WO2018084154A1 - 可変ノズルユニットおよび過給機 - Google Patents

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WO2018084154A1
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variable nozzle
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turbine
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奈都子 元田
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株式会社Ihi
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • This disclosure relates to a variable nozzle unit and a supercharger.
  • variable nozzle blades for making the flow path area (throat area) of gas flowing into a turbine impeller variable are known.
  • the variable nozzle blade is rotatable around an axis parallel to the rotation axis of the turbine wheel.
  • the flow path area of the gas can be changed by rotating the variable nozzle blade.
  • variable nozzle blade described in Patent Document 1 is configured to be twisted around the trailing edge so that the shroud side protrudes radially inward from the hub side. Thereby, the side clearance flow is reduced, and the region of energy loss on the inlet side of the turbine impeller is reduced.
  • the variable nozzle blade described in Patent Document 2 has a shape that is tilted (sweep) in the cord length direction, leaned in the warp direction (lean), and twisted about the rotation axis of the variable nozzle blade (twist). There is no.
  • variable nozzle blade described in Patent Document 1 by adopting a three-dimensional shape twisted around the trailing edge, the variable nozzle blade is brought close to the shroud side, and the side clearance on the shroud side is changed to the side clearance on the hub side. Smaller than that. As a result, the clearance flow on the shroud side is reduced, and the turbine efficiency of the variable capacity supercharger is improved.
  • a thrust force may be applied to press the variable nozzle blade toward the hub side. This thrust force makes it difficult to move the variable nozzle blade toward the shroud.
  • the blade surface shape has been studied, and there is no mention of reduction in clearance flow.
  • This disclosure describes a variable nozzle unit and a supercharger that can easily move a variable nozzle blade toward the shroud.
  • a variable nozzle unit includes a gas inflow passage through which gas flowing from a scroll passage to the turbine impeller passes, and a hub wall surface that faces each other in the rotational axis direction of the turbine impeller to form a gas inflow passage And a shroud wall surface, a variable nozzle unit used in a turbine, which is disposed between a hub wall surface and a shroud wall surface and rotates around a rotation axis parallel to the rotation axis of the turbine impeller in a gas inflow path
  • the variable nozzle wing includes a leading edge, a trailing edge, a hub end surface facing the hub wall surface, and a shroud end surface facing the shroud wall surface.
  • the hub end surface protrudes radially outward from the shroud end surface and the hub end surface on the rear edge side is radially inward of the rotation axis than the shroud end surface. So as to protrude into, and are twisted by twisting around the center located between the trailing edge and the pivot axis.
  • variable nozzle blade can be easily approached to the shroud side.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a supercharger according to an embodiment of the present disclosure.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the variable nozzle unit cut along a plane perpendicular to the rotation axis.
  • FIGS. 3A to 3F are six views of the variable nozzle blade.
  • FIG. 4 is a diagram schematically showing a positional shift relationship between the shroud end face and the hub end face of the variable nozzle blade.
  • 5A is a view showing the variable nozzle blade as viewed from the shroud end face side
  • FIG. 5B is a partially enlarged view of FIG. 5A in the vicinity of the trailing edge.
  • FIG. 6 is a diagram showing the meridional shape of the variable nozzle blade.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a supercharger according to an embodiment of the present disclosure.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the variable nozzle unit cut along a plane perpendicular to the rotation axis
  • FIG. 7 is a diagram schematically illustrating various forces applied to the variable nozzle blade.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the position of the twist center and the projected area ratio.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the position of the twist center and the thrust load ratio.
  • 10A is a view showing the variable nozzle blade according to the comparative example as seen from the shroud end face side
  • FIG. 10B is a partially enlarged view of FIG. 10A in the vicinity of the trailing edge
  • (A) of FIG. 11 is a view showing the variable nozzle blade according to the comparative example as seen from the shroud end face side
  • (b) of FIG. 11 is a partially enlarged view of FIG. 11 (a) in the vicinity of the front edge
  • FIG. 11C is a partially enlarged view of FIG. 11A in the vicinity of the trailing edge.
  • a variable nozzle unit includes a gas inflow passage through which gas flowing from a scroll passage to the turbine impeller passes, and a hub wall surface that faces each other in the rotational axis direction of the turbine impeller to form a gas inflow passage And a shroud wall surface, a variable nozzle unit used in a turbine, which is disposed between a hub wall surface and a shroud wall surface and rotates around a rotation axis parallel to the rotation axis of the turbine impeller in a gas inflow path
  • the variable nozzle wing includes a leading edge, a trailing edge, a hub end surface facing the hub wall surface, and a shroud end surface facing the shroud wall surface.
  • the hub end surface protrudes radially outward from the shroud end surface and the hub end surface on the rear edge side is radially inward of the rotation axis than the shroud end surface. So as to protrude into, and are twisted by twisting around the center located between the trailing edge and the pivot axis.
  • variable nozzle blade is twisted around the twist center located between the trailing edge and the rotation axis.
  • the hub end surface protrudes radially outward of the rotational axis from the shroud end surface on the front edge side, while the hub end surface protrudes radially inward of the rotational axis from the shroud end surface on the rear edge side.
  • the protrusion of the hub end surface to the radially inner side reduces the area of the hub end surface protruding to the radially outer side.
  • the thrust force that can act on the radially outer side (high-pressure side) of the variable nozzle blade that is, the thrust force that tries to press against the hub side is reduced.
  • variable nozzle blade By reducing the thrust force toward the hub side, the variable nozzle blade can be easily moved closer to the shroud side. As a result, the position adjustment in the axial direction of the variable nozzle blade in the gas inflow passage is facilitated as compared with the variable nozzle blade described in Patent Document 1.
  • the twist angle between the hub end surface and the shroud end surface is set to 1.0 to 5.0 °. In this case, the effect of improving the turbine efficiency and the effect of reducing the thrust force described above can be appropriately exhibited.
  • the outer area of the hub end surface that protrudes radially outward from the shroud end surface is larger than the inner area of the hub end surface that protrudes radially inward of the shroud end surface.
  • the twist center is located in the region 70-85% from the leading edge, based on the distance between the leading and trailing edges.
  • the twist center is arranged in the region of 70 to 85% from the front edge, a more appropriate balance is realized in the relationship between the protruding area of the hub end surface to the radially outer side and the protruding area to the radially inner side. . Therefore, the effect of improving the turbine efficiency and the effect of reducing the thrust force described above can be appropriately exhibited.
  • the turbine performance is improved.
  • variable capacity supercharger of the present disclosure will be described with reference to the drawings. Note that, in each drawing, the features of the constituent elements may be exaggerated and drawn, so the dimensional ratio of each part on the drawing does not necessarily match the actual product.
  • variable capacity supercharger 1 shown in FIG. 1 is applied to, for example, an internal combustion engine of a ship or a vehicle.
  • the variable displacement supercharger 1 includes a turbine 2 and a compressor 3.
  • the turbine 2 includes a turbine housing 4 and a turbine impeller 6 housed in the turbine housing 4.
  • the turbine housing 4 has a scroll channel 16 extending in the circumferential direction around the turbine impeller 6.
  • the compressor 3 includes a compressor housing 5 and a compressor impeller 7 housed in the compressor housing 5.
  • the compressor housing 5 has a scroll passage 17 extending in the circumferential direction around the compressor impeller 7.
  • the turbine impeller 6 is provided at one end of the rotating shaft 14.
  • the compressor impeller 7 is provided at the other end of the rotating shaft 14.
  • a bearing housing 13 is provided between the turbine housing 4 and the compressor housing 5.
  • the rotating shaft 14 is rotatably supported by the bearing housing 13 via a bearing 15, and the rotating shaft 14, the turbine impeller 6 and the compressor impeller 7 rotate around the rotation axis H as an integral rotating body 12.
  • the turbine housing 4 is provided with an exhaust gas inlet (not shown) and an exhaust gas outlet 10. Exhaust gas discharged from an internal combustion engine (not shown) flows into the turbine housing 4 through the exhaust gas inlet, flows into the turbine impeller 6 through the scroll passage 16, and rotates the turbine impeller 6. Thereafter, the exhaust gas flows out of the turbine housing 4 through the exhaust gas outlet 10.
  • the compressor housing 5 is provided with a suction port 9 and a discharge port (not shown).
  • the compressor impeller 7 rotates via the rotating shaft 14.
  • the rotating compressor wheel 7 sucks external air through the suction port 9, compresses it, and discharges it from the discharge port through the scroll flow path 17.
  • the compressed air discharged from the discharge port is supplied to the aforementioned internal combustion engine.
  • the turbine 2 is a variable capacity turbine, and a plurality of variable nozzle blades 23 are provided in a gas inflow passage 21 that connects the scroll passage 16 and the turbine impeller 6.
  • a plurality of variable nozzle blades 23 are arranged on a circumference around the rotation axis H, and each variable nozzle blade 23 is around a rotation axis L (see FIG. 5A) parallel to the rotation axis H.
  • the gas inflow path 21 allows the gas flowing into the turbine impeller 6 from the scroll flow path 16 to pass through.
  • the cross-sectional area (throat area) of the gas flow path is optimally adjusted according to the flow rate of the exhaust gas introduced into the turbine 2.
  • the turbine 2 includes the variable nozzle unit 25 as a drive mechanism for rotating the variable nozzle blade 23.
  • the variable nozzle unit 25 is fitted inside the turbine housing 4 and is fixed by being sandwiched between the turbine housing 4 and the bearing housing 13.
  • variable nozzle unit 25 applied to the turbine 2 of the variable capacity supercharger 1 will be described with reference to FIGS. 1 and 2.
  • the terms “axial direction”, “radial direction”, “circumferential direction” and the like mean the rotational axis H direction, the rotational radial direction, and the rotational circumferential direction of the turbine impeller 6, respectively.
  • the side close to the turbine 2 may be simply referred to as “turbine side”
  • the side close to the compressor 3 may be simply referred to as “compressor side”.
  • the variable nozzle unit 25 includes a plurality of (11 in the illustrated example) variable nozzle blades 23, and a first nozzle ring 31 and a second nozzle ring 32 that sandwich the variable nozzle blades 23 in the axial direction. Yes.
  • the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 each have a ring shape with the rotation axis H as the center, and are arranged so as to surround the turbine impeller 6 in the circumferential direction.
  • a region sandwiched between the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 constitutes the gas inflow path 21 described above.
  • the second nozzle ring 32 faces the scroll channel 16 (see FIG. 1), and the second nozzle ring 32 forms a part of the inner wall of the scroll channel 16.
  • a rotation shaft 23a of each variable nozzle blade 23 is rotatably inserted in the bearing hole 31a of the first nozzle ring 31.
  • the first nozzle ring 31 pivotally supports each variable nozzle blade 23 in a cantilever manner. Yes.
  • the variable nozzle blades 23 are arranged at equal intervals on the circumference, but it is not essential to arrange the variable nozzle blades 23 at equal intervals.
  • FIG. 2 also shows the rotational direction D of the turbine impeller 6.
  • an annular plate-shaped support ring 41 is fixed to the compressor side of the first nozzle ring 31, and further, a ring-shaped drive ring support member 43 is formed on the compressor side of the support ring 41. Is fixed.
  • Each of the first nozzle ring 31, the second nozzle ring 32, the support ring 41, and the drive ring support member 43 is provided with a plurality (three in the illustrated example) of pin holes 35 a.
  • the first nozzle ring 31, the second nozzle ring 32, the support ring 41, and the drive ring support member 43 are connected to each other by inserting the connection pin 35 into each pin hole 35 a.
  • the support ring 41 and the drive ring support member 43 are co-caulked with respect to the first nozzle ring 31 by the compressor side portion of the connecting pin 35.
  • two flange portions for positioning the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 are provided at a portion of the connecting pin 35 on the turbine side.
  • the dimensional accuracy in the axial direction of the gas inflow passage 21 is ensured by producing the dimension between the two flange portions with high accuracy.
  • the driving ring 28 is a member that transmits a driving force to the variable nozzle blade 23 that is input from the outside, and is formed of, for example, a metal material.
  • the drive ring 28 has a ring shape extending on the circumference around the rotation axis H, and rotates around the rotation axis H in response to an external driving force.
  • the levers 29 are respectively attached to the rotation shafts 23a of the variable nozzle blades 23, and are arranged at equal intervals on the circumference inside the drive ring 28.
  • variable nozzle unit 25 a portion including the first nozzle ring 31, the second nozzle ring 32, the support ring 41, and the connecting pin 35 is fixed to the turbine housing 4 and rotates a plurality of variable nozzle blades 23. It is pivotally supported.
  • variable nozzle unit 25 and the variable nozzle blade 23 will be described in more detail with reference to FIG.
  • the plurality of variable nozzle blades 23 are the same and have the same size and shape.
  • side clearances are formed in order to ensure the reliability of the rotation operation. That is, as shown in FIG. 7, a hub-side clearance CL ⁇ b> 1 can be formed between the hub wall surface 31 b of the first nozzle ring 31 and the hub end surface 54 of the variable nozzle blade 23.
  • a shroud-side clearance CL ⁇ b> 2 can be formed between the shroud wall surface 32 b of the second nozzle ring 32 and the shroud end surface 53 of the variable nozzle blade 23. From the viewpoint of improving the turbine efficiency described above, it is desirable to make the shroud side clearance CL2 smaller than the hub side clearance CL1. Therefore, the shroud side clearance CL2 is desirably zero (there is no shroud side clearance CL2) during the operation of the variable displacement supercharger 1 (see FIG. 6).
  • variable nozzle unit 25 the force (thrust force) applied to the variable nozzle blade 23 in the axial direction is taken into consideration by devising the three-dimensional shape of the variable nozzle blade 23, whereby the axis of the variable nozzle blade 23 is considered.
  • the position of the direction can be easily adjusted. That is, the three-dimensional shape of the variable nozzle blade 23 is determined so that the balance of the various forces F1 to F4 shown in FIG. 7 is in a desired state.
  • variable nozzle blade 23 includes a front edge 51 located on the upstream side with respect to the gas flow in the gas inflow passage 21 and a rear edge 52 located on the downstream side. Including.
  • the variable nozzle blade 23 has a flat hub end surface 54 that faces the hub wall surface 31 b that is the turbine side surface of the first nozzle ring 31 and a flat surface that faces the shroud wall surface 32 b that is the compressor side surface of the second nozzle ring 32. And a shroud end face 53.
  • the hub end surface 54 and the shroud end surface 53 connect the front edge 51 and the rear edge 52 and are respectively disposed so as to be orthogonal to the rotation axis H (that is, the rotation axis L).
  • Hub end surface 54 and shroud end surface 53 have, for example, equal size and shape and are therefore congruent.
  • the hub end surface 54 and the shroud end surface 53 are not necessarily congruent.
  • the variable nozzle blade 23 includes an inner blade surface 56 facing the radially inner side S1 and an outer blade surface 57 facing the radially outer side S2.
  • the inner wing surface 56 faces the radially inner side S1 and is curved in a concave shape.
  • the outer wing surface 57 faces the radially outer side S2 and is curved in a convex shape.
  • the inner blade surface 56 and the outer blade surface 57 connect the front edge 51 and the rear edge 52, and connect the shroud end surface 53 and the hub end surface 54.
  • the hub end surface 54 protrudes radially outward from the shroud end surface 53 on the front edge 51 side from the central portion between the front edge 51 and the rear edge 52.
  • the hub end surface 54 protrudes from the center portion to the radially outer side S2 on the front edge 51 side with respect to the shroud end surface 53 ( Is out of alignment).
  • the hub end surface 54 protrudes radially inward from the shroud end surface 53 on the rear edge 52 side.
  • the front end 54a of the hub end surface 54 is located on the radially outer side S2 of the front end 53a of the shroud end surface 53.
  • the inner edge 54c and the outer edge 54d of the hub end surface 54 are located on the front edge 51 side from the above-mentioned central portion, respectively, on the radially outer side S2 than the inner edge 53c and the outer edge 53d of the shroud end surface 53.
  • the rear end 54b of the hub end surface 54 is located on the radially inner side S1 with respect to the rear end 53b of the shroud end surface 53.
  • the rear end 55b of the midspan portion 55 is located between the rear end 53b of the shroud end surface 53 and the rear end 54b of the hub end surface 54.
  • the inner edge 54c and the outer edge 54d of the hub end face 54 are located on the rear edge 52 side, respectively, on the radially inner side S1 than the inner edge 53c and the outer edge 53d of the shroud end face 53.
  • the hub end face 54 slightly protrudes radially inward S1. A very small part on the rear edge 52 side of the hub end surface 54 protrudes to the radially inner side S1. On the other hand, the hub end surface 54 protrudes relatively large on the radially outer side S2.
  • the outer area Aout which is the area where the hub end face 54 protrudes to the radially outer side S2, is larger than the inner area Ain, which is the area where the hub end face 54 protrudes to the radially inner side S1.
  • variable nozzle blade 23 is twisted in the region between the trailing edge 52 and the rotational axis L, excluding both the trailing edge 52 and the rotational axis L.
  • the variable nozzle blade 23 is configured to be twisted around the twist center X.
  • the twist center X is, for example, a twist axis parallel to the rotation axis L.
  • the twist center X is located at an intermediate portion between the trailing edge 52 and the rotation axis L.
  • the twist center X is located in the region of 60 to 95% from the front edge 51 with reference to the distance between the front edge 51 and the rear edge 52 (ie, 100%).
  • the twist center X may be located in a region 70 to 85% from the front edge 51 on the basis of the distance between the front edge 51 and the rear edge 52.
  • the twist center X is provided at a position 80% from the front edge 51 on the camber line C, for example.
  • the twist center X may be provided in a region 70 to 85% from the front edge 51 on the camber line C. It is not essential that the twist center X is provided on the camber line C.
  • the twist center X may be provided at a position shifted from the camber line C.
  • the twist angle ⁇ between the hub end surface 54 and the shroud end surface 53 is set to 1.0 to 5.0 °, for example.
  • the twist angle ⁇ is, for example, a virtual line Y connecting the front end 53 a and the rear end 53 b on the shroud end surface 53 and a virtual line connecting the front end 54 a and the rear end 54 b on the hub end surface 54.
  • the shroud end surface 53 may be rotated 0.5 to 2.5 ° radially inward S1 (the direction in which the variable nozzle blade 23 closes, clockwise in FIG. 5A).
  • the rotation angle in each direction with reference to the midspan portion 55 corresponds to half of the twist angle ⁇ ( ⁇ / 2).
  • the twist angle ⁇ may be 2.0 to 3.0 ° from the viewpoint of further improving the turbine efficiency.
  • a line segment connecting a pair of corresponding points on the shroud end surface 53 and the hub end surface 54 is inclined with respect to the rotation axis L with the above rotation.
  • the leading edge 51, the trailing edge 52, the inner blade surface 56, and the outer blade surface 57 can be formed by an infinite number of inclined line segments.
  • the shroud end surface 53 and the hub end surface 54 are parallel to each other. Further, the hub-side front end 54a located on the far side protrudes in the radial direction D2 (radially outside) than the shroud-side front end 53a located on the near side. The hub side rear end 54b located on the near side slightly protrudes in the radial direction D2 than the shroud side rear end 53b located on the far side. A line segment connecting the shroud-side front end 53a and the hub-side front end 54a and a line segment connecting the shroud-side rear end 53b and the hub-side rear end 54b are all inclined in the same direction with respect to the axial direction D1.
  • variable nozzle blade 23 forms an asymmetric trapezoid.
  • the blade portion 6a of the turbine impeller 6 is also shown.
  • FIG. 7 is a diagram schematically showing various forces applied to the variable nozzle blade 23.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the position of the twist center X and the projected area ratio.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the position of the twist center X and the thrust load ratio. As shown in FIG. 7, several forces can be assumed as the force acting on the variable nozzle blade 23.
  • FIG. 7 also shows the gas flow FL.
  • the projected area ratio with respect to the outer area Aout is a ratio of each outer area Aout to the maximum value of the outer area Aout when the twist center X is moved from the front edge 51 to the rear edge 52.
  • the projected area ratio regarding the inner area Ain is the ratio of each inner area Ain to the maximum value of the inner area Ain when the twist center X is moved from the front edge 51 to the rear edge 52. As shown in FIG. 8, the projected area ratio is determined when the twist center X is located approximately in the middle (near 0.5) between the leading edge 51 (L / E) and the trailing edge 52 (T / E). Will be equal.
  • the thrust load ratio is the ratio of the thrust load when the twist center X is moved from the leading edge 51 to the trailing edge 52 with respect to the two-dimensional blade (variable nozzle blade without twist). Specifically, it is the ratio of the difference obtained by subtracting the thrust load of the two-dimensional blade from the thrust load of the three-dimensional blade with respect to the thrust load of the two-dimensional blade. Therefore, in the figure, the intersection of the line and the graph whose vertical axis is set to 0.00 means that the thrust load of the three-dimensional blade is equal to the thrust load of the two-dimensional blade. This intersection point corresponds to the case where the twist center X is located approximately in the middle (near 0.55) between the leading edge 51 (L / E) and the trailing edge 52 (T / E). The thrust load is positive in the direction from the hub side toward the shroud side.
  • variable nozzle unit 25 of the present embodiment the fourth force F4 from the link chamber 45 is large, so that the variable nozzle blade 23 is likely to approach the hub wall surface 31b based on the above correlation.
  • the variable nozzle blade 23 can be moved closer to the shroud wall surface 32b. That is, even if the twist center X is 70 to 85% from the front edge 51, more specifically 60 to 95%, the variable nozzle blade 23 can be brought closer to the shroud wall 32b. Note that the above-described concept does not change even when the variable nozzle blade 23 is provided with the flange 23c or when the flange 23c is not provided.
  • variable nozzle blades 23 and the variable nozzle unit 25 including the variable nozzle blades 23 when the variable displacement supercharger 1 is in operation, when the engine speed is high and the exhaust gas flow rate is high, When the variable nozzle blade 23 is rotated in synchronization with the opening direction, the gas passage area (throat area) of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 6 is increased. As a result, a lot of exhaust gas is supplied.
  • the plurality of variable nozzle blades 23 are rotated synchronously in the closing direction, so that the exhaust gas supplied to the turbine impeller 6 is reduced.
  • the gas passage area (throat area) is reduced. As a result, the flow rate of the exhaust gas is increased, and the work amount of the turbine impeller 6 is ensured. Thereby, the rotational force by the turbine impeller 6 is generated stably.
  • variable nozzle blade 23 is twisted around the twist center X located between the trailing edge 52 and the rotation axis L.
  • the hub end surface 54 protrudes radially outward S2 from the shroud end surface 53 on the front edge 51 side, while the hub end surface 54 extends more radially than the shroud end surface 53 on the rear edge 52 side. It protrudes to the inside S1.
  • the protrusion of the hub end surface 54 to the radially inner side S1 reduces the area of the hub end surface 54 protruding to the radially outer side S2 (see the outer area Aout in FIG. 4).
  • the thrust force that can act on the radially outer side S2 (high pressure side) of the variable nozzle blade 23, that is, the thrust force that tries to press against the hub wall surface 31b side is reduced.
  • the variable nozzle blade 23 can be easily moved closer to the shroud wall surface 32b (see FIG. 6).
  • the position adjustment of the variable nozzle blade 23 in the axial direction D1 in the gas inflow path 21 is easier than the conventional variable nozzle blade described in Patent Document 1.
  • the hub end surface 54 protrudes radially outward S2 on the front edge 51 side, the distance between the blades on the front edge 51 side of the hub end surface 54 is large. Thereby, the improvement of turbine efficiency is also aimed at. In particular, the turbine efficiency is improved in a state where the gas flow path area is reduced.
  • variable nozzle blade 23 is close to the shroud wall surface 32b, and the shroud side clearance CL2 can be made zero. That is, the shroud end surface 53 of the variable nozzle blade 23 can abut on the shroud wall surface 32b. As a result, the clearance flow on the shroud wall surface 32b side is reduced, and the turbine performance is reliably and sufficiently enhanced.
  • twist angle ⁇ is set to 1.0 to 5.0 °, the effect of improving the turbine efficiency and the effect of reducing the thrust force described above can be appropriately exhibited.
  • the outer area Aout is larger than the inner area Ain, the distance between the blades on the front edge 51 side of the hub end surface 54 is increased between the two adjacent variable nozzle blades 23 and 23 (see FIG. 2), and the shroud wall surface 32b side. Clearance flow is reduced. Therefore, the effect of improving the turbine efficiency is exhibited.
  • the twist center X By disposing the twist center X in a region 70 to 85% from the front edge 51, the protruding area (outer area Aout) of the hub end surface 54 to the radially outer side S2 and the protruding area (inner area) to the radially inner side S1 A more appropriate balance is realized in relation to Ain). Therefore, the effect of improving the turbine efficiency and the effect of reducing the thrust force described above can be appropriately exhibited.
  • variable nozzle blade 100 cannot obtain the above-described effects. That is, in the variable nozzle blade 100, as a result of examining a preferable configuration in consideration of the turbine efficiency, the position of the twist center X is set to the trailing edge 102. The shroud end surface 103 and the hub end surface 104 are rotated around the twist center X with respect to the midspan portion 105. Therefore, the hub end surface 104 protrudes from the shroud end surface 103 toward the radially outer side S2 over the entire region from the rear end 104b to the front end 104a.
  • the rear end 103b of the shroud end surface 103 and the rear end 104b of the hub end surface 104 coincide with each other.
  • the deflection width of the hub end surface 104 is large.
  • the front end 104a of the hub end surface 104 protrudes to the outside in the radial direction S2 to be larger than the front end 103a of the shroud end surface 103.
  • a thrust force in a direction of pressing against the hub wall surface 31b acts greatly, and the variable nozzle blade 100 is applied to the shroud wall surface 32b. It is difficult to get close.
  • the radially outer side S2 of the leading edge 101 of the variable nozzle blade 100 is high pressure, and the radially inner side S1 is low because the flow path is narrowed. That is, in order to increase the flow, the pressure is converted into velocity energy and becomes a low pressure. Thereby, the leakage flow through the nozzle side clearance portion increases from the radially outer side S2 toward the radially inner side S1, and the mixing loss with respect to the main flow increases. At the same time, the impeller inflow angle increases, and the performance may be reduced due to an increase in the incidence loss. That is, the flow angle increases due to a decrease in the main mass flow rate. In particular, when the shroud side clearance CL2 increases, the leakage flow passing through the nozzle side flows into the tip clearance, and the tip clearance loss can increase.
  • the twist center X is set to the rotation axis L.
  • the shroud end surface 203 and the hub end surface 204 are rotated around the twist center X with respect to the midspan portion 205. Therefore, the hub end surface 204 protrudes on the radially outer side S2 side from the shroud end surface 203 on the front edge 201 side.
  • the front end 204a of the hub end surface 204 protrudes outward in the radial direction S2 from the front end 203a of the shroud end surface 203.
  • the front end 205a of the midspan part 205 is located between these.
  • the hub end surface 204 protrudes more radially inward from the shroud end surface 203 on the rear edge 202 side.
  • the rear end 204b of the hub end surface 204 protrudes radially inward from the rear end 203b of the shroud end surface 203.
  • the rear end 205b of the midspan part 205 is located between these.
  • the runout width of the hub end surface 204 is uniform on the front edge 201 side and the rear edge 202 side. Therefore, the protrusion of the hub end surface 204 to the radially outer side S2 is limited, and the inter-blade distance on the hub wall surface 31b side cannot be increased. Therefore, the turbine efficiency is not sufficiently improved.
  • variable nozzle blade 23 and the variable nozzle unit 25 As described above, in the variable nozzle blade 23 and the variable nozzle unit 25 according to the embodiment of the present disclosure, the position of the twist center X is set in a specific range that has not been conventionally obtained, thereby improving turbine efficiency.
  • the holding of the variable nozzle blade 23 to the shroud wall surface 32b is compatible.
  • the variable nozzle unit 25 exhibits an advantage over the variable nozzle blades 100 and 200 described above.
  • the embodiments of the present disclosure have been described above, but the present invention is not limited to the above embodiments.
  • the above-described configuration may not be adopted for all the variable nozzle blades 23.
  • the configuration according to the above embodiment may be adopted for some (one or more) of the variable nozzle blades 23 among the plurality of variable nozzle blades 23.
  • variable nozzle blade 23 is not limited to being cantilevered and can be pivotally supported by both ends.
  • the second nozzle ring 32 is also provided with a bearing hole, and a rotation shaft provided on the variable nozzle blade 23 is rotatably inserted into the bearing hole.
  • the second flow path wall surface may be formed by the turbine housing 4. That is, the second nozzle ring 32 may be omitted.
  • the variable nozzle blade 23 is attached to the first nozzle ring 31 and faces the second flow path wall surface which is a part of the turbine housing 4.
  • variable nozzle blade can be easily approached to the shroud side.

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Abstract

可変ノズルユニットは、ハブ壁面およびシュラウド壁面の間に配置され、ガス流入路内でタービン翼車の回転軸線に平行な回動軸線周りに回動可能な可変ノズル翼を備える。可変ノズル翼は、前縁と、後縁と、ハブ壁面に対面するハブ端面と、シュラウド壁面に対面するシュラウド端面と、を含む。可変ノズル翼は、ハブ端面が前縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向外側にはみ出すと共に、ハブ端面が後縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向内側にはみ出すように、後縁と回動軸線との間に位置するひねり中心周りでひねられて構成される。

Description

可変ノズルユニットおよび過給機
　本開示は、可変ノズルユニットおよび過給機に関する。
　従来、特許文献１および２に記載されるように、タービン翼車へ流入するガスの流路面積（スロート面積）を可変とするための可変ノズル翼が知られている。可変ノズル翼は、タービン翼車の回転軸線に平行な軸線周りに回動可能である。可変ノズル翼の回動によって、ガスの流路面積が変更され得る。
　特許文献１に記載の可変ノズル翼は、シュラウド側がハブ側よりも径方向内側へせり出すように、後縁を中心として捻られて構成されている。これにより、サイドクリアランスフローが低減され、タービン翼車の入口側におけるエネルギー損失の領域が低減される。特許文献２に記載の可変ノズル翼は、コード長方向に傾けられ（sweep）、反り方向に傾けられ（lean）、さらに、可変ノズル翼の回動軸線を中心にねじられた（twist）形状をなしている。
特開２０１５－１４２５２号公報 米国特許出願公開第２０１１／０３１４８０８号明細書
　上記の特許文献１に記載の可変ノズル翼では、後縁を中心に捻られた３次元形状を採用することにより、可変ノズル翼をシュラウド側に寄せ、シュラウド側のサイドクリアランスをハブ側のサイドクリアランスよりも小さくしている。これにより、シュラウド側のクリアランスフローを低減し、可変容量型過給機のタービン効率の向上を図っている。しかしながら、この可変ノズル翼では、可変ノズル翼に対してハブ側に押し付けようとするスラスト力がかかり得る。このスラスト力が、可変ノズル翼をシュラウド側へ寄せることを困難にしている。特許文献２に記載の可変ノズル翼では、翼面形状が検討されており、クリアランスフローの低減については言及がない。
　本開示は、可変ノズル翼をシュラウド側へ容易に近寄らせることができる可変ノズルユニットおよび過給機を説明する。
　本開示の一態様に係る可変ノズルユニットは、スクロール流路からタービン翼車へ流入するガスを通過させるガス流入路と、タービン翼車の回転軸線方向に互いに対面しガス流入路を形成するハブ壁面およびシュラウド壁面と、を備えるタービンに用いられる可変ノズルユニットであって、ハブ壁面およびシュラウド壁面の間に配置され、ガス流入路内でタービン翼車の回転軸線に平行な回動軸線周りに回動可能な可変ノズル翼を備え、可変ノズル翼は、前縁と、後縁と、ハブ壁面に対面するハブ端面と、シュラウド壁面に対面するシュラウド端面と、を含み、可変ノズル翼は、ハブ端面が前縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向外側にはみ出すと共に、ハブ端面が後縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向内側にはみ出すように、後縁と回動軸線との間に位置するひねり中心周りでひねられて構成される。
　本開示の一態様によれば、可変ノズル翼をシュラウド側へ容易に近寄らせることができる。
図１は、本開示の一実施形態に係る過給機の断面図である。 図２は、可変ノズルユニットを回転軸線に垂直な面で切断した断面図である。 図３の（ａ）～図３の（ｆ）は、可変ノズル翼の６面図である。 図４は、可変ノズル翼のシュラウド端面とハブ端面との位置ずれの関係を模式的に示す図である。 図５の（ａ）は可変ノズル翼をシュラウド端面側から見て示す図であり、図５の（ｂ）は後縁付近における図５の（ａ）の部分拡大図である。 図６は、可変ノズル翼の子午面形状を示す図である。 図７は、可変ノズル翼にかかる各種の力を模式的に示す図である。 図８は、ひねり中心の位置と投影面積比との関係を示す図である。 図９は、ひねり中心の位置とスラスト荷重比との関係を示す図である。 図１０の（ａ）は比較例に係る可変ノズル翼をシュラウド端面側から見て示す図であり、図１０の（ｂ）は後縁付近における図１０の（ａ）の部分拡大図である。 図１１の（ａ）は比較例に係る可変ノズル翼をシュラウド端面側から見て示す図であり、図１１の（ｂ）は前縁付近における図１１の（ａ）の部分拡大図であり、図１１の（ｃ）は後縁付近における図１１の（ａ）の部分拡大図である。
　本開示の一態様に係る可変ノズルユニットは、スクロール流路からタービン翼車へ流入するガスを通過させるガス流入路と、タービン翼車の回転軸線方向に互いに対面しガス流入路を形成するハブ壁面およびシュラウド壁面と、を備えるタービンに用いられる可変ノズルユニットであって、ハブ壁面およびシュラウド壁面の間に配置され、ガス流入路内でタービン翼車の回転軸線に平行な回動軸線周りに回動可能な可変ノズル翼を備え、可変ノズル翼は、前縁と、後縁と、ハブ壁面に対面するハブ端面と、シュラウド壁面に対面するシュラウド端面と、を含み、可変ノズル翼は、ハブ端面が前縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向外側にはみ出すと共に、ハブ端面が後縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向内側にはみ出すように、後縁と回動軸線との間に位置するひねり中心周りでひねられて構成される。
　この可変ノズルユニットでは、可変ノズル翼は、後縁と回動軸線との間に位置するひねり中心周りでひねられている。このようなひねり中心の配置により、ハブ端面が前縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向外側にはみ出し、一方で、ハブ端面が後縁側においてシュラウド端面よりも回転軸線の径方向内側にはみ出す。このハブ端面の径方向内側へのはみ出しにより、ハブ端面の径方向外側へのはみ出し面積が低減されている。これにより、可変ノズル翼の径方向外側（高圧側）で作用し得るスラスト力、すなわちハブ側へ押し付けようとするスラスト力が低減されている。ハブ側へのスラスト力の低減により、可変ノズル翼をシュラウド側へ容易に近寄らせることができる。その結果として、特許文献１に記載の可変ノズル翼に比して、ガス流入路内での可変ノズル翼の軸方向の位置調整が容易になっている。
　いくつかの態様において、ハブ端面とシュラウド端面との間のひねり角は１．０～５．０°に設定されている。この場合、タービン効率の向上効果と、上記したスラスト力の低減効果とが適切に発揮され得る。
　いくつかの態様において、ハブ端面がシュラウド端面よりも径方向外側にはみ出す外側面積は、ハブ端面がシュラウド端面よりも径方向内側にはみ出す内側面積よりも大きい。この場合、隣り合う２枚の可変ノズル翼において、ハブ端面の前縁側の翼間距離が大きくなり、シュラウド側のクリアランスフローが低減され得る。よって、タービン効率の向上効果が奏される。
　いくつかの態様において、ひねり中心は、前縁と後縁との間の距離を基準として、前縁から７０～８５％の領域に位置する。前縁から７０～８５％の領域に、ひねり中心を配置することにより、ハブ端面の径方向外側へのはみ出し面積と径方向内側へのはみ出し面積との関係において、より適切なバランスが実現される。よって、タービン効率の向上効果と、上記したスラスト力の低減効果とが適切に発揮され得る。
　タービンに設けられた上記のいずれかの可変ノズルユニットを備えた過給機によれば、タービン性能が高められる。
　以下、図面を参照しながら、本開示の可変容量型過給機の実施形態について説明する。なお、各図面においては、構成要素の特徴を誇張して描写する場合があるため、図面上の各部位の寸法比は必ずしも実物とは一致しない。
　図１に示される可変容量型過給機１は、例えば、船舶や車両の内燃機関に適用されるものである。図１に示されるように、可変容量型過給機１は、タービン２とコンプレッサ３とを備えている。タービン２は、タービンハウジング４と、タービンハウジング４に収納されたタービン翼車６と、を備えている。タービンハウジング４は、タービン翼車６の周囲において周方向に延びるスクロール流路１６を有している。コンプレッサ３は、コンプレッサハウジング５と、コンプレッサハウジング５に収納されたコンプレッサ翼車７と、を備えている。コンプレッサハウジング５は、コンプレッサ翼車７の周囲において周方向に延びるスクロール流路１７を有している。
　タービン翼車６は回転軸１４の一端に設けられている。コンプレッサ翼車７は回転軸１４の他端に設けられている。タービンハウジング４とコンプレッサハウジング５との間には、軸受ハウジング１３が設けられている。回転軸１４は、軸受１５を介して軸受ハウジング１３に回転可能に支持されており、回転軸１４、タービン翼車６およびコンプレッサ翼車７が一体の回転体１２として回転軸線Ｈ周りに回転する。
　タービンハウジング４には、排気ガス流入口（図示せず）および排気ガス流出口１０が設けられている。内燃機関（図示せず）から排出された排気ガスが、排気ガス流入口を通じてタービンハウジング４内に流入し、スクロール流路１６を通じてタービン翼車６に流入し、タービン翼車６を回転させる。その後、排気ガスは、排気ガス流出口１０を通じてタービンハウジング４外に流出する。
　コンプレッサハウジング５には、吸入口９および吐出口（図示せず）が設けられている。上記のようにタービン翼車６が回転すると、回転軸１４を介してコンプレッサ翼車７が回転する。回転するコンプレッサ翼車７は、吸入口９を通じて外部の空気を吸入し、圧縮して、スクロール流路１７を通じて吐出口から吐出する。吐出口から吐出された圧縮空気は、前述の内燃機関に供給される。
　続いて、タービン２について更に詳細に説明する。タービン２は可変容量型タービンであり、スクロール流路１６とタービン翼車６とを接続するガス流入路２１には、複数の可変ノズル翼２３が設けられている。複数の可変ノズル翼２３が回転軸線Ｈを中心とする円周上に配置されており、各々の可変ノズル翼２３は回転軸線Ｈに平行な回動軸線Ｌ（図５の（ａ）参照）周りに回動する。ガス流入路２１は、スクロール流路１６からタービン翼車６に流入するガスを通過させる。上記のように可変ノズル翼２３が回動することで、タービン２に導入される排気ガスの流量に応じてガス流路の断面積（スロート面積）が最適に調整される。
　上記のように可変ノズル翼２３を回動させるための駆動機構として、タービン２は可変ノズルユニット２５を備えている。可変ノズルユニット２５は、タービンハウジング４の内側に嵌め込まれており、タービンハウジング４と軸受ハウジング１３とで挟み込まれて固定される。
　以下、図１および図２を参照しながら、可変容量型過給機１のタービン２に適用された可変ノズルユニット２５について説明する。以下の説明において、単に「軸線方向」、「径方向」、「周方向」等と言うときには、それぞれ、タービン翼車６の回転軸線Ｈ方向、回転径方向、回転周方向を意味するものとする。また、回転軸線Ｈ方向において、タービン２に近い側を単に「タービン側」と言い、コンプレッサ３に近い側を単に「コンプレッサ側」と言う場合がある。
　可変ノズルユニット２５は、上記の複数（図の例では１１個）の可変ノズル翼２３と、可変ノズル翼２３を軸線方向に挟む第１ノズルリング３１および第２ノズルリング３２と、を有している。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２とは、それぞれ回転軸線Ｈを中心とするリング状を成しており、タービン翼車６を周方向に囲むように配置されている。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２とで挟まれた領域が前述のガス流入路２１を構成する。第２ノズルリング３２はスクロール流路１６（図１参照）に面しており、第２ノズルリング３２がスクロール流路１６の内壁の一部を形成している。第１ノズルリング３１の軸受孔３１ａには、各可変ノズル翼２３の回動軸２３ａが回転可能に挿通されており、第１ノズルリング３１は各可変ノズル翼２３を片持ちで軸支している。なお、図の例では、可変ノズル翼２３は円周上に等間隔に配置されているが、可変ノズル翼２３を等間隔に配置することは必須ではない。図２には、タービン翼車６の回転方向Ｄが併せて示されている。
　図１に示されるように、第１ノズルリング３１のコンプレッサ側には、円環板状のサポートリング４１が固定され、更にサポートリング４１のコンプレッサ側には、リング状をなす駆動リングサポート部材４３が固定されている。第１ノズルリング３１、第２ノズルリング３２、サポートリング４１および駆動リングサポート部材４３には、それぞれ複数（図の例では３つ）ずつのピン孔３５ａが設けられている。これらの各ピン孔３５ａに連結ピン３５が挿通されることで、第１ノズルリング３１、第２ノズルリング３２、サポートリング４１および駆動リングサポート部材４３が互いに連結される。
　なお、サポートリング４１および駆動リングサポート部材４３は、連結ピン３５のコンプレッサ側の部分により、第１ノズルリング３１に対して共カシメされる。また、連結ピン３５のタービン側の部分には、第１ノズルリング３１および第２ノズルリング３２をそれぞれ位置決めするための２つの鍔部が設けられている。２つの鍔部の間の寸法が高精度に作製されることで、ガス流入路２１の軸線方向の寸法精度が確保されている。駆動リングサポート部材４３に駆動リング２８が取り付けられることで、駆動リング２８が回転軸線Ｈ周りで回動可能に支持される。サポートリング４１の外周部分が、タービンハウジング４と軸受ハウジング１３とで軸線方向に挟み込まれることにより、可変ノズルユニット２５全体がタービンハウジング４および軸受ハウジング１３によって保持される。
　駆動リング２８は、外部から入力される可変ノズル翼２３への駆動力を伝達する部材であり、例えば金属材料により一部材で形成されている。駆動リング２８は、回転軸線Ｈを中心とする円周上に延在するリング状をなしており、外部からの駆動力を受けて回転軸線Ｈ周りに回動する。レバー２９は各可変ノズル翼２３の回動軸２３ａにそれぞれ取り付けられ、駆動リング２８の内側で円周上に等間隔に配置されている。
　このような可変ノズルユニット２５のうち、第１ノズルリング３１、第２ノズルリング３２、サポートリング４１、および連結ピン３５からなる部分が、タービンハウジング４に固定され複数の可変ノズル翼２３を回動可能に軸支している。
　図２以降の図面を参照しながら、可変ノズルユニット２５および可変ノズル翼２３についてより詳しく説明する。複数の可変ノズル翼２３は、同一であり、等しい大きさおよび形状を有する。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２との間に配置された複数の可変ノズル翼２３において、回動動作の信頼性を確保するため、サイドクリアランスが形成される。すなわち、図７に示されるように、第１ノズルリング３１のハブ壁面３１ｂと可変ノズル翼２３のハブ端面５４との間には、ハブ側クリアランスＣＬ１が形成され得る。第２ノズルリング３２のシュラウド壁面３２ｂと可変ノズル翼２３のシュラウド端面５３との間には、シュラウド側クリアランスＣＬ２が形成され得る。上述したタービン効率の向上の観点から、シュラウド側クリアランスＣＬ２をハブ側クリアランスＣＬ１よりも小さくすることが望ましい。よって、シュラウド側クリアランスＣＬ２は、可変容量型過給機１の運転中において、零（シュラウド側クリアランスＣＬ２が無い）になることが望ましい（図６参照）。
　可変ノズルユニット２５では、可変ノズル翼２３の３次元形状を工夫することにより、可変ノズル翼２３に対して軸方向にかかる力（スラスト力）が考慮されており、それによって可変ノズル翼２３の軸方向の位置が容易に調整され得る。すなわち、図７に示される各種の力Ｆ１～Ｆ４のバランスが所望の状態となるよう、可変ノズル翼２３の３次元形状が決定されている。
　図２、図３、および図４に示されるように、可変ノズル翼２３は、ガス流入路２１におけるガスの流れを基準として上流側に位置する前縁５１と、下流側に位置する後縁５２とを含む。可変ノズル翼２３は、第１ノズルリング３１のタービン側の面であるハブ壁面３１ｂに対面する平坦なハブ端面５４と、第２ノズルリング３２のコンプレッサ側の面であるシュラウド壁面３２ｂに対面する平坦なシュラウド端面５３とを含む。ハブ端面５４およびシュラウド端面５３は、前縁５１と後縁５２とを連結しており、回転軸線Ｈに（すなわち回動軸線Ｌに）直交するようにそれぞれ配置される。ハブ端面５４およびシュラウド端面５３は、たとえば、等しい大きさおよび形状を有しており、したがって合同である。なお、ハブ端面５４およびシュラウド端面５３が合同であることは必須ではない。
　可変ノズル翼２３は、径方向内側Ｓ１に面する内側翼面５６と、径方向外側Ｓ２に面する外側翼面５７とを含む。内側翼面５６は、径方向内側Ｓ１に対面しており、凹面状に湾曲する。外側翼面５７は、径方向外側Ｓ２に対面しており、凸面状に湾曲する。内側翼面５６および外側翼面５７は、前縁５１と後縁５２とを連結しており、シュラウド端面５３とハブ端面５４とを連結している。
　可変ノズル翼２３の３次元形状について詳しく説明する。図４に示されるように、ハブ端面５４は、前縁５１と後縁５２との間の中央部から前縁５１側において、シュラウド端面５３よりも径方向外側Ｓ２にはみ出している。言い換えれば、回動軸線Ｌ方向においてハブ端面５４をシュラウド端面５３に投影した場合に、ハブ端面５４は、シュラウド端面５３に対し、上記の中央部から前縁５１側において径方向外側Ｓ２にはみ出す（ずれている）。一方、ハブ端面５４は、後縁５２側において、シュラウド端面５３よりも径方向内側Ｓ１にはみ出している。言い換えれば、回動軸線Ｌ方向においてハブ端面５４をシュラウド端面５３に投影した場合に、ハブ端面５４は、シュラウド端面５３に対し、後縁５２側において径方向内側Ｓ１にはみ出す（ずれている）。
　可変ノズル翼２３を別の観点から説明すると、ハブ端面５４の前端５４ａは、シュラウド端面５３の前端５３ａよりも径方向外側Ｓ２に位置する。ハブ端面５４の内側縁５４ｃおよび外側縁５４ｄは、上記の中央部から前縁５１側において、シュラウド端面５３の内側縁５３ｃおよび外側縁５３ｄよりもそれぞれ径方向外側Ｓ２に位置する。一方、ハブ端面５４の後端５４ｂは、シュラウド端面５３の後端５３ｂよりも径方向内側Ｓ１に位置する。シュラウド端面５３の後端５３ｂとハブ端面５４の後端５４ｂとの間には、ミッドスパン部５５の後端５５ｂが位置する。ハブ端面５４の内側縁５４ｃおよび外側縁５４ｄは、後縁５２側において、シュラウド端面５３の内側縁５３ｃおよび外側縁５３ｄよりもそれぞれ径方向内側Ｓ１に位置する。
　ハブ端面５４は、径方向内側Ｓ１に、僅かにはみ出している。ハブ端面５４の後縁５２側のごく一部が、径方向内側Ｓ１にはみ出している。これに対し、ハブ端面５４は、径方向外側Ｓ２に、比較的大きくはみ出している。ハブ端面５４が径方向外側Ｓ２にはみ出す面積である外側面積Ａｏｕｔは、ハブ端面５４が径方向内側Ｓ１にはみ出す面積である内側面積Ａｉｎよりも大きい。
　図５の（ａ）に示されるように、可変ノズル翼２３は、後縁５２と回動軸線Ｌとの間であって、後縁５２および回動軸線Ｌの両方を除く領域に、ひねり中心Ｘを有する。可変ノズル翼２３は、このひねり中心Ｘ周りでひねられるように構成される。ひねり中心Ｘは、たとえば回動軸線Ｌに平行なひねり軸線（twist　axis）である。ひねり中心Ｘは、後縁５２と回動軸線Ｌとの中間部に位置する。
　より詳しくは、ひねり中心Ｘは、前縁５１と後縁５２との間の距離を基準（すなわち１００％）として、前縁５１から６０～９５％の領域に位置する。ひねり中心Ｘは、前縁５１と後縁５２との間の距離を基準として、前縁５１から７０～８５％の領域に位置してもよい。図５の（ｂ）に示されるように、ひねり中心Ｘは、たとえばキャンバーラインＣ上における前縁５１から８０％の位置に設けられている。ひねり中心Ｘは、キャンバーラインＣ上における前縁５１から７０～８５％の領域に設けられてもよい。ひねり中心ＸがキャンバーラインＣ上に設けられることは必須ではない。ひねり中心Ｘは、キャンバーラインＣからずれた位置に設けられてもよい。
　ハブ端面５４とシュラウド端面５３との間のひねり角θは、たとえば、１．０～５．０°に設定されている。図４に示されるように、ひねり角θは、たとえば、シュラウド端面５３における前端５３ａと後端５３ｂとを繋いだ仮想線Ｙと、ハブ端面５４における前端５４ａと後端５４ｂとを繋いだ仮想線Ｚとがなす角である。１．０～５．０°のひねり角θを設ける場合、たとえば、ミッドスパン部５５をベースとして、ハブ端面５４を径方向外側Ｓ２（可変ノズル翼２３が開く方向、図５の（ａ）における反時計回り）に０．５～２．５°回転させてもよい。ミッドスパン部５５をベースとして、シュラウド端面５３を径方向内側Ｓ１（可変ノズル翼２３が閉じる方向、図５の（ａ）における時計回り）に０．５～２．５°回転させてもよい。ミッドスパン部５５を基準とする各方向への回転角度は、ひねり角θの半分（θ／２）に相当する。ひねり角θは、タービン効率を更に高める観点から、２．０～３．０°であってもよい。シュラウド端面５３およびハブ端面５４の対応する一対の点を結ぶ線分は、上記の回転に伴い回動軸線Ｌに対して傾斜させられる。傾斜した無数の線分の集合により、前縁５１、後縁５２、内側翼面５６および外側翼面５７が形成され得る。
　図６に示されるように、可変ノズル翼２３の子午面形状において、シュラウド端面５３とハブ端面５４は平行である。また、手前側に位置するシュラウド側前端５３ａよりも、奥側に位置するハブ側前端５４ａの方が、半径方向Ｄ２（半径方向外側）に張り出す。奥側に位置するシュラウド側後端５３ｂよりも、手前側に位置するハブ側後端５４ｂの方が、僅かに半径方向Ｄ２に張り出す。シュラウド側前端５３ａとハブ側前端５４ａとを結ぶ線分、および、シュラウド側後端５３ｂとハブ側後端５４ｂとを結ぶ線分は、いずれも軸方向Ｄ１に対して同様の向きに傾斜する。ただし、後縁５２側の線分の傾きは、前縁５１側の線分の傾きよりも小さい。このように、可変ノズル翼２３の子午面形状は、非対称な台形をなす。なお、図６には、タービン翼車６の羽根部６ａも併せて示されている。
　続いて、図７、図８、および図９を参照して、可変ノズル翼２３の３次元形状の基となる考え方を説明する。図７は、可変ノズル翼２３にかかる各種の力を模式的に示す図である。図８は、ひねり中心Ｘの位置と投影面積比との関係を示す図である。図９は、ひねり中心Ｘの位置とスラスト荷重比との関係を示す図である。図７に示されるように、可変ノズル翼２３に作用する力として、いくつかの力が想定され得る。すなわち、ハブ端面５４にかかる第１の力Ｆ１、シュラウド端面５３にかかる第２の力Ｆ２、可変ノズル翼２３がシュラウド側の鍔２３ｃを含む場合に、その鍔２３ｃにかかる第３の力Ｆ３、および、第１ノズルリング３１の裏面側に形成されたリンク室４５（図１参照）からの第４の力Ｆ４が想定され得る。なお、図示されないが、内側翼面５６および外側翼面５７にかかる力も想定され得る。図７には、ガスの流れＦＬも併せて示されている。
　図８において、外側面積Ａｏｕｔに関する投影面積比は、ひねり中心Ｘを前縁５１から後縁５２まで移動させた場合における、外側面積Ａｏｕｔの最大値に対する各外側面積Ａｏｕｔの比である。内側面積Ａｉｎに関する投影面積比は、ひねり中心Ｘを前縁５１から後縁５２まで移動させた場合における、内側面積Ａｉｎの最大値に対する各内側面積Ａｉｎの比である。図８に示されるように、投影面積比は、ひねり中心Ｘが前縁５１（Ｌ／Ｅ）と後縁５２（Ｔ／Ｅ）との略中間（０．５付近）に位置する場合に、等しくなる。
　図８に示されるように、上記の投影面積比が等しくなる位置より、ひねり中心Ｘが後縁５２寄りであると、外側面積Ａｏｕｔに関する投影面積比が優勢となり、可変ノズル翼２３はハブ壁面３１ｂに近寄りやすくなる（図中の領域Ｒ１参照）。一方、上記の投影面積比が等しくなる位置より、ひねり中心Ｘが前縁５１寄りであると、内側面積Ａｉｎに関する投影面積比が優勢となり、可変ノズル翼２３はシュラウド壁面３２ｂに近寄りやすくなる（図中の領域Ｒ２参照）。
　図９において、スラスト荷重比は、２次元翼（ひねり無しの可変ノズル翼）に対する、ひねり中心Ｘを前縁５１から後縁５２まで移動させた場合におけるスラスト荷重の比である。詳細には、２次元翼のスラスト荷重に対する、３次元翼のスラスト荷重から２次元翼のスラスト荷重を差し引いた差分の比である。したがって、図中において、縦軸が０．００に設定されているラインとグラフの交点は、３次元翼のスラスト荷重が２次元翼のスラスト荷重に等しい点であることを意味する。この交点は、ひねり中心Ｘが前縁５１（Ｌ／Ｅ）と後縁５２（Ｔ／Ｅ）との略中間（０．５５付近）に位置する場合に相当する。なお、スラスト荷重は、ハブ側からシュラウド側に向かう方向を正としている。
　図９に示されるように、上記の交点より、ひねり中心Ｘが後縁５２寄りであると、スラスト荷重は２次元翼に比べて小さくなり、可変ノズル翼２３はハブ壁面３１ｂに近寄りやすくなる（図中の領域Ｒ１参照）。一方、上記の交点より、ひねり中心Ｘが前縁５１寄りであると、スラスト荷重は２次元翼に比べて大きくなり、可変ノズル翼２３はシュラウド壁面３２ｂに近寄りやすくなる（図中の領域Ｒ２参照）。
　本実施形態の可変ノズルユニット２５では、リンク室４５からの第４の力Ｆ４が大きいことにより、上記の相関に基づけば可変ノズル翼２３がハブ壁面３１ｂに近寄りやすいとされる領域Ｒ１であっても、可変ノズル翼２３をシュラウド壁面３２ｂに近寄らせることができる。すなわち、ひねり中心Ｘが前縁５１から７０～８５％の位置であっても、さらに言えば６０～９５％の位置であっても、可変ノズル翼２３をシュラウド壁面３２ｂに近寄らせることができる。なお、可変ノズル翼２３に鍔２３ｃが設けられる場合であっても、鍔２３ｃが設けられない場合であっても、上記の考え方は変わることがない。
　可変ノズル翼２３および可変ノズル翼２３を備えた可変ノズルユニット２５によれば、可変容量型過給機１の運転中、エンジンの回転数が高く、排気ガスの流量が多い場合には、複数の可変ノズル翼２３が開方向へ同期して回動させられることにより、タービン翼車６へ供給される排気ガスのガス流路面積（スロート面積）は大きくなる。この結果、多くの排気ガスが供給される。一方、エンジンの回転数が低く、排気ガスの流量が少ない場合には、複数の可変ノズル翼２３が閉方向へ同期して回動させられることにより、タービン翼車６へ供給される排気ガスのガス流路面積（スロート面積）は小さくなる。この結果、排気ガスの流速が高められ、タービン翼車６の仕事量が確保される。これにより、タービン翼車６による回転力が安定的に発生させられる。
　ここで、可変ノズル翼２３は、後縁５２と回動軸線Ｌとの間に位置するひねり中心Ｘ周りでひねられている。このようなひねり中心Ｘの配置により、ハブ端面５４が前縁５１側においてシュラウド端面５３よりも径方向外側Ｓ２にはみ出し、一方で、ハブ端面５４が後縁５２側においてシュラウド端面５３よりも径方向内側Ｓ１にはみ出す。このハブ端面５４の径方向内側Ｓ１へのはみ出しにより、ハブ端面５４の径方向外側Ｓ２へのはみ出し面積が低減されている（図４の外側面積Ａｏｕｔ参照）。これにより、可変ノズル翼２３の径方向外側Ｓ２（高圧側）で作用し得るスラスト力、すなわちハブ壁面３１ｂ側へ押し付けようとするスラスト力が低減されている。ハブ側へのスラスト力の低減により、可変ノズル翼２３をシュラウド壁面３２ｂ側へ容易に近寄らせることができる（図６参照）。その結果として、特許文献１に記載の従来の可変ノズル翼に比して、ガス流入路２１内での可変ノズル翼２３の軸方向Ｄ１の位置調整が容易になっている。しかも、ハブ端面５４が前縁５１側において径方向外側Ｓ２にはみ出しているため、ハブ端面５４の前縁５１側の翼間距離が大きくなっている。これにより、タービン効率の向上も図られている。特に、ガス流路面積が小さくなった状態において、タービン効率の向上が図られる。
　可変ノズルユニット２５を備えた可変容量型過給機１によれば、可変ノズル翼２３がシュラウド壁面３２ｂに近寄っており、シュラウド側クリアランスＣＬ２を零にすることができる。すなわち、可変ノズル翼２３のシュラウド端面５３は、シュラウド壁面３２ｂに当接し得る。これにより、シュラウド壁面３２ｂ側のクリアランスフローが低減され、タービン性能が確実かつ十分に高められている。
　ひねり角θが１．０～５．０°に設定されているため、タービン効率の向上効果と、上記したスラスト力の低減効果とが適切に発揮され得る。
　外側面積Ａｏｕｔは内側面積Ａｉｎよりも大きいため、隣り合う２枚の可変ノズル翼２３，２３において、ハブ端面５４の前縁５１側の翼間距離が大きくなり（図２参照）、シュラウド壁面３２ｂ側のクリアランスフローが低減される。よって、タービン効率の向上効果が奏される。
　前縁５１から７０～８５％の領域に、ひねり中心Ｘを配置することにより、ハブ端面５４の径方向外側Ｓ２へのはみ出し面積（外側面積Ａｏｕｔ）と径方向内側Ｓ１へのはみ出し面積（内側面積Ａｉｎ）との関係において、より適切なバランスが実現される。よって、タービン効率の向上効果と、上記したスラスト力の低減効果とが適切に発揮され得る。
　なお、図１０の（ａ）および図１０の（ｂ）に示される比較例に係る可変ノズル翼１００では、上記のような効果は得られない。すなわち、可変ノズル翼１００では、タービン効率を考慮の上で好ましい構成が検討された結果、ひねり中心Ｘの位置が後縁１０２に設定されている。ミッドスパン部１０５を基準として、ひねり中心Ｘ周りでシュラウド端面１０３およびハブ端面１０４を回転させている。よって、ハブ端面１０４は、後端１０４ｂから前端１０４ａに至る全域にわたって、シュラウド端面１０３よりも径方向外側Ｓ２側にはみ出ている。シュラウド端面１０３の後端１０３ｂと、ハブ端面１０４の後端１０４ｂとは、一致している。前縁１０１では、ハブ端面１０４の振れ幅が大きくなっている。つまり、ハブ端面１０４の前端１０４ａは、シュラウド端面１０３の前端１０３ａよりも、大きく径方向外側Ｓ２にはみ出している。このような可変ノズル翼１００では、ハブ端面１０４が高圧の径方向外側Ｓ２にせり出しているため、ハブ壁面３１ｂに押し付ける方向のスラスト力が大きく作用してしまい、可変ノズル翼１００をシュラウド壁面３２ｂに近寄らせるのが困難である。
　このことは、結局はタービン効率の低下につながり得る。すなわち、可変ノズル翼１００の前縁１０１の径方向外側Ｓ２は高圧となり、径方向内側Ｓ１は流路が狭まる部分のため低圧となる。つまり、流れを増速するため、圧力は速度エネルギーに変換され、低圧となる。これにより、径方向外側Ｓ２から径方向内側Ｓ１に向かって、ノズルサイドクリアランス部を通る漏れ流れが増加し、主流に対する混合損失が増加する。これとともに、インペラ流入角が増加し、インシデンスロスの増大により、性能が低下し得る。つまり、主流の質量流量の減少により、流れ角が増大する。特に、シュラウド側クリアランスＣＬ２が大きくなった場合、ノズルサイドを通る漏れ流れがチップクリアランスへ流入し、チップクリアランスロスが増大し得る。
　また、図１１の（ａ）～図１１の（ｃ）に示される比較例に係る可変ノズル翼２００でも、上記のような効果は得られない。すなわち、可変ノズル翼２００では、ひねり中心Ｘが回動軸線Ｌに設定されている。ミッドスパン部２０５を基準として、ひねり中心Ｘ周りでシュラウド端面２０３およびハブ端面２０４を回転させている。よって、ハブ端面２０４は、前縁２０１側において、シュラウド端面２０３よりも径方向外側Ｓ２側にはみ出している。ハブ端面２０４の前端２０４ａは、シュラウド端面２０３の前端２０３ａよりも、径方向外側Ｓ２にはみ出している。ミッドスパン部２０５の前端２０５ａは、これらの中間に位置する。一方、ハブ端面２０４は、後縁２０２側において、シュラウド端面２０３よりも径方向内側Ｓ１側にはみ出している。ハブ端面２０４の後端２０４ｂは、シュラウド端面２０３の後端２０３ｂよりも、径方向内側Ｓ１にはみ出ている。ミッドスパン部２０５の後端２０５ｂは、これらの中間に位置する。このような可変ノズル翼２００では、前縁２０１側および後縁２０２側において、ハブ端面２０４の振れ幅は均等である。よって、ハブ端面２０４の径方向外側Ｓ２へのせり出しが限定的となり、ハブ壁面３１ｂ側における翼間距離を大きくすることができない。よって、タービン効率の向上が十分でない。
　以上述べたように、本開示の実施形態に係る可変ノズル翼２３および可変ノズルユニット２５では、ひねり中心Ｘの位置が従来にはない特定の範囲に設定されたことにより、タービン効率の向上と、可変ノズル翼２３のシュラウド壁面３２ｂ側への保持とが両立されている。可変ノズルユニット２５は、この点において、上記した可変ノズル翼１００，２００に対して優位性を発揮する。
　以上、本開示の実施形態について説明したが、本発明は上記の実施形態に限られない。すべての可変ノズル翼２３に対して上記の構成が採用されなくてもよい。複数の可変ノズル翼２３のうち一部（１または複数）の可変ノズル翼２３に対して、上記の実施形態に係る構成が採用されてもよい。
　可変ノズル翼２３は、片持ちで軸支される場合に限られず、両持ちで軸支されてもよい。両持ちで軸支される場合には、第２ノズルリング３２にも軸受孔が設けられ、可変ノズル翼２３に設けられた回動軸が軸受孔に回動可能に挿通される。
　可変ノズル翼２３が片持ちで軸支される場合に、第２流路壁面がタービンハウジング４によって形成されてもよい。すなわち、第２ノズルリング３２が省略されてもよい。この場合、可変ノズル翼２３は、第１ノズルリング３１に取り付けられて、タービンハウジング４の一部である第２流路壁面に対面する。
　本開示のいくつかの態様によれば、可変ノズル翼をシュラウド側へ容易に近寄らせることができる。
１　可変容量型過給機
２　タービン
３　コンプレッサ
４　タービンハウジング
６　タービン翼車
７　コンプレッサ翼車
１４　回転軸
１６　スクロール流路
２１　ガス流入路
２３　可変ノズル翼
２５　可変ノズルユニット
３１　第１ノズルリング
３１ｂ　ハブ壁面
３２　第２ノズルリング
３２ｂ　シュラウド壁面
５１　前縁
５２　後縁
５３　シュラウド端面
５４　ハブ端面
Ｃ　キャンバーライン
Ｈ　回転軸線
Ｓ１　径方向内側
Ｓ２　径方向外側
Ｘ　ひねり中心
θ　ひねり角

Claims (7)

  1. 　スクロール流路からタービン翼車へ流入するガスを通過させるガス流入路と、前記タービン翼車の回転軸線方向に互いに対面し前記ガス流入路を形成するハブ壁面およびシュラウド壁面と、を備えるタービンに用いられる可変ノズルユニットであって、
    　前記ハブ壁面および前記シュラウド壁面の間に配置され、前記ガス流入路内で前記タービン翼車の前記回転軸線に平行な回動軸線周りに回動可能な可変ノズル翼を備え、
    　前記可変ノズル翼は、前縁と、後縁と、前記ハブ壁面に対面するハブ端面と、前記シュラウド壁面に対面するシュラウド端面と、を含み、
    　前記可変ノズル翼は、前記ハブ端面が前記前縁側において前記シュラウド端面よりも前記回転軸線の径方向外側にはみ出すと共に、前記ハブ端面が前記後縁側において前記シュラウド端面よりも前記回転軸線の径方向内側にはみ出すように、前記後縁と前記回動軸線との間に位置するひねり中心周りでひねられて構成される、可変ノズルユニット。
  2. 　前記ハブ端面と前記シュラウド端面との間のひねり角は１．０～５．０°に設定されている、請求項１に記載の可変ノズルユニット。
  3. 　前記ハブ端面が前記シュラウド端面よりも前記径方向外側にはみ出す外側面積は、前記ハブ端面が前記シュラウド端面よりも前記径方向内側にはみ出す内側面積よりも大きい、請求項１に記載の可変ノズルユニット。
  4. 　前記ハブ端面が前記シュラウド端面よりも前記径方向外側にはみ出す外側面積は、前記ハブ端面が前記シュラウド端面よりも前記径方向内側にはみ出す内側面積よりも大きい、請求項２に記載の可変ノズルユニット。
  5. 　前記ひねり中心は、前記前縁と前記後縁との間の距離を基準として、前記前縁から７０～８５％の領域に位置する、請求項１～４のいずれか一項に記載の可変ノズルユニット。
  6. 　前記タービンに設けられた請求項１～４のいずれか一項に記載の可変ノズルユニットを備える、過給機。
  7. 　前記タービンに設けられた請求項５に記載の可変ノズルユニットを備える、過給機。
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