WO2017168765A1 - インペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法 - Google Patents

インペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法 Download PDF

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central axis
blade
gas
disk
impeller
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PCT/JP2016/061640
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豊隆 吉田
星　徹
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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Definitions

  • the present invention relates to an impeller, a turbocharger, and a method for forming a gas flow field in these.
  • a turbocharger rotates a turbine wheel by exhaust gas fed from an engine into a turbine housing.
  • the compressor wheel provided in the compressor housing rotates and compresses air.
  • the air compressed by the compressor is supplied to the engine.
  • the turbine wheel is integrally provided with a disk-shaped disk and a plurality of blades (moving blades) provided on one surface side of the disk at intervals in the circumferential direction.
  • the exhaust gas sent from the engine passes through a scroll flow path provided on the radially outer side of the turbine wheel, swirls in the circumferential direction, flows into the radially inner side, and collides with the blades of the turbine wheel. Thereby, a turbine wheel is rotationally driven.
  • Exhaust gas that collides with the blades of the turbine wheel flows radially inward through a flow path formed between the turbine housing and the disk, and is discharged from the inner peripheral side of the turbine wheel along the central axis of the turbine wheel.
  • the exhaust gas flows through a gas flow path between a disk of the turbine wheel and a shroud provided radially outside the blade.
  • the exhaust gas flow velocity distribution may be non-uniform. If the flow velocity distribution becomes non-uniform in this way, the exhaust gas sent from the trailing edge of the blade will be mixed on the downstream side with a high flow velocity portion and a low flow velocity portion so that the average flow velocity distribution is obtained. Therefore, the exhaust gas is disturbed. Thereby, turbine efficiency will fall.
  • the present invention provides an impeller, a turbocharger, and a method for forming a gas flow field in these that can achieve uniform gas flow velocity distribution in the vicinity of a blade trailing edge of a turbine wheel and increase turbine efficiency. With the goal.
  • the impeller is formed in a disk shape having a disk front surface that gradually goes outward in the radial direction toward the other side in the central axis direction on one side in the central axis direction, and around the central axis.
  • a plurality of discs provided rotatably, and a plurality of discs are provided in the circumferential direction around the central axis on the front surface of the disc, and a gas introduced from a radially outer front edge is guided radially inward while the center A blade that forms a flow path to be discharged from the trailing edge on one side in the axial direction, and the blade is provided at the rear side in the rotational direction of the disk in the blade and at least the rear side of the positive pressure surface on which the gas collides.
  • the recess is depressed toward the front side in the rotational direction of the disk, and the gas is dispersed at the trailing edge over the entire radial direction of the blade.
  • the impeller rotates about the central axis. As the impeller rotates, centrifugal force acts on the gas flowing from the leading edge toward the trailing edge, so that the gas tends to deviate radially outward as it approaches the trailing edge.
  • the concave surface that disperses the gas flowing from the leading edge toward the trailing edge over the entire radial direction of the blade is formed on the pressure surface, so that the gas is biased radially outward. It becomes difficult. As a result, the gas flow is dispersed in the entire radial direction downstream of the trailing edge of the blade, and it is difficult for flow rate imbalance to occur downstream of the trailing edge of the blade, thereby suppressing loss.
  • the impeller is configured such that the concave curved surface of the impeller of the first aspect is formed only in a partial region in the central axis direction including the trailing edge of the blade. Also good.
  • the gas flowing from the leading edge of the blade toward the trailing edge is radial by centrifugal force before the concave curved surface. Even if it is biased to the outside, the flow direction changes by entering the concave curved surface. Thereby, the gas flow can be efficiently controlled in the vicinity of the trailing edge of the blade, and deviation due to centrifugal force can be suppressed.
  • the impeller is the base end of the blade in the impeller according to the first aspect, wherein the concave curved surface has a virtual line connecting the base end of the blade and the tip of the blade.
  • the intermediate part between the part and the tip part may be formed so as to be offset forward in the rotational direction.
  • the gas that is biased radially outward before the concave curved surface flows toward the intermediate portion on the concave curved surface, and further flows to the proximal end side on the radial inner side due to its momentum (inertia). In this way, the gas is efficiently dispersed throughout the radial direction of the blade.
  • the impeller is an impeller according to the first aspect, wherein the concave curved surface is inclined so that a tip end portion of the blade is positioned forward in the rotational direction with respect to a base end portion of the blade. It may be formed as follows. This configuration balances the efficiency in which the gas collides with the pressure surface of the blade and rotates the impeller, and the effect of preventing the gas from being biased radially outward by centrifugal force near the trailing edge of the blade. be able to.
  • the turbocharger is provided on the rotating shaft extending along the axis, and on the first end portion side of the rotating shaft, and the impeller according to any one of the first to fourth aspects.
  • the turbocharger in the turbocharger according to the fifth aspect, is formed in the turbine housing and is continuous in the circumferential direction on the radially outer side of the turbine wheel, and rotates the turbine wheel.
  • a scroll passage through which gas flows, a nozzle passage for guiding the gas radially inward from the scroll passage, and supplying the gas to the turbine wheel, and a vane for adjusting the amount of the gas introduced into the nozzle passage And comprising.
  • the flow tends to be biased radially outward due to the centrifugal force of the impeller.
  • the flow can be prevented from being biased by the impeller having a concave curved surface on the blade. Then, the flow velocity imbalance is unlikely to occur downstream of the trailing edge of the blade, and loss can be suppressed.
  • the impeller is formed in a disk shape having a disk front surface gradually moving outward in the radial direction toward the other side in the central axis direction on one side in the central axis direction, and rotates around the central axis.
  • a plurality of discs provided on the front surface of the disc and spaced from each other in the circumferential direction around the central axis, and a gas introduced from a radially outer front edge centered on the central axis;
  • a flow field that flows from the radially outer side toward the radially inner side is formed in the flow path.
  • the method for forming the gas flow field in the impeller is a disk having a disk front surface that gradually goes outward in the radial direction toward the other side in the central axis direction on one side in the central axis direction.
  • a disc rotatably provided around the central axis, and a plurality of discs provided in the circumferential direction around the central axis in front of the disc, and introduced from a radially outer front edge centered on the central axis.
  • the gas introduced from the front edge forms a flow field in the flow path so as to flow from the radially outer side toward the radially inner side in the vicinity of the rear edge.
  • a method for forming a gas flow field in a turbocharger is provided on a rotating shaft extending along an axis, and on the first end portion side of the rotating shaft.
  • a compressor wheel provided on the second end side of the rotating shaft, a bearing housing that rotatably supports the rotating shaft, a turbine housing that houses the turbine wheel, and the turbine housing
  • a scroll passage that flows in a circumferential direction on the radially outer side of the turbine wheel and flows through the gas for rotationally driving the turbine wheel, and the gas is guided radially inward from the scroll passage.
  • a method of forming a gas flow in a turbocharger wherein the gas introduced from the leading edge during rotation of the disk in a state in which the nozzle flow path is narrowed by the vane is radial in the vicinity of the trailing edge.
  • a flow field that flows from the outside toward the inside in the radial direction is formed in the flow path.
  • the gas flow velocity distribution in the vicinity of the blade trailing edge of the turbine wheel can be made uniform, and the turbine efficiency can be increased.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an analysis result of a gas flow from the leading edge to the trailing edge in the blade illustrated in FIG. 5. It is a figure which shows the analysis result of the flow of the gas which goes to the rear edge from the front edge in the braid
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall configuration of a turbocharger according to an embodiment of the present invention.
  • the turbocharger 10 of this embodiment includes a turbocharger main body 11, a compressor 17, and a turbine 30.
  • the turbocharger 10 is mounted on an automobile or the like as an engine auxiliary machine in such a posture that the rotating shaft 14 extends in the horizontal direction.
  • the turbocharger main body 11 includes a rotating shaft 14, bearings 15 ⁇ / b> A and 15 ⁇ / b> B, and a bearing housing 16.
  • the bearing housing 16 is supported on the vehicle body or the like via a bracket (not shown), the compressor 17, the turbine 30, and the like.
  • the bearing housing 16 has an opening 16a on one end side and an opening 16b on the other end side.
  • the bearings 15 ⁇ / b> A and 15 ⁇ / b> B are provided inside the bearing housing 16.
  • the bearings 15A and 15B support the rotary shaft 14 so as to be rotatable around the central axis C.
  • the first end portion 14a and the second end portion 14b of the rotary shaft 14 protrude outside the bearing housing 16 through the openings 16a and 16b.
  • the compressor 17 is provided on the other end side of the bearing housing 16.
  • the compressor 17 includes a compressor wheel 13 and a compressor housing 18.
  • the compressor wheel 13 is provided on the second end 14 b of the rotating shaft 14 outside the bearing housing 16.
  • the compressor wheel 13 rotates around the central axis C integrally with the rotary shaft 14.
  • the compressor housing 18 is connected to the other end side of the bearing housing 16.
  • the compressor housing 18 accommodates the compressor wheel 13 therein.
  • the turbine 30 is provided on one end side of the bearing housing 16.
  • the turbine 30 includes a turbine wheel (impeller) 12 and a turbine housing 31.
  • the turbine wheel 12 is provided integrally with the first end portion 14 a of the rotating shaft 14 outside the bearing housing 16.
  • the turbine wheel 12 rotates around the central axis C integrally with the rotary shaft 14.
  • the turbine housing 31 is connected to one end side of the bearing housing 16.
  • the turbine housing 31 accommodates the turbine wheel 12 therein.
  • the turbine wheel 12 provided in the turbine 30 rotates around the central axis (axis) C by the flow of exhaust gas (gas) supplied from the engine (not shown) to the turbine 30.
  • the rotating shaft 14 and the compressor wheel 13 rotate around the central axis C integrally with the turbine wheel 12.
  • the compressor wheel 13 provided in the compressor 17 compresses air by rotating. The air compressed by the compressor 17 is supplied to an engine (not shown).
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration around a turbine wheel constituting the turbocharger.
  • the turbine housing 31 includes a gas introduction part (not shown), a scroll flow path 34, a nozzle flow path 35, and an exhaust part 36.
  • a gas introduction unit (not shown) sends exhaust gas discharged from an engine (not shown) into the scroll flow path 34.
  • the scroll flow path 34 is formed continuously in the circumferential direction on the radially outer side of the turbine wheel 12 continuously from the gas introduction part (not shown).
  • the scroll flow path 34 forms a flow path in which exhaust gas for rotating the turbine wheel 12 flows in the circumferential direction.
  • the nozzle channel 35 is formed on the turbine housing 31 on the side close to the bearing housing 16.
  • the nozzle channel 35 is formed so as to communicate the scroll channel 34 and the turbine wheel 12 in the radial direction over the entire circumference.
  • exhaust gas discharged from the turbine wheel 12 flows.
  • the exhaust part 36 is formed continuously from the outer peripheral part of the turbine wheel 12 in the direction away from the turbocharger main body 11 along the central axis C of the rotating shaft 14.
  • the exhaust gas that has flowed from the gas introduction portion flows in the circumferential direction on the outer peripheral side of the turbine wheel 12 along the scroll flow path 34.
  • the exhaust gas flowing in the circumferential direction in this manner flows radially inward through the nozzle flow path 35 and hits the blades 23 of the turbine wheel 12, whereby the turbine wheel 12 is rotationally driven.
  • the exhaust gas that has passed through the turbine wheel 12 is discharged from the inner peripheral side of the turbine wheel 12 into the exhaust part 36.
  • the nozzle passage 35 is provided with a variable vane mechanism 50 that adjusts the amount of exhaust gas supplied from the scroll passage 34 to the turbine wheel 12 through the nozzle passage 35.
  • the variable vane mechanism 50 includes a nozzle mount 51, a nozzle plate 52, a vane 53, and a drive unit 55.
  • the nozzle mount 51 is provided on the bearing housing 16 side of the nozzle flow path 35 and has an annular plate shape positioned in a plane orthogonal to the central axis C.
  • the nozzle plate 52 is provided on the opposite side of the nozzle flow path 35 from the nozzle mount 51 and spaced from the nozzle mount 51.
  • a nozzle flow path 35 is formed between the nozzle mount 51 and the nozzle plate 52.
  • the vane 53 has a plate shape and is provided between the nozzle mount 51 and the nozzle plate 52.
  • a plurality of vanes 53 are provided at intervals in the circumferential direction in the nozzle flow path 35 continuous in the circumferential direction.
  • Each vane 53 is supported by a shaft 54 penetrating the nozzle mount 51 in the direction of the central axis C so as to be rotatable around the central axis of the shaft 54.
  • the driving unit 55 adjusts the angle of the vane 53 by rotating the shaft 54 protruding from the nozzle mount 51 toward the bearing housing 16.
  • the drive unit 55 is provided on the bearing housing 16 side with respect to the nozzle mount 51.
  • the drive unit 55 includes a drive ring 56 and a link arm 57.
  • the drive ring 56 has an annular shape and is provided on the outer peripheral side in the radial direction from the shaft 54.
  • the drive ring 56 is provided so as to be turnable in the circumferential direction by an actuator (not shown) or the like.
  • the link arm 57 is connected to each shaft 54.
  • Each link arm 57 has one end connected to the shaft 54 and the other end rotatably connected to the drive ring 56.
  • the link arm 57 rotates about the shaft 54 when the drive ring 56 rotates. As a result, the angle of the vane 53 changes around the central axis of the shaft 54.
  • a back plate 41 is provided on the inner side in the radial direction of the nozzle mount 51 so as to close the gap in the outer peripheral portion of the first end portion 14a of the rotating shaft 14.
  • the turbine wheel 12 includes a disk 22 and a blade 23.
  • the disk 22 has a fixed length in the direction of the central axis C, and is fixed to the first end portion 14 a of the rotating shaft 14.
  • the disk 22 has a disk shape extending outward in the radial direction, and is provided so as to be rotatable about the central axis C integrally with the rotary shaft 14.
  • the disk 22 has a disk surface (front surface) 22f on the exhaust part 36 side on one side in the central axis C direction.
  • the disk surface 22f is formed by a concave curved surface that gradually goes from the side closer to the exhaust portion 36 on one side in the central axis C direction toward the bearing housing 16 on the other side in the central axis C direction as it goes outward in the radial direction. .
  • a plurality of blades 23 are provided on the disk surface 22f at intervals in the circumferential direction around the central axis C.
  • the blade 23 has a front edge 23f facing outward in the radial direction and facing the nozzle flow path 35, and a rear edge 23r facing one side in the central axis C direction and facing the exhaust part 36.
  • the blade 23 is formed such that the outer edge 23s on the outer side in the radial direction is close to the nozzle plate 52 located on the outer side in the radial direction.
  • Exhaust gas that flows inward in the radial direction from the nozzle flow path 35 radially outside the turbine wheel 12 is between the disk surface 22f of the disk 22 and the nozzle plate 52 and is adjacent to each other in the circumferential direction. Through the impeller channel 25 between the two. Exhaust gas that has flowed inward in the radial direction from the front edge 23f of the blade 23 changes its flow direction due to the curvature of the disk surface 22f, and is discharged along the central axis C from the rear edge 23r of the blade 23.
  • each blade 23 has only a region S including the trailing edge 23 r on the positive pressure surface 23 p that receives the flow of the exhaust gas flowing from the scroll channel 34 through the nozzle channel 35.
  • a concave curved surface 27 that is recessed toward the front side in the rotational direction R of the turbine wheel 12 is formed.
  • the concave curved surface 27 is such that the intermediate portion 27m of the blade 23 is offset to the front side in the rotational direction R with respect to the base portion (base end portion) 27c on the inner peripheral side of the blade 23 and the distal end portion 27s on the outer peripheral side of the blade 23. It is formed to be curved.
  • the region S where the concave curved surface 27 is formed is relative to the blade length Lc of the blade 23 in the central axis C direction from the position B of the trailing edge 23 r toward the other side in the central axis C direction. For example, it is set up to a position A of 20%.
  • the concave curved surface 27 is formed so that its curvature gradually decreases from the position A to the position B.
  • the concave curved surface 27 may be formed with a constant curvature or may be formed with a free curved surface.
  • the offset dimension W between the straight line (imaginary line) L connecting the root portion 27c and the tip end portion 27s of the blade 23 at the rear edge 23r of the concave curved surface 27 and the intermediate portion 27m of the concave curved surface 27 is
  • the radial dimension (blade height) H (see FIG. 3) of the trailing edge 23r for example, 0.03H ⁇ W ⁇ 0.1H Is preferable.
  • the concave curved surface 27 has a straight line L connecting the root portion 27c and the tip portion 27s with respect to a tangent Ls at the position of the root portion 27c on the outer peripheral surface of the hub 21, for example, 100 ° ⁇ ⁇ ⁇ 140 ° In this range, it is preferable to incline forward in the rotational direction R.
  • the blade 23 when the blade 23 is formed so that the curvature of the concave curved surface 27 is larger than the offset dimension W, the flow of the exhaust gas rising from the disk surface 22f side toward the outer edge 23s is suppressed. The effect of bringing the flow toward the outer edge 23s becomes stronger. However, as an exhaust event, the flow of exhaust gas on the side close to the outer edge 23 s decreases, so that the balance of the flow inside the turbine wheel 12 is lost. This reduces the work of the exhaust gas flow to make the blades 23. This will reduce turbine efficiency. If the blade 23 is formed so that the curvature of the concave curved surface 27 is larger than the offset dimension W, the centrifugal stress applied to the blade surface of the blade 23 becomes excessive, and the strength condition of the blade 23 may not be satisfied. is there.
  • the exhaust gas introduced from the radially outer front edge 23f collides with the positive pressure surface 23p of the blade 23, whereby the turbine wheel 12 has the central axis C. Rotate around. Since the centrifugal force acts on the exhaust gas flowing from the front edge 23f toward the rear edge 23r by the rotation of the turbine wheel 12, the exhaust gas tends to be biased radially outward as it approaches the rear edge 23r. However, since the positive pressure surface 23p of the blade 23 is the concave curved surface 27, the exhaust gas is less likely to be biased radially outward and is dispersed throughout the radial direction.
  • the concave curved surface 27 is formed in the region 23 of the blade 23 only in a part of the central axis C direction including the rear edge 23r.
  • the concave curved surface 27 is formed in the region 23 of the blade 23 only in a part of the central axis C direction including the rear edge 23r.
  • the concave curved surface 27 is formed so that the intermediate portion 27m is offset to the front side in the rotational direction R with respect to the straight line L connecting the root portion 27c of the blade 23 and the tip portion 27s of the blade 23.
  • the exhaust gas that has collided with the pressure surface 23p of the blade 23 is likely to move closer to the intermediate portion 27m side that is recessed most offset and can be prevented from being biased toward the distal end portion 27s side on the radially outer side.
  • the exhaust gas that is biased radially outward before the concave curved surface 27 flows from the radial outer side toward the intermediate portion 27m on the concave curved surface 27, and then the root portion 27c on the radial inner side due to the momentum (inertia) thereof. Also flows to the side. That is, the exhaust gas forms a flow field in the flow path that flows from the radially outer side toward the radially inner side in the vicinity of the trailing edge 32 (for example, in the embodiment). In this way, the exhaust gas is efficiently dispersed throughout the radial direction of the blade 23.
  • the concave curved surface 27 is formed so as to be inclined so that the tip 27 s is located in front of the rotation direction R with respect to the root 27 c of the blade 23.
  • the turbocharger 10 in this embodiment is a variable capacity type in which the gas introduction amount can be adjusted by changing the channel cross-sectional area of the nozzle channel 35 by the vane 53.
  • the nozzle flow path 35 is narrowed by the vane 53.
  • the flow rate of the exhaust gas increases because the nozzle flow path 35 is narrow, and flows into the blade 23 with a strong swirl component. Then, the flow tends to be biased radially outward due to the centrifugal force of the turbine wheel 12.
  • the turbine wheel 12 having the concave curved surface 27 on the blade 23 can prevent the flow from being biased.
  • the efficiency of the turbocharger 10 can be increased in the small flow rate region, and as a result, the performance of the engine that feeds the gas compressed by the turbocharger 10 can be improved.
  • the flow Fh of the exhaust gas flowing from the front edge 23f is biased radially outward near the rear edge 23r due to centrifugal force.
  • the exhaust gas flow F flowing from the front edge 23f is in the vicinity of the rear edge 23r. It flows from the radially outer side to the radially inner side. That is, the exhaust gas forms a flow field in the flow path that flows from the radially outer side toward the radially inner side in the vicinity of the trailing edge 23r. In this way, it was confirmed that by providing the blade 23 with the concave curved surface 27, it is possible to suppress the deviation of the flow F in the vicinity of the trailing edge 23r.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and design changes can be made without departing from the spirit of the present invention.
  • the intermediate portion 27m is offset forward in the rotational direction R with respect to the root portion 27c and the tip portion 27s of the blade 23, but the position of the intermediate portion 27m in the radial direction and the intermediate portion 27m
  • the offset dimension W may be changed as appropriate.
  • each part of the turbocharger main body 11, the compressor 17, the turbine 30 and the like of the turbocharger 10 is not limited to those exemplified above, and may be changed to other configurations.
  • the flow rate is adjusted by rotating the vane 53.
  • a slide vane type in which the flow rate is adjusted by letting the vane with a fixed angle appear and disappear in the nozzle flow path may be used.
  • the same configuration as described above can be applied to a turbocharger that does not include flow rate adjustment.
  • This invention can be applied to impellers and turbochargers. According to the present invention, by forming a concave curved surface in a region including at least the trailing edge of the pressure surface of the impeller, the gas flow velocity distribution in the vicinity of the blade trailing edge of the turbine wheel can be made uniform, and the turbine efficiency can be improved. it can.

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Abstract

タービンホイール（１２）は、中心軸（Ｃ）回りに回転可能に設けられたディスク（２２）と、ディスク面（２３ｆ）に周方向に間隔をあけて複数が設けられ、径方向外側の前縁（２３ｆ）から導入されるガスを、中心軸（Ｃ）方向一方の側の後縁（２３ｒ）から排出させるブレード（２３）と、備え、ブレード（２３）は、後縁（２３ｒ）を含む中心軸（Ｃ）方向一方の側の領域に、回転方向（Ｒ）の後方側の正圧面（２３ｐ）が、回転方向（Ｒ）の前方側に向かって窪みガスをブレード（２３）の径方向全体に分散させる凹曲面（２７）を備える。

Description

インペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法
　この発明は、インペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法に関する。
　例えば特許文献１等に開示されているように、ターボチャージャーは、エンジンからタービンハウジング内に送り込まれる排気ガスによってタービンホイールを回転させる。タービンホイールの回転に伴って、コンプレッサハウジング内に設けられたコンプレッサホイールが回転し、空気を圧縮する。コンプレッサで圧縮された空気は、エンジンに供給される。
　タービンホイールは、円盤状のディスクと、ディスクの一面側に周方向に間隔をあけて複数枚設けられたブレード（動翼）と、を一体に備える。エンジンから送り込まれた排気ガスは、タービンホイールの径方向外側に設けられたスクロール流路を通り、周方向に旋回しつつ、径方向内側に流れ込んでタービンホイールのブレードに衝突する。これにより、タービンホイールが回転駆動される。タービンホイールのブレードに衝突した排気ガスは、タービンハウジングとディスクとの間に形成された流路を通って径方向内側に流れ、タービンホイールの内周側からタービンホイールの中心軸に沿って排出される。
特開２０１５−３１２１９号公報
　ブレードの後縁近傍において、排気ガスは、タービンホイールのディスクと、ブレードの径方向外側に設けられたシュラウドとの間のガス流路を流れる。このとき、排気ガスの流速分布が不均一となる場合がある。このように流速分布が不均一になると、ブレードの後縁から送り出された排気ガスは、その下流側で、流速の高い部分と流速の低い部分とで流れが混合するようにして流速分布の平均化を図るため、排気ガスに乱れが生じる。これにより、タービン効率が低下してしまう。
　この発明は、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガス流の流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることのできるインペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法を提供することを目的とする。
　この発明の第一態様によれば、インペラは、中心軸方向一方の側に、前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、径方向外側の前縁から導入されるガスを径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと、備え、前記ブレードは、前記ブレードにおいて前記ディスクの回転方向後方側に設けられて前記ガスが衝突する正圧面の少なくとも前記後縁を含む前記中心軸方向一方の側の領域において、前記ディスクの回転方向前方側に向かって窪み、前記ガスを前記後縁で前記ブレードの径方向全体に分散させる凹曲面を備える。
　径方向外側の前縁から導入されるガスがブレードの正圧面に衝突すると、インペラは中心軸回りに回転する。インペラの回転によって、前縁から後縁に向かって流れるガスには遠心力が作用するため、ガスは、後縁に近づくにつれて径方向外側に偏ろうとする。しかし、ブレードの少なくとも後縁を含む領域で、前縁から後縁に向かって流れるガスをブレードの径方向全体に分散させる凹曲面が正圧面に形成されているため、ガスは径方向外側に偏りにくくなる。これにより、ガスの流れは、ブレードの後縁の下流で径方向全体に分散し、ブレードの後縁の下流で流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。
　この発明の第二態様によれば、インペラは、第一態様のインペラにおける前記凹曲面が、前記ブレードの前記後縁を含む前記中心軸方向の一部の領域のみに形成されているようにしてもよい。
　このように、ブレードの後縁を含む一部の領域のみに凹曲面を形成することで、ブレードの前縁から後縁に向かって流れてきたガスは、凹曲面の手前で遠心力によって径方向外側に偏っていたとしても、凹曲面に入り込むことでその流れ方向が変わる。これにより、ブレードの後縁近傍でガスの流れを効率よく制御し、遠心力による偏りを抑えることができる。
　また、ブレードの前縁から後縁までの全体に凹曲面を形成することなく、ガスが遠心力によって偏るのを抑えることができる。これにより、ブレードが複雑な３次元形状を有している場合であっても、ブレードの製作の難度が高まるのを抑えることができる。
　この発明の第三態様によれば、インペラは、第一態様のインペラにおいて、前記凹曲面が、前記ブレードの基端部と前記ブレードの先端部とを結ぶ仮想線に対し、前記ブレードの基端部と前記先端部との間の中間部が、前記回転方向前方側にオフセットするよう形成されているようにしてもよい。
　このように構成することで、ブレードの正圧面に衝突したガスは、最もオフセットして窪んでいる中間部側に寄りやすく、径方向外側の先端部側に偏るのを抑えることができる。さらに、凹曲面の手前で径方向外側に偏っていたガスは、凹曲面で中間部に向かって流れた後、さらにその勢い（慣性）によって径方向内側の基端部側にも流れる。このようにして、ガスは、ブレードの径方向全体に効率よく分散する。
　この発明の第四態様によれば、インペラは、第一態様のインペラにおいて、前記凹曲面は、前記ブレードの基端部に対し、前記ブレードの先端部が前記回転方向前方に位置するよう、傾斜して形成されているようにしてもよい。
　このように構成することで、ガスがブレードの正圧面に衝突してインペラを回転させる効率と、ガスがブレードの後縁近傍で遠心力によって径方向外側に偏るのを抑える効果とのバランスを取ることができる。
　この発明の第五態様によれば、ターボチャージャーは、軸線に沿って延びる回転軸と、前記回転軸の第一端部側に設けられ、第一から第四態様の何れか一つの態様におけるインペラからなるタービンホイールと、前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、を備える。
　これにより、ガスが径方向外側に偏りにくくなり径方向全体に分散するため、タービン効率を向上してターボチャージャー全体の効率向上に寄与できる。
　この発明の第六態様によれば、ターボチャージャーは、第五態様のターボチャージャーにおいて、前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、を備える。
　このように構成することで、タービンホイールへのガス導入量を調整できる可変容量型となる。可変容量型のターボチャージャーでは、ベーンによってノズル流路が狭められてガスの導入量が小さい小流量領域では、ノズル流路が狭いためにガスの流速が上がり、スクロール流路の方向に強い旋回成分を持ってブレードに流れ込む。すると、インペラの遠心力によって、流れが径方向外側に偏りやすい。これに対し、ブレードに凹曲面を有したインペラにより、流れが偏るのを抑えることができる。すると、ブレードの後縁の下流で、流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。
　この発明の第七態様によれば、インペラは、中心軸方向一方の側に前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと備え、前記ディスクの回転時において、前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流す流れ場を前記流路に形成している。
　この発明の第八態様において、インペラにおけるガスの流れ場の形成方法は、中心軸方向一方の側に前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと備えたインペラにおけるガスの流れ場の形成方法であって、前記ディスクの回転時に、前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を前記流路に形成している。
　この発明の第九態様において、ターボチャージャーにおけるガスの流れ場の形成方法は、軸線に沿って延びる回転軸と、前記回転軸の第一端部側に設けられ、請求項８に記載の流れ場を形成可能なインペラと、前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、を備えるターボチャージャーにおけるガス流れの形成方法であって、前記ベーンによって前記ノズル流路が狭められた状態において、前記ディスクの回転時に、前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を前記流路に形成する。
　上述したインペラ、ターボチャージャー、および、これらにおけるガスの流れ場の形成方法によれば、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることが可能となる。
この発明の実施形態に係るターボチャージャーの全体構成を示す断面図である。 上記ターボチャージャーを構成するタービンホイールの周辺の構成を示す断面図である。 上記タービンホイールのブレードを示す図である。 上記ブレードを、タービンホイールの中心軸方向から見た図である。 解析の比較のために用いた凹曲面を備えないブレードにおける流れの様子を示す図である。 図５に示したブレードにおいて、前縁から後縁に向かうガスの流れの解析結果を示す図である。 上記実施形態で示したブレードにおいて、前縁から後縁に向かうガスの流れの解析結果を示す図である。
　図１は、この発明の実施形態に係るターボチャージャーの全体構成を示す断面図である。
　図１に示すように、この実施形態のターボチャージャー１０は、ターボチャージャー本体１１と、コンプレッサ１７と、タービン３０と、を備えている。このターボチャージャー１０は、例えば、回転軸１４が水平方向に延在するような姿勢で自動車等にエンジンの補機として搭載される。
　ターボチャージャー本体１１は、回転軸１４と、軸受１５Ａ，１５Ｂと、軸受ハウジング１６と、を備えている。
　軸受ハウジング１６は、ブラケット（図示せず）、コンプレッサ１７、タービン３０等を介して車体等に支持される。軸受ハウジング１６は、その一端側に開口部１６ａを有し、その他端側に開口部１６ｂを有している。
　軸受１５Ａ，１５Ｂは、軸受ハウジング１６の内部に設けられている。軸受１５Ａ，１５Ｂは、回転軸１４を中心軸Ｃ回りに回転自在に支持する。
　回転軸１４の第一端部１４ａ、第二端部１４ｂは、開口部１６ａ、１６ｂを通して軸受ハウジング１６の外部に突出している。
　コンプレッサ１７は、軸受ハウジング１６の他端側に設けられている。コンプレッサ１７は、コンプレッサホイール１３と、コンプレッサハウジング１８と、を備えている。
　コンプレッサホイール１３は、軸受ハウジング１６の外部で、回転軸１４の第二端部１４ｂに設けられている。コンプレッサホイール１３は、回転軸１４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。
　コンプレッサハウジング１８は、軸受ハウジング１６の他端側に連結されている。コンプレッサハウジング１８は、コンプレッサホイール１３を内部に収容している。
　タービン３０は、軸受ハウジング１６の一端側に設けられている。タービン３０は、タービンホイール（インペラ）１２と、タービンハウジング３１と、を備えている。
　タービンホイール１２は、軸受ハウジング１６の外部で、回転軸１４の第一端部１４ａに一体に設けられている。タービンホイール１２は、回転軸１４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。
　タービンハウジング３１は、軸受ハウジング１６の一端側に連結されている。タービンハウジング３１は、タービンホイール１２を内部に収容している。
　このようなターボチャージャー１０は、図示しないエンジンからタービン３０に供給される排気ガス（ガス）の流れによってタービン３０内に設けられたタービンホイール１２が中心軸（軸線）Ｃを中心に回転する。回転軸１４及びコンプレッサホイール１３は、タービンホイール１２と一体に中心軸Ｃを中心に回転する。コンプレッサ１７内に設けられたコンプレッサホイール１３は、回転することによって空気を圧縮する。コンプレッサ１７で圧縮された空気は、図示しないエンジンに供給される。
　次に、タービン３０のタービンホイール１２を含む周辺部位の構成を説明する。
　図２は、ターボチャージャーを構成するタービンホイールの周辺の構成を示す断面図である。
　図２に示すように、タービンハウジング３１は、ガス導入部（図示無し）と、スクロール流路３４と、ノズル流路３５と、排気部３６と、を備えている。
　ガス導入部（図示無し）は、エンジン（図示無し）から排出される排気ガスをスクロール流路３４に送り込む。
　スクロール流路３４は、ガス導入部（図示無し）に連続して、タービンホイール１２の径方向外側で周方向に連続して形成されている。スクロール流路３４は、タービンホイール１２を回転駆動させる排気ガスが周方向に流れる流路を形成する。
　ノズル流路３５は、タービンハウジング３１において軸受ハウジング１６に近い側に形成されている。このノズル流路３５は、周方向全周にわたって、スクロール流路３４とタービンホイール１２とを径方向に連通するよう形成されている。
　排気部３６は、タービンホイール１２から排出される排気ガスが流れる。排気部３６は、タービンホイール１２の外周部から、回転軸１４の中心軸Ｃに沿ってターボチャージャー本体１１から離間する方向に連続して形成されている。
　このようなタービン３０において、ガス導入部（図示無し）から流れ込んだ排気ガスは、スクロール流路３４に沿ってタービンホイール１２の外周側を周方向に流れる。このように周方向に流れる排気ガスは、ノズル流路３５を通って径方向内側に流れ、タービンホイール１２のブレード２３に当たることで、タービンホイール１２が回転駆動される。タービンホイール１２を経た排気ガスは、タービンホイール１２の内周側から排気部３６内に排出される。
　ノズル流路３５には、このノズル流路３５を通してスクロール流路３４からタービンホイール１２に供給する排気ガスの量を調整する可変ベーン機構５０が設けられている。
　可変ベーン機構５０は、ノズルマウント５１と、ノズルプレート５２と、ベーン５３と、駆動部５５と、を備えている。
　ノズルマウント５１は、ノズル流路３５の軸受ハウジング１６側に設けられ、中心軸Ｃに直交する面内に位置する円環プレート状をなしている。
　ノズルプレート５２は、ノズル流路３５においてノズルマウント５１と反対側に、ノズルマウント５１と間隔を空けて設けられている。これらノズルマウント５１とノズルプレート５２との間が、ノズル流路３５とされている。
　ベーン５３は、板状で、ノズルマウント５１とノズルプレート５２との間に設けられている。ベーン５３は、周方向に連続するノズル流路３５において、周方向に間隔を空けて複数が設けられている。各ベーン５３は、ノズルマウント５１を中心軸Ｃ方向に貫通するシャフト５４によって、シャフト５４の中心軸回りに回転自在に支持されている。
　駆動部５５は、ノズルマウント５１から軸受ハウジング１６側に突出したシャフト５４を回転させることによって、ベーン５３の角度を調整する。駆動部５５は、ノズルマウント５１に対し、軸受ハウジング１６側に設けられている。駆動部５５は、ドライブリング５６と、リンクアーム５７と、を備えている。
　ドライブリング５６は、円環状で、シャフト５４よりも径方向外周側に設けられている。ドライブリング５６は、アクチュエータ（図示無し）等によって、その周方向に旋回可能に設けられている。
　リンクアーム５７は、各シャフト５４のそれぞれに連結されている。各リンクアーム５７は、一端がシャフト５４に連結され、他端がドライブリング５６に回動自在に連結されている。リンクアーム５７は、ドライブリング５６が回転すると、シャフト５４を中心として回動する。これによって、ベーン５３の角度がシャフト５４の中心軸回りに変わる。
　また、ノズルマウント５１の径方向内側には、回転軸１４の第一端部１４ａの外周部の隙間を塞ぐバックプレート４１が設けられている。
　次に、タービンホイール１２の構成について詳述する。
　タービンホイール１２は、ディスク２２と、ブレード２３と、を備える。
　ディスク２２は、中心軸Ｃ方向に一定長を有し、回転軸１４の第一端部１４ａに固定されている。
　ディスク２２は、径方向外側に延びる円盤状をなし、回転軸１４と一体に中心軸Ｃを中心として回転可能に設けられている。ディスク２２は、中心軸Ｃ方向の一方側の排気部３６側に、ディスク面（表面）２２ｆを有している。ディスク面２２ｆは、径方向外側に向かうにしたがって、中心軸Ｃ方向一方側の排気部３６に近い側から中心軸Ｃ方向の他方側の軸受ハウジング１６に漸次向かう凹状の湾曲面により形成されている。
　ブレード２３は、ディスク面２２ｆに、中心軸Ｃ回りの周方向に間隔をあけて複数が設けられている。ブレード２３は、径方向外側を向き、ノズル流路３５に面する前縁２３ｆと、中心軸Ｃ方向一方側を向き、排気部３６に面する後縁２３ｒと、を有する。ブレード２３は、径方向外側の外縁２３ｓが、径方向外側に位置するノズルプレート５２に近接するよう形成されている。
　タービンホイール１２の径方向外側のノズル流路３５から径方向内側に向かって流入する排気ガスは、ディスク２２のディスク面２２ｆとノズルプレート５２との間であって、周方向で互いに隣接するブレード２３の間のインペラ流路２５を通る。ブレード２３の前縁２３ｆから径方向内側に向かって流れ込んだ排気ガスは、ディスク面２２ｆの湾曲によって流れの向きを変え、ブレード２３の後縁２３ｒから中心軸Ｃに沿って排出される。
　ここで、図３、図４に示すように、各ブレード２３は、スクロール流路３４からノズル流路３５を経て流入する排気ガスの流れを受ける正圧面２３ｐに、後縁２３ｒを含む領域Ｓのみに、タービンホイール１２の回転方向Ｒの前方側に向かって窪む凹曲面２７が形成されている。
　凹曲面２７は、ブレード２３の内周側の根元部（基端部）２７ｃ、及びブレード２３の外周側の先端部２７ｓに対し、ブレード２３の中間部２７ｍが、回転方向Ｒの前方側にオフセットして位置するよう、湾曲して形成されている。
　図３に示すように、凹曲面２７が形成される領域Ｓは、後縁２３ｒの位置Ｂから中心軸Ｃ方向の他方の側に向かって、中心軸Ｃ方向におけるブレード２３の翼長Ｌｃに対し、例えば２０％の位置Ａまでの間に設定される。この領域Ｓにおいて、凹曲面２７は、位置Ａから位置Ｂに向かって、その曲率が漸次小さくなるように形成されている。
　なお、凹曲面２７は、一定の曲率で形成されていてもよいし、自由曲面で形成されていてもよい。
　図４に示すように、凹曲面２７の後縁２３ｒにおけるブレード２３の根元部２７ｃと先端部２７ｓとを結んだ直線（仮想線）Ｌと、凹曲面２７の中間部２７ｍとのオフセット寸法Ｗは、後縁２３ｒの径方向寸法（翼高さ）Ｈ（図３参照）に対し、例えば、
　０．０３Ｈ≦Ｗ≦０．１Ｈ
とするのが好ましい。
　さらに、凹曲面２７は、根元部２７ｃと先端部２７ｓとを結んだ直線Ｌが、ハブ２１の外周面の根元部２７ｃの位置における接線Ｌｓに対し、例えば、
　１００°≦θ≦１４０°
の範囲で、回転方向Ｒの前方側に傾斜しているのが好ましい。
　ここで、例えば、上記オフセット寸法Ｗよりも、凹曲面２７の曲率が大きくなるようにブレード２３を形成すると、翼面をディスク面２２ｆ側から外縁２３ｓに向かってせり上がる排気ガスの流れが抑制され、流れを外縁２３ｓ側に寄せる効果がより強くなる。しかし、排反事象として、外縁２３ｓに近い側の排気ガスの流れが少なくなることで、タービンホイール１２の内部の流れのバランスが崩れる。このことによって排気ガスの流れがブレード２３にする仕事が少なくなる。これは、タービン効率を低下させることになってしまう。また、上記オフセット寸法Ｗよりも凹曲面２７の曲率が大きくなるようにブレード２３を形成すると、ブレード２３の翼面に掛かる遠心応力が過大になり、ブレード２３の強度条件を満足できなくなる可能性もある。
　上述した実施形態のタービンホイール１２、及びターボチャージャー１０によれば、径方向外側の前縁２３ｆから導入される排気ガスがブレード２３の正圧面２３ｐに衝突することで、タービンホイール１２は中心軸Ｃ回りに回転する。タービンホイール１２の回転によって、前縁２３ｆから後縁２３ｒに向かって流れる排気ガスには遠心力が作用するため、排気ガスは、後縁２３ｒに近づくにつれて径方向外側に偏ろうとする。しかし、ブレード２３の正圧面２３ｐが凹曲面２７であるため、排気ガスは径方向外側に偏りにくくなり、径方向全体に分散する。これにより、ブレード２３の後縁２３ｒの下流で流速の不均衡が生じにくくなり、損失を抑えることができる。その結果、タービンホイール１２のブレード２３後縁２３ｒの下流側におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることが可能となる。
　さらに、凹曲面２７は、ブレード２３において、後縁２３ｒを含む中心軸Ｃ方向の一部のみの領域Ｓに形成されている。このように、ブレード２３の後縁２３ｒを含む一部の領域Ｓのみに凹曲面２７を形成することで、ブレード２３の前縁２３ｆから後縁２３ｒに向かって流れてきた排気ガスは、凹曲面２７の手前で遠心力によって径方向外側に偏っていたとしても、凹曲面２７に入り込むことでその流れ方向が変わる。これにより、ブレード２３の後縁２３ｒ近傍において、排気ガスの流れを効率よく制御し、遠心力による偏りを抑えることができる。
　さらに、ブレード２３の前縁２３ｆから後縁２３ｒまでの全体に凹曲面２７を形成することなく、排気ガスが遠心力によって偏るのを抑えることができる。これにより、ブレード２３が複雑な３次元形状を有している場合であっても、凹曲面２７を形成することによってブレード２３の製作の難度が高まるのを抑えることができる。
　さらに、凹曲面２７が、ブレード２３の根元部２７ｃと、ブレード２３の先端部２７ｓとを結ぶ直線Ｌに対し、中間部２７ｍが、回転方向Ｒの前方側にオフセットするよう形成されている。これにより、ブレード２３の正圧面２３ｐに衝突した排気ガスは、最もオフセットして窪んでいる中間部２７ｍ側に寄りやすく、径方向外側の先端部２７ｓ側に偏るのを抑えることができる。さらに、凹曲面２７の手前で径方向外側に偏っていた排気ガスは、凹曲面２７において径方向外側から中間部２７ｍに向かって流れた後、その勢い（慣性）によって径方向内側の根元部２７ｃ側にも流れる。つまり、排気ガスは、後縁３２（例えば、実施形態における）近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を流路に形成している。このようにして、排気ガスは、ブレード２３の径方向全体に効率よく分散する。
　さらに、凹曲面２７は、ブレード２３の根元部２７ｃに対して先端部２７ｓが、回転方向Ｒの前方に位置するよう、傾斜して形成されている。これにより、排気ガスがブレード２３の正圧面２３ｐに衝突することでタービンホイール１２を回転させる効率と、排気ガスがブレード２３の後縁２３ｒ近傍で遠心力によって径方向外側に偏るのを抑える効果とのバランスを取ることができる。
　この実施形態におけるターボチャージャー１０は、ベーン５３によってノズル流路３５の流路断面積を変化させることでガス導入量を調整できる可変容量型となる。可変容量型のターボチャージャー１０では、ベーン５３によってノズル流路３５が狭められている。これによって、ガスの導入量が小さい小流量領域では、ノズル流路３５が狭いために排気ガスの流速が上がり、強い旋回成分を持ってブレード２３に流れ込む。すると、タービンホイール１２の遠心力によって、流れが径方向外側に偏りやすい。これに対し、ブレード２３に凹曲面２７を有したタービンホイール１２により、流れが偏るのを抑えることができる。すると、ブレード２３の後縁２３ｒの下流で、流速の不均衡が生じにくく、損失を抑えることができる。
　したがって、小流量領域において、ターボチャージャー１０の効率を高めることができ、ひいてはターボチャージャー１０で圧縮したガスを送り込むエンジンの性能を高めることが可能となる。
（解析例）
　ここで、上記したような凹曲面２７を備えたブレード２３における、排気ガスの流れについて、シミュレーションによる解析を行ったので、その結果を示す。
　比較例として、図５に示すように、凹曲面を備えないブレード２３Ｈについても、解析を行った。
　図５、図６に示すように、凹曲面を備えないブレード２３Ｈの場合、前縁２３ｆから流れ込んだ排気ガスの流れＦｈは、遠心力によって、後縁２３ｒ近傍で径方向外側に偏ってしまう。
　これに対し、図３，図７に示すように、上記実施形態で示したように、凹曲面２７を備えるブレード２３においては、前縁２３ｆから流れ込んだ排気ガスの流れＦは、後縁２３ｒ近傍で径方向外側から径方向内側に流れている。つまり、排気ガスは、後縁２３ｒの近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を流路に形成している。このようにして、ブレード２３に凹曲面２７を備えることで、後縁２３ｒの近傍で流れＦが偏るのを抑えることができることが確認された。
（その他の実施形態）
　この発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、この発明の趣旨を逸脱しない範囲において、設計変更可能である。
　例えば、凹曲面２７において、ブレード２３の根元部２７ｃ及び先端部２７ｓに対し、中間部２７ｍが回転方向Ｒの前方にオフセットしているが、径方向における中間部２７ｍの位置や、中間部２７ｍのオフセット寸法Ｗは、適宜変更してもよい。
　例えば、ターボチャージャー１０のターボチャージャー本体１１、コンプレッサ１７、タービン３０等の各部の構成については、上記に例示したものに限らず、他の構成に変更してもよい。
　さらに、上記実施形態では、ベーン５３を回転させることによって、流量を調整するようにしたが、角度が固定されたベーンをノズル流路に出没させることで流量を調整するスライドベーン式としてもよい。さらには、流量調整を備えないターボチャージャーにおいても、上記と同様の構成を適用することができる。
　この発明は、インペラ、および、ターボチャージャーに適用できる。この発明によれば、インペラの正圧面の少なくとも後縁を含む領域に凹曲面を形成することで、タービンホイールのブレード後縁近傍におけるガスの流速分布の均一化を図り、タービン効率を高めることができる。
１０　ターボチャージャー
１１　ターボチャージャー本体
１２　タービンホイール（インペラ）
１２ｗ　タービン翼
１３　コンプレッサホイール
１４　回転軸
１４ａ　第一端部
１４ｂ　第二端部
１５Ａ，１５Ｂ　軸受
１６　軸受ハウジング
１６ａ　開口部
１６ｂ　開口部
１７　コンプレッサ
１８　コンプレッサハウジング
２１　ハブ
２２　ディスク
２２ｆ　ディスク面（表面）
２３　ブレード
２３ｆ　前縁
２３ｐ　正圧面
２３ｒ　後縁
２３ｓ　外縁
２５　インペラ流路
２７　凹曲面
２７ｃ　根元部（基端部）
２７ｍ　中間部（中間部）
２７ｓ　先端部
３０　タービン
３１　タービンハウジング
３１ｓ　スクロール形成部
３４　スクロール流路
３５　ノズル流路
３６　排気部
４１　バックプレート
５０　可変ベーン機構
５１　ノズルマウント
５２　ノズルプレート
５３　ベーン
５４　シャフト
５５　駆動部
５６　ドライブリング
５７　リンクアーム
Ａ　位置
Ｂ　位置
Ｃ　中心軸
Ｌ　直線（仮想線）
Ｒ　回転方向
Ｓ　領域
Ｗ　オフセット寸法

Claims (9)

  1. 　中心軸方向一方の側に、前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、
    　前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと、備え、
    　前記ブレードは、前記ディスクの回転方向後方側に設けられて前記ガスが衝突する正圧面の少なくとも前記後縁を含む前記中心軸方向一方の側の領域に、前記ディスクの回転方向前方側に向かって窪み、前記ガスを前記後縁で前記ブレードの径方向全体に分散させる凹曲面を備えるインペラ。
  2. 　前記凹曲面は、前記ブレードの前記後縁を含む前記中心軸方向の一部の領域のみに形成されている、請求項１に記載のインペラ。
  3. 　前記凹曲面は、前記ブレードの基端部と前記ブレードの先端部とを結ぶ仮想線に対し、前記ブレードの基端部と前記先端部との間の中間部が、前記回転方向前方側にオフセットするよう形成されている請求項１に記載のインペラ。
  4. 　前記凹曲面は、前記ブレードの基端部に対し、前記ブレードの先端部が前記回転方向前方に位置するよう、傾斜して形成されている請求項１に記載のインペラ。
  5. 　軸線に沿って延びる回転軸と、
    　前記回転軸の第一端部側に設けられ、請求項１から４の何れか一項に記載のインペラからなるタービンホイールと、
    　前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、
    　前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、
    　前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、
    を備えるターボチャージャー。
  6. 　前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、
    　前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、
    　前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、
    を備える請求項５に記載のターボチャージャー。
  7. 　中心軸方向一方の側に前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、
    　前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと備え、
    　前記ディスクの回転時において、前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流す流れ場を前記流路に形成しているインペラ。
  8. 　中心軸方向一方の側に前記中心軸方向他方の側に向かうに従って漸次径方向外側に向かうディスク正面を有する円盤状をなし、中心軸回りに回転可能に設けられたディスクと、
    　前記ディスク正面に前記中心軸回りの周方向に間隔をあけて複数設けられ、前記中心軸を中心とした径方向外側の前縁から導入されるガスを、径方向内側に導きつつ、前記中心軸方向一方の側の後縁から排出させる流路を形成するブレードと備えたインペラにおけるガスの流れ場の形成方法であって、
    前記ディスクの回転時に、
    前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を前記流路に形成しているインペラにおけるガスの流れ場の形成方法。
  9. 　軸線に沿って延びる回転軸と、
    　前記回転軸の第一端部側に設けられ、請求項８に記載の流れ場を形成可能なインペラと、
    　前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサホイールと、
    　前記回転軸を回転可能に支持する軸受ハウジングと、
    　前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、
    　前記タービンハウジングに形成され、前記タービンホイールの径方向外側で周方向に連続し、前記タービンホイールを回転駆動させるガスが流れるスクロール流路と、
    　前記スクロール流路から径方向内側に前記ガスを導き、前記タービンホイールに前記ガスを供給するノズル流路と、
    　前記ノズル流路における前記ガスの導入量を調整するベーンと、
    を備えるターボチャージャーにおけるガス流れの形成方法であって、前記ベーンによって前記ノズル流路が狭められた状態において、前記ディスクの回転時に、前記前縁から導入された前記ガスは、前記後縁近傍において径方向外側から径方向内側に向けて流すような流れ場を前記流路に形成するターボチャージャーにおけるガスの流れ場の形成方法。
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