコントロールできる。なお、ウェイストゲート機構は、タービンハウジング７に排気バイパス通路１１を形成してウェイストゲートバルブ１２を組み込んだ内蔵型、あるいは排気タービン４とは独立して構成する外付け型でも良い。
　吸気コンプレッサ６は、タービンシャフト１３を介してタービンホイール８に連結されるコンプレッサホイール１４と、コンプレッサホイール１４を内部に収容するコンプレッサハウジング１５とを有する。吸気コンプレッサ６は、タービンホイール８の回転によってコンプレッサホイール１４が回転することにより、コンプレッサハウジング１５に導入される空気を圧縮して強制的にエンジン２に送り込む。
　吸気コンプレッサ６より上流側の吸気経路には、エンジン２が吸入する空気をろ過するエアクリーナ１６が設けられる。一方、吸気コンプレッサ６より下流側の吸気経路には、吸気コンプレッサ６で圧縮された空気を冷却するインタークーラ１７が配設され、インタークーラ１７より下流側に吸気量を調節する電子スロットル装置１８などが配設される。
　続いて、本開示に係る排気タービン４の特徴を説明する。
　タービンハウジング７は、タービンホイール８の外周に渦巻き状のスクロール流路１９を形成し、図３に示すように、スクロール流路１９が隔壁７ａによって軸方向（図示左右方向）の一方側と他方側とに分割されている。隔壁７ａによって分割されたスクロール流路１９の一方側を第１スクロール流路１９ａ、他方側を第２スクロール流路１９ｂと呼ぶ時に、第１スクロール流路１９ａの方が第２スクロール流路１９ｂより容量が小さく形成される。なお、本開示では、タービンホイール８より排気ガスが流出する方向と反対側（図示左側）を軸方向の一方側と定義し、排気ガスが流出する方向と同じ側（図示右側）を軸方向の他方側と定義する。
　第２スクロール流路１９ｂの入口には、第２スクロール流路１９ｂに導入される排気ガス流量を調整することで排気タービン４の容量を可変する可変容量バルブ２０（図４参照）が配設される。可変容量バルブ２０は、エンジン２の運転状態に応じてバルブ開度が制御される。例えば、低速低負荷運転時にバルブ開度が小さく、高速高負荷運転時にバルブ開度が大きく制御される。可変容量バルブ２０が閉弁して第２スクロール流路１９ｂの入口を閉じると、エンジン２より排出される排気ガスが第１スクロール流路１９ａにのみ導入され、可変容量バルブ２０が開弁して第２スクロール流路１９ｂの入口を開くと、第１スクロール流路１９ａと第２スクロール流路１９ｂの両方に排気ガスが導入される。本実施例では、可変容量バルブ２０は流量調整部である。
　タービンホイール８は、図１に示すように、タービンシャフト１３（図４参照）に固定されるハブ２１と、ハブ２１の周囲に設けられる複数枚のタービン翼２２とで構成される。
　ハブ２１は、タービンホイール８に対する排気ガスの入口側から出口側へ向かって、タービンホイール８の軸中心と直交する半径方向の高さであるハブ半径が二次曲線的に減少するように設けられる。
　タービン翼２２は、第１スクロール流路１９ａに対応する軸方向の一方側と、第２スクロール流路１９ｂに対応する軸方向の他方側とで迎え角が異なる。
　迎え角とは、図２に示すように、前縁方向と基準線との成す角である。なお、図２はタービン翼２２の長手方向に沿った断面形状を示すものであり、図３のＩＩａ－ＩＩａ断面、ＩＩｂ－ＩＩｂ断面に相当する。前縁方向とは、タービン翼２２の長手方向に沿った断面における翼厚の中心線（図２に一点鎖線で示す線）のカーブを翼端部で外径方向に伸長した方向である。言い換えると、前縁方向は、翼端部で中心線との接線の方向である。以下、タービン翼２２の入口側の翼端部をリーディングエッジ２２ａと言う。基準線は、リーディングエッジ２２ａを通ってタービンホイール８の半径方向に伸長した線である。
　以下の説明では、軸方向の一方側に設定される迎え角を第１の迎え角θ１と呼び、軸方向の他方側に設定される迎え角を第２の迎え角θ２と呼ぶ。
　タービン翼２２の迎え角は、タービン翼２２に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に対応して設定される。すなわち、第１の迎え角θ１は、第１スクロール流路１９ａよりタービン翼２２に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて設定され、第２の迎え角θ２は、第２スクロール流路１９ｂよりタービン翼２２に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度に応じて設定される。
　排気ガスの相対流入角度とは、タービンホイール８の回転座標系において半径方向を０°としたときのタービン翼２２の入口に流入する排気ガスの流入角度である。すなわち、図５に示す速度三角形において、相対速度ベクトルと基準線との成す角度βである。さらに、ｃは、排気ガスの絶対速度を示し、ｕは、タービン翼２２の周速度を示し、ｗは、排気ガスの相対速度を示す。
　ここで、相対速度ｗが基準線に対しタービンホイール８の回転方向（図中の矢印方向）にベクトルを持つ時の相対流入角度β（図５（ａ）参照）に対するタービン翼２２の迎え角を正の角度で表す。一方、相対速度ｗが基準線に対しタービンホイール８の反回転方向にベクトルを持つ時の相対流入角度β（図５（ｂ）参照）に対するタービン翼２２の迎え角を負の角度で表す。
　本開示では、正の角度と負の角度とを比較した場合、角度自体の大きさではなく、正の角度を有する迎え角の方が負の角度を有する迎え角より大きいと定義する。例えば、＋１０度と－３０度では、＋１０度の方が大きいと言う。
　上記の定義に基づき、本開示のタービン翼２２は、第１の迎え角θ１の平均値が第２の迎え角θ２の平均値より大きくなるように形成される。
　第１の迎え角θ１の平均値が第２の迎え角θ２の平均値より大きくなる幾つかの態様を図６を参照して説明する。なお、図中に示す矢印方向をタービンホイール８の回転方向とした時に、基準線より図示左側を正の角度、図示右側を負の角度とする。
　同図（ａ）は第１の迎え角θ１の平均値と第２の迎え角θ２の平均値とが共に正の角度を有する場合。
　同図（ｂ）は第１の迎え角θ１の平均値と第２の迎え角θ２の平均値とが共に負の角度を有する場合であり、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より負の角度が小さい、つまり、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より大きい。
　同図（ｃ）は第１の迎え角θ１の平均値が正の角度を有し、第２の迎え角θ２の平均値が角度ゼロの場合である。
　同図（ｄ）は第１の迎え角θ１の平均値が角度ゼロ、第２の迎え角θ２の平均値が負の角度を有する場合である。
　同図（ｅ）～（ｇ）は、第１の迎え角θ１の平均値が正の角度を有し、第２の迎え角θ２の平均値が負の角度を有する場合であり、いずれも正の角度である第１の迎え角θ１の平均値の方が負の角度である第２の迎え角θ２の平均値より大きい。なお、同図（ｆ）の場合は、第１の迎え角θ１の平均値と第２の迎え角θ２の平均値との角度自体の大小関係では、第１の迎え角θ１の平均値は第２の迎え角θ２の平均値より小さい（θ１＜θ２である）が、上記の定義により、正の角度を有する第１の迎え角θ１の平均値の方が負の角度を有する第２の迎え角θ２の平均値より大きい。
　上記の図（ｅ）に該当する一例を図１および図２に示す。
　図１に示すタービン翼２２は、リーディングエッジ２２ａが軸方向の一方側（図示下側）と他方側とで略直線状に形成され、図２に示すように、基準線に対して正の角度を持つ第１の迎え角θ１の方が負の角度を持つ第２の迎え角θ２より大きく形成されている。なお、図１、図２に付した矢印はタービンホイール８の回転方向を示している。
　また、第１の迎え角θ１と第２の迎え角θ２は、軸方向の一方側と他方側との間で明確に変化するのではなく、滑らかに変化している。つまり、軸方向の一方側と他方側との間に角度ゼロの迎え角が存在し、その角度ゼロの迎え角より軸方向の一方側では第１の迎え角θ１がリーディングエッジ２２ａのハブ側へ向かって次第に大きく形成され、軸方向の他方側では第２の迎え角θ２がリーディングエッジ２２ａの反ハブ側へ向かって次第に小さく（負の角度が次第に大きく）形成されている。従って、図１に示すタービン翼２２は、正の角度を持つ第１の迎え角θ１の平均値が負の角度を持つ第２の迎え角θ２の平均値より大きく形成されていると言える。
　実施例１の排気タービン４は、第１スクロール流路１９ａの方が第２スクロール流路１９ｂより容量が小さく形成される。このため、第１スクロール流路１９ａに対応する軸方向の一方側と第２スクロール流路１９ｂに対応する軸方向の他方側とでは、タービン翼２２の入口で排気ガスの相対流入角度が異なる。これに対し、タービン翼２２は、軸方向の一方側と他方側とでそれぞれの相対流入角度に応じて異なる迎え角が設定される。具体的には、軸方向の一方側に第１の迎え角θ１、軸方向の他方側に第２の迎え角θ２が設定され、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より大きく設けられる。これにより、軸方向の一方側と他方側とでそれぞれ相対流入角度に適した迎え角を設定できるので、特許文献１の従来技術と比較してタービン翼２２に沿った流れが増えることにより、タービンホイール８内での剥離損失が抑えられてタービン効率を高めることができる。
　タービン翼２２は、リーディングエッジ２２ａが軸方向の一方側と他方側とで略直線状に形成され、且つ、第１スクロール流路１９ａに対応する軸方向の一方側の方が第２スクロール流路１９ｂに対応する軸方向の他方側より迎え角が大きい。つまり、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より大きいので、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より小さい場合と比較してタービン翼２２の製作が容易である。
　タービン翼２２は、軸方向の一方側と他方側との間に角度ゼロの迎え角が存在し、その角度ゼロの迎え角を挟んで軸方向の一方側では第１の迎え角θ１が次第に大きく形成され、軸方向の他方側では第２の迎え角θ２が次第に小さく形成される。すなわち、第１の迎え角θ１と第２の迎え角θ２とが角度ゼロの迎え角を挟んで滑らかに変化しているので、応力集中が少なく、且つ、製造が容易なタービン翼２２を提供できる。また、迎え角が滑らかに変化しているので、排気ガスの流れも滑らかになり、タービン効率の向上に寄与する。
　以下、本開示に係る他の実施例について説明する。
　なお、実施例１と共通する部品および同一構成を示すものは、実施例１と同一符号を付与して重複する説明を省略する。
　〔実施例２〕
　実施例２は、図７に示すように、タービン翼２２のリーディングエッジ２２ａが軸方向の一方側（図示下側）と他方側とで周方向にずれている事例である。具体的には、第１の迎え角θ１を有する軸方向の一方側の方が第２の迎え角θ２を有する軸方向の他方側よりリーディングエッジ２２ａの周方向位置が反回転方向側に形成される。なお、第１の迎え角θ１の平均値が第２の迎え角θ２の平均値より大きく設けられることは実施例１と同じである。
　上記の構成によれば、軸方向の一方側と他方側との間で第１の迎え角θ１と第２の迎え角θ２とが明確に変化しているので、第１の迎え角θ１の平均値と第２の迎え角θ２の平均値との角度差をより大きく取ることが可能である。
　〔実施例３〕
　実施例３は、図８に示すように、タービン翼２２に仕切り板２３を設けた事例である。
　仕切り板２３は、第１スクロール流路１９ａを通ってタービン翼２２に吹き付けられる一方側の排気ガスと、第２スクロール流路１９ｂを通ってタービン翼２２に吹き付けられる他方側の排気ガスとが互いに独立した流れとなるように設けられる。つまり、周方向に隣り合うタービン翼２２同士の間をリーディングエッジ２２ａからトレーリングエッジ２２ｂまで延設されている。なお、トレーリングエッジ２２ｂとは、タービン翼２２の出口側の翼端部を言う。
　これにより、一方側の排気ガスと他方側の排気ガスとの干渉を低減でき、且つ、一方側と他方側との間で排気ガスが拡散することを抑制できるのでタービン効率が向上する。また、仕切り板２３を設けることで、タービン翼２２に対する補強リブの効果も期待できる。
　〔実施例４〕
　実施例４は、図９に示すように、第１スクロール流路１９ａおよび第２スクロール流路１９ｂの出口に固定ノズルを配置した事例であり、タービン翼２２の迎え角θは、実施例１または実施例２を適用できる。
　固定ノズルは、第１スクロール流路１９ａの出口に配置される第１の固定ノズル２４と、第２スクロール流路１９ｂの出口に配置される第２の固定ノズル２５とを有し、第１の固定ノズル２４と第２の固定ノズル２５との間にノズル板２６が配設される。つまり、ノズル板２６を挟んで軸方向の一方側に第１の固定ノズル２４が配置され、軸方向の他方側に第２の固定ノズル２５が配置される。ノズル板２６は、第１の固定ノズル２４を通過する排気ガスと、第２の固定ノズル２５を通過する排気ガスとが互いに独立した流れとなるように、第１の固定ノズル２４と第２の固定ノズル２５との間を軸方向に区画している。
　第１の固定ノズル２４および第２の固定ノズル２５は、それぞれ周方向に複数のノズルベーンが所定の間隔を有して配置され、第１の固定ノズル２４のスロート面積の方が第２の固定ノズル２５のスロート面積より小さく形成される。スロート面積は、周方向に隣り合うノズルベーン同士の間に形成される最小流路面積であり、例えば、第１の固定ノズル２４の方が第２の固定ノズル２５よりノズルベーンの枚数を多くする、あるいは半径方向に対するノズルベーンの傾きを大きくすることでスロート面積を小さくできる。これにより、第１の固定ノズル２４を通過する排気ガス流量の方が第２の固定ノズル２５を通過する排気ガス流量より少なくなる。
　上記の構成によれば、第１の固定ノズル２４および第２の固定ノズル２５で排気ガス流量を絞っているので、第１スクロール流路１９ａの容量を第２スクロール流路１９ｂの容量より小さく形成する必要はない。言い換えると、第１スクロール流路１９ａと第２スクロール流路１９ｂとを同等の容量に形成することもできる。これにより、第１スクロール流路１９ａの容量を小さく形成する場合と比較して、タービンハウジング７の表面粗さに起因した摩擦損失を減らすことができるので、タービン効率が向上する。
　また、第１の固定ノズル２４と第２の固定ノズル２５との間にノズル板２６を配置しているので、第１の固定ノズル２４を通過する排気ガスと第２の固定ノズル２５を通過する排気ガスとが干渉することなく、第１の固定ノズル２４と第２の固定ノズル２５とで互いに独立した流れを形成できる。
　〔実施例５〕
　実施例５は、タービン翼２２の第１スクロール流路１９ａに対応する部位と第２スクロール流路１９ｂに対応する部位とでタービン半径が異なる事例である。タービン半径とは、図１０に一点鎖線で示すタービンホイール８の軸中心からタービン翼２２のリーディングエッジ２２ａまでの距離を言う。
　以下、実施例５の具体的な構成を図１０に示す。
　タービン翼２２は、第１スクロール流路１９ａに対応する軸方向の一方側でタービン半径が大きく形成され、第２スクロール流路１９ｂに対応する軸方向の他方側でタービン半径が小さく形成される。つまり、第１スクロール流路１９ａに対応する部位のタービン半径を第１半径ｒ１、第２スクロール流路１９ｂに対応する部位のタービン半径を第２半径ｒ２とすると、図１０に示すように、第１半径ｒ１が第２半径ｒ２より大きいという関係が成立している。
　上記のような構成とすることで、第１スクロール流路１９ａに対応する軸方向の一方側と第２スクロール流路１９ｂに対応する軸方向の他方側とで、タービン翼２２の入口における排気ガスの相対流入角度を近づけることができる。その結果、乱流もしくはチョークの発生を前述の各実施例よりも更に抑制でき、タービンホイール８内での剥離損失が抑えられるので、タービン効率を高めることができる。
　〔変形例〕
　実施例１では、軸方向の一方側に第１スクロール流路１９ａを形成し、軸方向の他方側に第２スクロール流路１９ｂを形成しているが、第１スクロール流路１９ａと第２スクロール流路１９ｂとを逆に配置した構成に対して本開示を適用することも可能である。この場合、タービン翼２２は、軸方向の一方側に第２の迎え角θ２が設定され、軸方向の他方側に第１の迎え角θ１が設定されるが、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より大きく設けられることは実施例１と同じである。
　また、本開示は、第１スクロール流路１９ａと第２スクロール流路１９ｂの大きさや位置関係が同じであっても適用することができる。この場合、製造ばらつきによる流入角度の差を補正することが可能である。
　実施例４では、軸方向の一方側に配置される第１の固定ノズル２４の方が軸方向の他方側に配置される第２の固定ノズル２５よりスロート面積を小さくしているが、第１の固定ノズル２４より第２の固定ノズル２５のスロート面積を小さくした構成に対して本開示を適用することも可能である。この場合、タービン翼２２は、スロート面積の小さい第２の固定ノズル２５に対応する軸方向の他方側に第１の迎え角θ１が設定され、スロート面積の大きい第１の固定ノズル２４に対応する軸方向の一方側に第２の迎え角θ２が設定される。また、第１の迎え角θ１の平均値の方が第２の迎え角θ２の平均値より大きく設けられることは実施例１と同じである。
　本開示は、実施例に準拠して記述されたが、本開示は当該実施例や構造に限定されるものではないと理解される。本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形をも包含する。加えて、様々な組み合わせや形態、さらには、それらに一要素のみ、それ以上、あるいはそれ以下、を含む他の組み合わせや形態をも、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。

 

Claims (11)

  1. 　シャフト（１３）に固定されるハブ（２１）の周囲に複数のタービン翼（２２）を有するタービンホイール（８）と、
    　前記タービンホイール（８）の外周にスクロール流路（１９）を形成するタービンハウジング（７）とを備え、
    　内燃機関（２）より排出される排気ガスが前記スクロール流路（１９）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられることで前記タービンホイール（８）が回転するターボチャージャの排気タービンであって、
    　前記タービンハウジング（７）は、前記スクロール流路（１９）を軸方向の一方側と他方側とに分割して前記一方側に第１スクロール流路（１９ａ）、前記他方側に第２スクロール流路（１９ｂ）を形成し、且つ、前記第１スクロール流路（１９ａ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガス流量の方が前記第２スクロール流路（１９ｂ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガス流量より小さく設定され、
    　前記タービン翼（２２）の入口で前記第１スクロール流路（１９ａ）に対応して軸方向の一方側に設定される前記タービン翼（２２）の迎え角を第１の迎え角（θ１）と呼び、前記第２スクロール流路（１９ｂ）に対応して軸方向の他方側に設定される前記タービン翼（２２）の迎え角を第２の迎え角（θ２）と呼び、前記タービンホイール（８）の回転座標系において半径方向を０°としたときの前記タービン翼（２２）の入口に流入する排気ガスの流入角度を相対流入角度と定義した時に、
    　前記第１の迎え角（θ１）は、前記第１スクロール流路（１９ａ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度（β）に応じて設定され、前記第２の迎え角（θ２）は、前記第２スクロール流路（１９ｂ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガスの相対流入角度（β）に応じて設定されるターボチャージャの排気タービン。
  2. 　請求項１に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記タービン翼（２２）は、前記第１の迎え角（θ１）の平均値と前記第２の迎え角（θ２）の平均値とが異なるターボチャージャの排気タービン。
  3. 　請求項１または２に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記タービンホイール（８）の半径方向に基準線を取り、前記タービン翼（２２）の入口で排気ガスの相対速度が前記基準線に対し前記タービンホイール（８）の回転方向にベクトルを持つ時の前記相対流入角度（β）に応じて設定される前記タービン翼（２２）の迎え角を正の角度で表し、前記排気ガスの相対速度が前記基準線に対し前記タービンホイール（８）の反回転方向にベクトルを持つ時の前記相対流入角度（β）に応じて設定される前記タービン翼（２２）の迎え角を負の角度で表した場合に、前記第１の迎え角（θ１）の平均値が前記第２の迎え角（θ２）の平均値より大きいターボチャージャの排気タービン。
  4. 　請求項１～３のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　排気ガスが吹き付けられる前記タービン翼（２２）の翼端部をリーディングエッジ（２２ａ）と呼ぶ時に、前記リーディングエッジ（２２ａ）が直線状に設けられ、軸方向の一方側と他方側との間で前記迎え角（θ１、θ２）が滑らかに変化しているターボチャージャの排気タービン。
  5. 　請求項１～３のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　排気ガスが吹き付けられる前記タービン翼（２２）の翼端部をリーディングエッジ（２２ａ）と呼ぶ時に、軸方向の一方側と他方側とで前記リーディングエッジ（２２ａ）の周方向位置が異なるターボチャージャの排気タービン。
  6. 　請求項１～５のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記タービン翼（２２）は、前記第１の迎え角（θ１）の平均値が正の角度を有し、前記第２の迎え角（θ２）の平均値が負の角度を有するターボチャージャの排気タービン。
  7. 　請求項１～６のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記第１スクロール流路（１９ａ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガスの流れと、前記第２スクロール流路（１９ｂ）を通って前記タービン翼（２２）に吹き付けられる排気ガスの流れとが独立するように、周方向に隣り合う前記タービン翼（２２）同士の間に仕切り板（２３）が設けられているターボチャージャの排気タービン。
  8. 　請求項１～７のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記タービンホイール（８）より排気ガスが流出する方向と反対側を前記軸方向の一方側と定義し、排気ガスが流出する方向と同じ側を前記軸方向の他方側と定義した時に、
    　前記軸方向の一方側に形成される前記第１スクロール流路（１９ａ）の方が、前記軸方向の他方側に形成される前記第２スクロール流路（１９ｂ）より容量が小さいターボチャージャの排気タービン。
  9. 　請求項１～８のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記タービンホイール（８）より排気ガスが流出する方向と反対側を前記軸方向の一方側と定義し、排気ガスが流出する方向と同じ側を前記軸方向の他方側と定義した時に、
    　前記軸方向の一方側に形成される前記第１スクロール流路（１９ａ）の出口に配置されて排気ガス流量を絞る第１の固定ノズル（２４）と、
    　前記軸方向の他方側に形成される前記第２スクロール流路（１９ｂ）の出口に配置されて排気ガス流量を絞る第２の固定ノズル（２５）とを有し、
    　前記第１の固定ノズル（２４）の方が前記第２の固定ノズル（２５）よりスロート面積が小さいターボチャージャの排気タービン。
  10. 　請求項１～９のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　排気ガスが吹き付けられる前記タービン翼（２２）の翼端部をリーディングエッジ（２２ａ）と呼び、前記タービンホイール（８）の軸中心から前記タービン翼（２２）のリーディングエッジ（２２ａ）までの距離をタービン半径（ｒ１、ｒ２）と呼ぶ時に、
    　前記タービン翼（２２）は、前記第１スクロール流路（１９ａ）に対応する軸方向の一方側で前記タービン半径（ｒ１）が大きく形成され、前記第２スクロール流路（１９ｂ）に対応する軸方向の他方側で前記タービン半径（ｒ２）が小さく形成されるターボチャージャの排気タービン。
  11. 　請求項１～１０のいずれか一項に記載したターボチャージャの排気タービンにおいて、
    　前記第２スクロール流路（１９ｂ）に導入される排気ガス流量を調整できる流量調整部（２０）を有するターボチャージャの排気タービン。

     
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